CC BY
144
УДК 536.42
А.С. Шамирзаев, С.П. Козлов, В.В. Кузнецов ИТ СО РАН, Новосибирск
ТЕПЛООБМЕН ПРИ КИПЕНИИ ХЛАДОНОВ В МИКРОКАНАЛЬНЫХ СИСТЕМАХ ОХЛАЖДЕНИЯ
В статье приводятся данные экспериментального исследования теплоотдачи при кипении хладона 21 в микроканальном теплообменнике. Проведено сравнение полученных данных с известными моделями теплообмена при кипении жидкости в каналах малого размера и предложена модификация методики расчёта теплоотдачи.
A.S. Shamirzaev, S.P. Kozlov, V.V. Kuznetsov IT SB RAS, Novosibirsk
FLOW BOILING HEAT TRANSFER IN MICROCHANNEL HEAT SINK
In article the data of experimental investigation of refrigerant 21 flow boiling heat transfer in microchannel heat sink is described. A comparison of experimental data with known models of heat transfer during liquid flow boiling in small size channel was done. The modification of models for calculation heat transfer at liquid flow boiling was offered.
Теплоотдача при кипении движущейся жидкости в микроканалах широко исследуется в связи с высокой эффективностью микроканальных систем для охлаждения электронных компонентов и компактных теплонагруженных элементов. Несмотря на значительное число работ, выполненных в области кипения движущейся жидкости в каналах малого размера, данные экспериментальных исследований достаточно противоречивы. Так, например, в работе [1] получено, что в микроканалах преобладающим механизмом теплообмена является кипение, коэффициенты теплоотдачи зависят, в основном, от теплового потока и давления и слабо зависят от паросодержания. В то же время в работе [3] показано, что для миниканальных систем вклад пузырькового кипения в теплоотдачу не является определяющим, коэффициенты теплоотдачи растут с ростом скорости и паросодержания, а влияние теплового потока мало. В работах [2,4] предложены методы определения доминирующего механизма теплоотдачи и предложены методы расчёта теплоотдачи. Следует заметить, что в настоящий момент отсутствует универсальная модель теплообмена в микроканальных системах.
В данной работе первоочередной задачей является исследование теплоотдачи при кипении восходящего потока хладона 21 в микроканальной пластине охладителя в зависимости от теплового потока и паросодержания потока. Пластина имеет 10 каналов длиной 120 мм с размером 0,64*2,05 мм . Микроканальные пластины являются наиболее перспективными элементами теплообменных устройств. Использование хладонов позволяет значительно расширить температурный диапазон охлаждения в таких системах.
Испаритель, установленный перед измерительной секцией, позволил получать экспериментальные данные в широком диапазоне паросодержаний независимо от теплового потока. Так же обсуждается применимость существующих корреляций для расчёта теплоотдачи в микроканальных охладителях.
Методика эксперимента и экспериментальная установка подробно описано в [5]. В отличие от кипения воды [1], [5] вход недогретого потока хладона 21 не влияет на распределение теплового потока по длине теплообменника. Коэффициенты теплоотдачи при кипении хладонов ниже, чем на воде, увеличение теплоотдачи при кипении слабо недогретой жидкости приводит к перераспределению тепловых потоков вдоль ребра, и коэффициент теплопередачи меняется слабо. Сильная неравномерность возникает только в случае полного испарения жидкости. В этом случае, когда однофазный теплообмен ниже, чем теплоотдача к двухфазному потоку, коэффициенты теплопередачи существенно падают. Это приводит к неравномерности теплового потока вдоль теплообменника. Поскольку нержавеющая сталь имеет низкую теплопроводность, неравномерность теплового потока влияет только на область вблизи полного осушения и не распространяется далеко вверх по потоку. Примеры распределения теплового потока по длине теплообменника показаны на рис. 1.
160 140 120 2- 100 т 80 60 40 20 0
гг
• • • •
•
о о о о о
-□ □ □
1 2 1 8 £
- □
□ G=34 кг/мЛ2 -
0.03<Х<1.06 38.1%
<^=34 кг/мЛ2 -
0.03<Х<0.96 5.1%
ДG=34 кг/мЛ2 -
0.03<Х<0.88 2.2%
^=137.2 кг/мЛ2 0.25<Х<1.09 5.9%
С^=137.2 кг/мЛ2 0.26<Х<0.92 2.1%
30 60 90
L [мм]
120
Рис. 1. Распределение теплового потока по длине микроканального теплообменника при различных нагрузках и массовых расходах
0
Экспериментальные данные, представленные в [3] показали, что модель из [2] и модель из [6] с учётом рекомендаций, данных в [3] хорошо описывают
экспериментальные данные при кипении хладона 21 в канале размером 1,6*6,3
2 2 мм при массовом расходе выше 200 кг/м с. При уменьшении массового расхода
наблюдается значительное превышение измеренных коэффициентов
теплоотдачи по сравнению с расчетом для всех рассмотренных моделей.
Причиной этого может быть смена режима теплообмена при изменении соотношения капиллярного давления на масштабе размера канала и динамического напора. На рис. 2 приведена зависимость отношения измеренного коэффициента теплоотдачи к расчету по модифицированной модели Лиу Винтертона для хладонов Я21, и Ю32а, полученных при кипении в трубке диаметром 2,06 мм. Линией на рис. 2 показана аппроксимирующая зависимость для фактора стесненности
=1 + 1.2/ехр(0.8-^035)
(1)
♦ к_132э Ак_21
We^
Рис. 2. Экспериментальные значения теплоотдачи, отнесённые к расчёту по модели Лиу Винтертона модифицированному в [2] в зависимости от числа
Вебера
Использование фактора стесненности (1) в модели Лиу Винтертона как помножающего коэффициента в факторе подавления кипения позволяет повысить точность расчета теплообмена при кипении.
На рис. 3 показана зависимость локальных значений коэффициента теплоотдачи при кипении восходящего хладона 21 в исследованной микроканальной пластине при массовом расходе 171,6 кг/м2с. Вертикальными толстыми линиями показаны переходы между режимами течения: от
пузырькового к снарядному и переходному и от переходного к кольцевому режимам. Переходы определены по модели из работы [7].
Для пузырькового режима течения теплоотдача возрастает с ростом теплового потока. Преобладающим механизмом теплообмена является пузырьковое кипение. В снарядном и переходном режимах теплоотдача
л
возрастает вплоть до значения теплового потока равного 113 кВт/м , при больших значениях теплового потока наступает насыщение и рост теплоотдачи прекращается. Для переходного режима локальные коэффициенты теплопередачи слабо зависят от паросодержания. При переходе к кольцевому режиму течения коэффициенты теплопередачи уменьшаются с ростом паросодержания. Это указывает на подавление кипения в плёнке жидкости при кольцевом режиме течения. В работе [4] предложен критерий определения подавления кипения в плёнке, как отношение толщины теплового подслоя в турбулентной плёнке к диаметру каверны активного центра парообразования.
Для вертикального потока, когда это отношение становится меньше 2, кипение полностью подавляется. На рис. 3 штрихованной линией показан численный расчёт по модели из [2], сплошной по модифицированной в [3] модели Лиу и Винтертона с учётом фактора стеснённости (1), расчёт с учётом подавления кипения показан чёрными ромбами. Расчеты проведены для режима с
л
тепловым потоком равным 113 кВт/м . При численном моделировании расчёты проводились в элементе симметрии реального теплообменника.
X
Рис. 3. Зависимость локальных значений теплопередачи от паросодержания при кипении восходящего потока хладона 21 в микроканальной пластине
Различные модели теплообмена могут давать близкие значения коэффициента теплопередачи в месте расположения термопар на теплообменной поверхности, в то же время поле температур в целом будет различаться. Для определения наилучшей модели теплообмена производился расчёт поля температур в элементе симметрии реального теплообменника для различных граничных условий. Пример полученного поля температур приведён на рис. 4. Расчёты проводились в следующих предположениях: постоянства теплоотдачи по периметру канала; распределения теплоотдачи по модифицированной модели Лиу Винтертона с учётом фактора стеснённости (1); распределения теплоотдачи по модифицированной модели Лиу Винтертона с учётом фактора стеснённости (1) и учётом подавления кипения в плёнке при кольцевом режиме течения. Наилучшее соответствие экспериментальным значениям температуры, измеренным на «холодной» стороне теплообменной пластины, показал расчёт с наибольшим количеством учитываемых параметров.
1341.1 339.7 338.2 336.8 335.3 333.9 332.5 331.0 329.6 328.1 326.7 325.2 323.8 322.4 320.9 319.5 318.0 316.6 315.2 313.7 312.3
310.8 ■ 309.4
307.9 306.5
Рис. 4. Поле температур в элементе симметрии микроканального охладителя. Граничные условия по модели Лиу Винтертона с учётом фактора стеснённости
(1). Температура насыщения З0З К
Таким образом, чем большее количество факторов влияющих на теплообмен при кипении двухфазных потоков будет учтено, тем более лучшее соответствие расчёта с экспериментом будет получено. Для построения модели теплоотдачи необходимо понимание всех физических процессов, протекающих при кипении потоков в каналах малого размера.
БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК
1. Steinke M.E., Kandlikar S.G. An Experimental Investigation of Flow Boiling Characteristics of Water in Parallel Microchannels, Journal of Heat Transfer. 2004. V.126, pp. 518526.
2. Kandlikar S.G. Similarities and Differences Between Flow Boiling in Microchannels and Pool Boiling, Heat Transfer Engineering. 2010. V.31, pp. 159-167.
3. Kuznetsov V.V., Shamirzaev A.S. Boiling heat transfer for freon R21 in rectangular minichannel, Heat Transfer Engineering. 2007a. V. 28, pp. 738-745.
4. Kuznetsov V.V, Shamirzaev A.S. Flow boiling heat transfer mechanism in minichannels, in: Proceedings of the 5th International Conference on Nanochannels, Microchannels, and Minichannels ICNMM2007-30210. 2007b.
5. Kuznetsov V.V., Shamirzaev A.S. Flow boiling heat transfer in two-phase micro channel heat sink at low water mass flux // Microgravity Sci. Technology. 2009. V. 21, pp. 305-311.
6. Liu Z., Winterton R.H.S. A general correlation for saturated and subcooled flow boiling in tubes and annuli, based on a nucleate pool boiling equation, Int. J. Heat and Mass Transfer. 1991. V.34, pp. 2759-2766.
7. Taitel Y., Barnea D., Dukler A.E. Modeling flow pattern transition for steady upward gas-liquid flow in vertical tubes, AIChE J. 1980. V.26, pp. 345-354.
© А.С. Шамирзаев, С.П. Козлов, В.В. Кузнецов, 2010
