基于真空沸腾的高热流密度散热过程的

　　真空科学与技术学报基于真空沸腾的高热流密度散热过程的试验研究高文忠12梁建尧李长松吕雯（上海海事大学商船学院上海201306）试验装置，并从过热度、蒸发压力、冷却水温等方面对热流密度及散热壁面温度的影响进行了试验测试。试验数据表明：真空中水沸腾曲线与常压下有明显区别，在过渡沸腾区呈轻微下降后快速增加；初始压力对真空沸腾特性影响显著，压力越低，热流密度越大；冷却水温度对沸腾换热有影响，但不明显，通过大幅降低冷却水温度以提高沸腾换热能力不可取；冷凝能力不足可使散热迅速恶化，冷凝端设计时应考虑足够的余量，以避免极端条件下散热恶化。

　　随着电子技术的快速发展，特别是高频、高速、大规模集成电路器件的高度集成，其单位面积散热量也急剧增加。可以预见，现有散热技术或装置将逐渐难以满足未来电子器件发展对散热的需求。以数据中心为例，2002年单个机柜能耗大致为5.1kW，而目前已超过25kWm.“水冷技术+空调”是现今普遍采用机柜散热做法。单纯通过加大数据中心机房空调配置并不能满足散热要求，且能源消耗也巨大。因此，机柜功率密度快速增加使水冷技术得到更多的关注0.沸腾作为相变现象主要形式之，因其高热流密度热传递性能近年来备受瞩目，相关研究也已广泛展开。研究人员从微细化传热结构或者喷雾等方式对沸腾相变做了不少研究，取得了一定换热效果，但结构过于复杂或存在运动部件，系统稳定性不佳。另外，鉴于真空环境下相变换热有传热特性及冷却效果，本文将沸腾换热和真空相结合，搭建了真空沸腾换热模拟试验台，探究了真空下沸腾换热热流密度及影响因素，为真空相变沸腾传热的方法在高热流密度条件下的设计和控制提供依据。

　　1试验装置与测试系统1.1试验装置如所示，整个试验装置共分为三个部分：散热面模拟系统、真空沸腾吸热一冷凝循环系统和冷却水系统。散热面模拟系统采用加热功率为2.5kW高温循环油浴锅（带数字显示）加热导热硅油（定压比热容为2050KkgK））至设定温度，再将其泵送至被加热面A，热量经对流换热及导热在模拟散热面B处被沸腾池内的水吸收。被加热面A与模拟散热面B如所示，A、B面均为半径1cm的圆面，两面间厚度为1.5mm，下端焊接进油管和出油管，两管成90度角，可保证高温热油冲刷被加热面A时形成湍流，以强化换热。真空沸腾吸热一冷凝循环系统由上下两个不锈钢法兰盘（不锈钢导热系数A为16.5WmK））和一个圆柱型有机玻璃筒组成，两者由密封圈密封，内设漏斗型沸腾池。水在真空沸腾池中受热沸腾蒸发，其蒸汽经波纹管进入板式换热器，被冷却水冷凝后经阀门回流至沸腾池。冷却水系统由带温度显示低温恒温槽、板式换热器及附属管路组成。真空泵为2X-4旋片式真空泵，抽气率4L/s.装置所有部件、设备及管路均采用阻燃橡塑海绵包奄绝热。

　　试验装置图模拟散热表面详。2测试系统装置测试系统由测压元件、测温元件及采集系统组成。测压元件为扩散硅压力传感器，测温元件为T型热电偶，采集系统为安捷伦数据采集仪及相应的计算机显示和存储。

　　2试验工况本文主要研究热流密度、真空压力、冷凝端温度及冷凝不足对沸腾换热的影响，试验工况如表1所示。

　　表1试验工况工况初始压力冷凝温度冷却水流量导热油流量试验油温3数据处理及误差分析依据4试验结果及分析试验数据处理主要的目标参数为热流密度值、模拟散热面B的壁面温度（以下称壁面温度）。基于热量传递过程无效热量、试验误差等因素的存在，为了使试验测试结果基本接近实际热传递过程，对原始数据的处理过程如下：（1）将模拟散热块向外导热过程近似看作等厚度环肋（肋高80mm）导热过程。

　　等厚度环肋散热量为MQs=-2nXr00IShTX数。4、/i分别为类修正零阶与一阶贝塞尔函数，K0、Ki为第二类修正零阶与一阶贝塞尔函数。

　　（2）理想化环肋对外散热，此处将环肋散热近似为自然对流散热过程，依据关联式水平热面向上时水平热面向下时据Nu=h1/A定义，计算出其自然对流系数h.沸腾传热热流密度计算公式如下从高温油浴锅导出的热量试验测试所用热电偶在0 ~350°C范围内，误差为0.4，长度测量误差为0. 5，压力传感器测量误差为0.5，由函数n，xn）（其中，X2为相互独立的直接测量量）的相对误差传递公式4.1不同加热温度下的沸腾传热特性在表1中A1工况下，通过改变油浴锅内导热硅油温度（以下称油温）得到相应热流密度、沸腾过热度以及散热面温度分别如所示。

　　（a）表明，当油温小于50C时，热流密度随油温增加缓慢递增，而超过50C后，热流密度呈线性陡增，只有在110C时，热流密度出现小幅下降。

　　以上现象的原因可以由（b）中所示加热过程沸腾面的过热度特性来解释。纵观（b）过热度与热流密度的关联关系，参照常压沸腾过程将本试验的真空沸腾曲线也分为四段，即，AB为自然对流区，BC为核态沸腾区，CD为过渡沸腾区，DE为膜态沸腾区。发现其曲线变化与常压下大容器水沸腾曲线有明显区别。主要体现在渡沸腾区CD段没有出现如常压下过渡沸腾区样的热流密度大幅下降过程。结合试验过程中观察到的现象分析其主要成因在于过热度再次升高，使汽化核心数量增多，生成的汽泡集聚成汽块，在有限的散热面积上，挤占了大部分沸腾池侧壁与模拟散热面B所围成的空间，阻碍了水与底部散热面的接触，但只形成了短暂传热恶化，导致热流密度略微下降。而随着过热度增加，沸腾很快就进入到膜态沸腾阶段。

　　（c）中显示壁面温度总体上随热流密度增加呈线性增加。热流密度小于20W/cm2时，壁面温度低于30C，热流密度高达90W/cm2时，壁面温度也仅为70C，对高热流密度传热表面降温效果非常明显。

　　4.2初始压力对池沸腾换热的影响真空沸腾系统中不凝性气体是影响液体沸腾温度重要因素之，初始真空压力值对沸腾过程的影响如所示。由（a）中三组曲线可以看出，油温定时，初始压力越高，热流密度越低，且热流密度值差异也随着油温升高逐渐加大，由40C时的2W/cm2增加到80C时的约8W/cm2.主要原因在于初始压力高，导致水沸腾温度相应升高，相同加热温度下，水的过热度减小，（b）中油温与过热度的关系正好说明了以上分析。当油温为40C时，三种工况的过热度差异在1 ~2°C之间，无明显区别，而当油温为80C时，过热度差值已高于5C，使溶液呈现不同沸腾规律，进而导致在相同热源温度下热流密度差异明显。因此，不凝气体的存在对沸腾换热影响不可忽略，可以利用这点通过设计不同初始压力来计算热流密度q误差仅为4.间接控制系统沸腾蒸发冷却能力。

　　工况A1下的试验曲线不同压力下的试验曲线（c）中曲线显示，在不同初始压力下，壁面温度均未随油温提高呈线性关系快速增加，而是增长比较缓慢，特别是初始压力为2. 7kPa时，即使油温由30°C提高60°C，壁面温度增加也仅5°C左右，该特点可以使发热表面在骤变功率下保持相对稳定的温度，自适应能力很强。

　　4.3冷却水温度对池沸腾换热的影响冷却水系统的冷凝能力是热传递终出口，冷却水也是影响冷却能力的重要因素。（a）中不同冷却水温下过热度随着油温升高而升高，也出现（a）中所呈现的过热度值差异，但差值较小。当油温小于70°C时，三种工况过热度之间差值较小，为1~3°C，大于70°C时，过热度差值略为增加，为3―6.可见，冷却水温对沸腾换热影响与初始压力对沸腾换热影响是相似的。本质上为冷却水通过冷凝水蒸汽使得系统压力发生改变，从而改变沸腾换热强度，使蒸发和冷凝达到平衡。（b）中，在冷却水水温为10与20°C时，热流密度差值为1~ 4W/cm2.冷却水温在30C时，热流密度总体上低于前两者，与前两者的差值较大些，为6~12W/cm2.造成该结果的原因是整个系统平衡时的压力差异，试验测得在蒸发量和冷凝量达到平衡时，C1与C2、C2与C3压力差值分别为350与800Pa.另夕卜，试验中水蒸汽至冷凝器管路较长，削弱了水蒸汽与冷却水间接接触换热能力，终没有出现（a）中较大热流密度差。因此，冷却水温度对沸腾换热过程的热流密度有一定影响，但不十分明显，通过大幅降低冷却水温度以提高沸腾换热能力并不可取。

　　4.4冷凝能力不足时，对沸腾换热的影响对于蒸发-冷凝系统，当冷凝端冷凝能力不足时，必然导致蒸发压力上升、传热恶化等严重后果，本文通过大幅降低冷却水流量，即采用表1中D1工况所得试验结果如所示。

　　观察中曲线变化可知，在50s后，将冷却水流量减半后，沸腾室压力、散热面温度快速真空科学与技术学报bookmark6增加，而过热度及热流密度则随之明显降低，并在500s左右重新平衡。在整个过程内，压力增加了近6000Pa，过热度下降了约3°C，热流密度下降10.4，壁温上升了近10°C.可见，冷凝能力不足将使散热迅速恶化，存在短时间内损坏被保护散热仪器的重大隐患。

　　冷凝不足试验曲线5结论本文基于沸腾换热机理，利用水真空下低温即可沸腾特性，设计并搭建了高热流密度散热模拟试验装置，试验分析了热源温度、真空压力、冷却水温等对真空沸腾换热特性影响，得出以下结论：真空时水沸腾曲线与常压下大容器水沸腾曲线有明显区别，过渡沸腾区无常压下时热流密度大幅下降过程，只是表现为略微下降而后快速增加。

　　初始压力对真空沸腾特性影响非常显著，压力越低，热流密度越大；在瞬变散热工况下，压力越低，散热自适应能力越强，使散热表面温度保持相对稳定。

　　冷却水温度对沸腾换热过程的热流密度有影响，但并不明显，通过大幅降低冷却水温度以提高沸腾换热能力不可取。

　　冷凝能力不足可使散热迅速恶化，冷凝端设计时应考虑足够余量，避免极端条件下散热恶化，存在短时间内损坏被保护散热仪器的重大隐患。