CC BY
21yflK 66.0:
Rufat Sh. Abiev1, Ritunesh Kumar2
experimental study of hydrodynamics and heat transfer in
microchannel heat pipe with circulating two-phase flow
St. Petersburg State Institute of Technology (Technical University), Moskovsky Pr., 26, St. Petersburg, 190013, Russia. e-mail: rufat.abiev@gmail.com
Results of an experimental study of hydrodynamics and heat transfer in a microchannel heat pipe with a 1.4-mm inner diameter are presented. The parameters determnned nn five configurations of the heat pipe were as follows: the conditions required for startnng the circuaations; boundaries of bubble, slug and film flows; and the power taken from the heating zone to the cooing zone by means of convection. The crrcuaation took place due to the difference nn the densities of the two-phase flow nn the hot and cold branches of the microchannel. The advantages of the crr-cuaating flow regime of a two-phase medium are discussed nn comparison with the pulsation regime actively discussed nn the itterature. The resutts of the experiments demonstrated higher values of the specific heat flux nn the microchannel heat pipe under study as compared wtth a heat pipe wtth a pulsatnng two-phase flow. This will allow one to use the device for nndustrial appiications.
Keywords: Heat pipe, microfluidics, two-phase flow, Taylor flow, heat flux
Введение
Потребность в разработке научно обоснованных методов интенсификации теплообмена особенно остро ощущается повсюду, где растет плотность удельных тепловых потоков - в микропроцессорной технике, солнечных элементах, микромасштабных химических реакторах. Так, наблюдается невероятный рост в области увеличения производительности микропроцессоров. В настоящее время мы почти достигли предела по размерам транзисторов и плотности их размещения (для сравнения - 170 миллионов в процессоре Pentium 4 в 2004 году и до 7,2 миллиарда процессоров Intel Broadwell-EP Xeon в 2016 году [1]). Уве-
.4+536.24
Р.Ш. Абиев1, Р. Кумар2
экспериментальное исследование гидродинамики и теплообмена в микроканальнои тепловой трубке с циркуляцией
двухфазной среды
Санкт-Петербургский государственный технологический институт (технический университет), Московский пр. 26, Санкт-Петербург, 190013, Россия e-mail: rufat.abiev@gmail.com
Представлены результаты экспериментального исследования гидродинамики и теплообмена в микроканальной тепловой трубке диаметром 1,4 мм. В пяти конфигурациях тепловой трубки определены условия начала циркуляции, границы существования пузырькового, снарядного и пленочного режимов, мощность, отводимая потоком от зоны нагрева к зоне охлаждения за счет конвективного переноса. При этом циркуляция обусловлена разностью плотностей двухфазного потока в горячей и холодной ветвях микроканала. Обсуждаются преимущества циркуляционного режима течения двухфазной среды по сравнению с активно обсуждаемым в литературе пульсационным режимом. Результаты экспериментов продемонстрировали более высокие значения удельной тепловой нагрузки в исследованной микроканальной тепловой трубке по сравнению с тепловой трубкой с пульсирующим двухфазным потоком. Это позволит успешно использовать исследованное устройство в промышленной практике
Ключевые слова: тепловая трубка, микрофлюидика, двухфазный поток, тейлоровский режим, тепловой поток.
личение плотности транзисторов и проблема утечки тока из них кумулятивно увеличили требования к теплоотдаче в четыре раза за последние пятнадцать лет. Хорошее управление теплосъемом с микропроцессора не только увеличивает его долговечность, но и помогает поддерживать уровень производительности процессора при работе на полной мощности [2]. Максимальная температура более 90 °C способна вывести из строя процессор в течение месяца [3].
Развитие технологий помогло уменьшить размер радиатора от нескольких метров до дюймов, и в конечном счете от нескольких дюймов до нескольких миллиметров с использованием микро- и миниканалов.
1. Абиев Руфат Шовкетович, д-р техн. наук, профессор, зав. каф. Оптимизации химической и биотехнологической аппаратуры СПбГТИ(ТУ), e-mail: rufat.abiev@gmail.com
Rufat Sh. Abiev Dr Sci. (Eng.), Professor, Head of the Department Optimization of chemical and biotechnological equipment of SPSIT(TU)
2. Ритунеш Кумар, Philosophy Doctor, доцент, CSE-1(103), Mech. Engg. Dept., IIT Indore, Madhya Pradesh, India, e-mail: ritunesh@iiti.ac.in
Ritunesh Kumar, Philosophy Doctor, Associated Professor, CSE-1(103), Mech. Engg. Dept., IIT Indore, Madhya Pradesh, India Дата поступления - 2 октября 2018 года
Один шаг вниз по размерной шкале помогает повысить скорость теплопередачи как минимум в десять раз. В 1981 году Туккерман и Пиз [4] продемонстрировали эффективность микроканального радиатора в охлаждении цепи VLSI (СБМИ - сверхбольших интегральных схем). Быстрое развитие технологии позволило использовать микроканальный теплоотвод в различных других областях, включая газовые турбины, термоядерные реакторы, ракетные двигатели, авионику, гибридные автомобили, хранение водорода и охлаждение холодильной техники [5].
Последние два десятилетия стали свидетелями интенсивных исследований, связанных с различными аспектами использования однофазных и двухфазных потоков в MCHS - Multichannel Heat Sinks (МКТУ -многоканальные теплообменные устройства). Тем не менее, работа MCHS также не лишена ограничений. Двумя главными ограничениями системы MCHS являются: 1) большой градиент температуры в направлении потока теплоносителя и 2) высокие потери давления при обеспечении требуемого уровня охлаждения.
Отметим три подхода к решению проблемы равномерности температурного поля: 1) использование микроштырьков; 2) применение двухфазных тепловых микротрубок; 3) сочетание двухфазных тепловых микротрубок с микроштырьками в них.
Одним из лучших способов снижения неравномерности температуры вдоль направления потока является использование теплообменных устройств с штырьковым оребрением. Штырьки способствуют регулярному перемешиванию жидкости, что приводит к выравниванию температуры по поверхности основания, на котором установлены штырьки.
Пелез с соавторами [6] сообщили, что с помощью штырькового оребрения достигается очень высокий уровень теплопередачи, и, несмотря на рост конвективного термического сопротивления, полное тепловое сопротивление уменьшается. Косар и Пелез [7] сообщили, что известные эмпирические корреляции для устройств больших размеров не подходят для прогнозирования теплопередачи в микротеплообменных устройствах с штырьковым оребрением. В работах [814] выполнены численные или экспериментальные исследования теплообмена в радиаторах с штырьковым оребрением, а также потерь давления в них.
Другое интенсивно развивающееся направление интенсификации теплообмена - пульсирующие тепловые трубки (oscillating heat pipes - OHP, pulsating heat pipes - PHP) (см., например, [15-17]), которые по своей сути являются трубками с парожидкостной смесью, пульсирующей в замкнутом контуре (что отражено в понятии Closed Loop Pulsating Heat Pipe - CLPHP).
Особенностью работы таких трубок является возникновение хаотических колебаний парожидкост-ной смеси при подводе теплоты к горячему концу, при этом смесь может подниматься вверх то по часовой стрелке, то в противоположном направлении. По нашему мнению, такой режим работы не является оптимальным с точки зрения теплопередачи.
Ранее нами разработана математическая модель гидродинамики и массообмена в двухфазном потоке при тейлоровском режиме течения в микроканалах [18-22]. Поскольку парожидкостное течение в тейлоровском режиме с точки зрения гидродинамики не отличается от газожидкостного, полученные закономерности могут быть успешно применены к описанию тепловых микротрубок.
Целью данной работы является экспериментальное исследование гидродинамики циркулирующей парожидкостной смеси в тепловой микротрубке, определение условий ее функционирования, анализ преимуществ по сравнению с пульсирующей тепловой микротрубкой.
Задачи исследования: экспериментальные исследования микроканальной тепловой трубки с различными конфигурациями нагрева и охлаждения; определение условий начала циркуляции и режимов течения; выявление оптимальной (по максимальному удельному тепловому потоку) конфигурации расположения нагревателей и холодильников по контуру тепловой микротрубки.
Постановка задачи и методы
решения
В данной работе проведено экспериментальное исследование, позволившее определить оптимальное расположение нагревателей и холодильников, а также минимальную тепловую нагрузку, обеспечивающую циркуляцию парожидкостной смеси в контуре тепловой микротрубки.
В связи с ограничениями на объем публикации, математическое моделирование указанных процессов, построенное на основе разработанных ранее моделей гидродинамики двухфазного потока при тейлоровском режиме течения [18-22], планируется представить в следующей статье.
Экспериментальная часть
Схема установки для исследования микроканальной тепловой трубки представлена на рисунке 1, общий ее вид - на рисунке 2. В качестве микроканала использована стеклянная трубка из молибденового стекла длиной 1 м и внутренним диаметром 1,4 мм. В нижней части и слева были намотаны два нагревателя из нихромовой проволоки, а трубчатые холодильники типа «труба в трубе» располагались вверху и справа сбоку (рисунок 2). Напряжение на нагревателях регулировалось при помощи двух ЛАТРов, измерялось при помощи цифровых мультиметров М-838 (погрешность ±1,2 %), а ток измерялся цифровым амперметром DT9208 (±1,0 %) и аналоговым амперметром Э537 ГОСТ 8711-78 (±1,0 %). Температура среды измерялась при помощи пирометра 320-EN-00(±1,5 °С) сразу за каждым из нагревателей и холодильников. Скорости пузырей определяли с помощью секундомера и по раскадровке видеозаписи (съемка осуществлялась при помощи Apple iPad Pro со скоростью 240 кадр/с), размеры пузырей определяли по фотографиям, сделанным фотоаппаратом CANON EOS 20D с макрообъективом Canon 60-2.8 Macro. В качестве рабочей жидкости служил этиловый спирт, который заливали в аппарат в объеме 0,7 мл, что составляло примерно половину от общего объема аппарата (1,54 мл).
Рисунок 1 Принципиальная схема установки.
Рисунок 2. Фото установки в сборе. 1- нагреватель № 1; 2 -нагреватель № 2; 3 - холодильник № 1; 4 - холодильник № 2; 5- ЛАТР; 6 - амперметры; 7- вольтметры.
Рисунок 3. Схемы и шифры исследованных конфигураций нагрева и охлаждения тепловой трубки: Н1, Н2 - нагреватели № 1, № 2, Х1, Х2 - холодильники № 1, № 2. Красным цветом выделены включенные объекты.
План проведения экспериментов. В работе исследованы конфигурации нагрева и охлаждения, показанные на рисунке 3. Красным цветом выделены элементы, работающие в данной конфигурации. Исследовано 5 конфигураций, для каждой исследована минимальная мощность, при которой начинается циркуляционное течение. Во всех пяти сериях напряжение варьировали с шагом в 1 вольт. Определяли время, через которое начинают образовываться пузыри и время выхода на устойчивый циркуляционный режим.
Результаты и их обсуждение
Определение условий начала циркуляции. Условие начала циркуляций определялось для каждой конфигурации. Так, при нагреве-охлаждении по схеме Н1.Х1.Х2 было выявлено, что при напряжении 9 В, токе 0,625 А (мощность 5,625 Вт) возникают слабые хаотичные пульсации, при 13 В, 0,85 А (11,05 Вт) - устойчивые пульсации, а при 15 В и 0,9 А (13,5 Вт) начинается устойчивая циркуляция парожидкост-ной смеси, причем пар имеет форму тейлоровских (снарядных) пузырей. Время начала образования пузырей составило 105 с, начало устойчивой циркуляции - через 190 с от начала нагрева. При дальнейшем увеличении мощности нагрева течение становилось кольцевым, т.е. пар двигался в центре капилляра сплошным потоком, а жидкость транспортировалась в виде пленки. На рисунке 4 показана характерная карта режимов течения двухфазной смеси. Наиболее благоприятным с точки зрения интенсивности теплоотдачи, как известно из литературы [15, 18-22], является снарядный режим.
Рисунок 4. Карта режимов течения двухфазной смеси в микроканальной тепловой трубке - зависимость скорости пузырей (м/с) от напряжения питания (В) для случая Н1.Х1.Х2.
Примеры фотографий вертикального участка микроканальной тепловой трубки для случая Н1.Х1.Х2 представлены на рисунке 5. На рисунках 6-8 показаны зависимости скорости циркуляции, длины пузырей и газосодержания от мощности нагревателя для схемы Н1.Х1.Х2.
Расчет потерь энергии в окружающую среду (воздух) показал, что они не превышают 3 %, и в данной работе они не учитывались.
а) б) в) г)
Рисунок 5. Фотографии вертикального восходящего участка микроканальной тепловой трубки для случая Н1.Х1.Х2 при напряжении на нагревателе: а) 15 В - пузырьковый режим; б) 21 В - переход к снарядному режиму; в) 25 В - снарядный режим; г) 27 В - кольцевой режим. Цена деления шкалы -1 мм.
Мощность нагрева.
Рисунок б. Зависимость скорости циркуляции от мощности нагревателя (схема Н1.Х1.Х2)
0,0042
1 3x10
з
= Лэу1ег2Хю"а
^ 1x10-9
О
10 13.5
20 30
40
37,5
гау1ег
Мощность нагрева, Вт
Рисунок 7. Зависимость длины пузырей от мощности нагревателя (схема Н1.Х1.Х2)
Рисунок 8. Зависимость газосодержания от мощности нагревателя (схема Н1.Х1.Х2)
Аналогичные зависимости были получены для других конфигураций нагрева-охлаждения, полученные закономерности имели сходный характер. Сравнение предельных параметров различных конфигураций нагрева-охлаждения микроканальной тепловой трубки представлено в таблице.
Максимальная удельная тепловая нагрузка рассчитывалась по формуле:
qmax
Qm
ndL
где d - диаметр трубки, м (0,0014 м); Lh ка нагрева, м (0,15 м).
(1)
длина участ-
Таблица. Сравнение параметров работы различных конфигу-
Конфигурация Н1.Х1.Х2 Н1.Х2 Н2.Х1.Х2 Н2.Х2 Н1.Н2.Х1.Х2*
Qmin, Вт 13,5 13,5 3,5 3,5 9,55
Qmax, Вт 37,5 37,5 14,85 14,85 21,15
qmax*z кВт/м2 56,84 56,84 22,51 22,51 16,03
(}т„ - минимальная тепловая нагрузка, при которой начинается циркуляция двухфазной смеси (начало снарядного течения), Вт; ((твх - максимальная тепловая нагрузка, при которой происходит переход от снарядного к кольцевому режиму течения двухфазной смеси, Вт; дтвх - максимальная удельная тепловая нагрузка, отводимая двухфазной смесью за счет конвекции, Вт/м.
*в данном случае при расчете удельного потока дтвх учитывали суммарную площадь нагрева нагревателей Н1 и Н2.
Интересно отметить, что одновременное включение двух нагревателей привело к более низкому значению (твх по сравнению с конфигурациями Н1.Х1.Х2 и Н1.Х2. Наблюдения за течением показали, что это связано с более ранним переходом от снарядного режима к кольцевому. Отметим, что при включении только бокового нагревателя (Н2) линии газосодержания для конфигураций Н2.Х1.Х2 и Н2.Х2 практически совпадают, а линия для конфигурации Н1.Н2.Х1.Х2 очень близка к ним. Это означает, что именно боковой нагреватель играет решающую роль в формировании парожидкостной системы, и он же приводит к преждевременному и нежелательному росту объемной доли пара. При использовании только нижнего нагревателя формирование пузырей замедляется, что связано, по-видимому, с перпендикулярностью вектора скорости на горизонтальном участке и вектора ускорения свободного падения - образование пузырей вблизи нагревателя Н1 не приводит к мгновенному увеличению движущей силы циркуляции, а значит, и движущей силы теплообмена.
Анализ преимуществ циркуляционного режима. Недостатками пульсирующего режима микроканальной тепловой трубки по сравнению с циркуляционным являются:
1) по мере повышения тепловой нагрузки при определенном значении теплового потока происходит перегрев зоны нагрева, что приводит к «высушиванию» (dry-out) этой зоны, т.е. в зоне нагрева (для теп-лообменного устройства, работающего в поле гравитации - обычно в нижней части) вся жидкость переходит в паровую фазу, а жидкость выше зоны нагрева не участвует в процесса нагрева, поскольку при пульсациях она некоторое время «подвисает» в верхней части трубки.
2) Существует ограничение передаваемой тепловой мощности при пульсирующем режиме микроканальной тепловой трубки. Так, из литературы известно, что при значении удельной тепловой мощности, передаваемой вдоль оси трубки примерно 430 Вт/м2, для устройства с внутренним диаметром трубки 2 мм, при пульсирующем режиме наступало «высушивание» [23].
3) Кроме того, при высоких значениях тепловой мощности при локальном «высушивании» может происходить сильный перегрев трубок, приводящий к нарушению структуры металла, из которого они изготовлены, и их преждевременному выходу из строя.
4) При циркуляционном течении, в отличие от пульсирующего режима течения микроканальной тепловой трубке, обеспечиваются наиболее благоприятные условия для теплообмена, когда теплоноситель последовательно проходит зоны нагрева и охлаждения, сначала получая теплоту от нагретого объекта (нагревателя), когда температура достигает максимального значения на выходе из зоны нагрева, затем перенося эту теплоту к холодному объекту (холодильнику), со снижением температуры до минимального значения на выходе из зоны охлаждения. В итоге, как в зоне нагревателя, так и в зоне холодильника достигаются максимальные значения перепадов температур, а значит, и максимальные тепловые потоки, что влечет за собой повышение общей эффективности переноса тепла в предлагаемом устройстве.
Заключение
Проведенные экспериментальные исследования подтвердили работоспособность микроканальной тепловой трубки с двухфазным потоком в циркуляционном режиме.
Исходя из проведенного анализа, тепловая микротрубка при работе в циркуляционном режиме обладает рядом преимуществ по сравнению с пульсирующим. Это, в частности, подтверждается более высокими значениями тепловой нагрузки, полученными в наших экспериментах, по сравнению с опубликованными в работе [24] (среднее значение для CLPHP лежат в пределах 30-40 кВт/м2).
Благодаря довольно высокой скорости циркуляционного течения, микроканальная тепловая трубка способна переносить тепло методом конвективного переноса - как с циркулирующей жидкостью, так и с паром.
Полученные результаты свидетельствует о большой практической значимости исследованного устройства.
Авторы благодарят Д.В. Поченикину за активное участие в выполнении экспериментов.
Исследование выполнено при финансовой поддержке РФФИ и ДНТ в рамках научного проекта № 18-58-45014 ИНД_а.
Литература
1. Intel 14nm Broadwell-EP Family Launched -Xeon E5-2600 V4 For Next-Gen Workstation Platforms With 7.2 Billion Transistors [Электронный ресурс]/
H. Mujtaba. - Режим доступа: https://wccftech.com/intel-broadwell-ep-xeon-e5-v4, свободный. - Загл. с экрана.
2. R. Mahajan, C.P. Chiu, Cooling a microprocessor chip // Proceedings of the IEEE, 2006. Vol. 94, No. 8. pp. 1476-1486.
3. Will overheating my CPU cause any real damage? [Электронный ресурс]/ B. Moore - Режим доступа: htttp://www.pcgamer.com/cpu-temperature-overheat/, свободный. - Загл. с экрана.
4. Tuckerman D.B, Pease R.F.W. Highperformance heat sinking for VLSI, IEEE Electron // Device Lett. 1981. V. 2. P. 126-129.
5. Mudawar I. Two-phase microchannel heat sinks: theory, applications, and limitations // J. Electron. Packag. 2011. V. 133, 41002-1-41002-31.
6. Peles Y, Kosar A., Mishra C, Kuo C.J., and Schneider B. Forced convective heat transfer across a pin fin micro heat sink // Int. J. Heat Mass Trans. 2005. V. 48. P. 3615-3627.
7. Kosar A., Peles Y. Boiling heat transfer in hydrofoil-based micro pin fin heat sink // Int. J. of Heat Mass Trans. 2007. V. 50. P. 1018-1034.
8. Jasperson B.A., Jeon Y, Turner T, Pfefferkorn
F.E, Qu W Comparison of micro-pin-fin and microchannel heat sink considering thermal-hydraulic performance and manufacturability // IEEE T. on Comp. Pack. Tech. 2010. V. 33, P. 148-160.
9. Kosar A. Exergo-economic analysis of micro pin fin heat sinks // Int. J. Energy Res. 2011. V. 35. P. 1004-1013.
10. Shafeie H, Abouali O, Jafarpur K, Ahmadi
G. Numerical study of heat transfer performance of singlephase heat sink with micro pin-fin structures // Appl. Ther. Engg. 2013. V. 58. P. 68-76.
11. Izci T, Koz M., Kosar A. The effect of micro pin-fin shape on thermal and hydraulic performance of micro pin-fin heat sinks // Heat Trans. Engg. 2015. V. 36. P. 1447-1457.
12. Zhao J., Huang S, Gong L, Huang Z. Numerical study and optimizing on micro square pin-fin heat sink
for electronic cooling // Appl. Ther. Engg. 2016. V. 93. P. 1347-1359.
13. Yeom T, Simon T, Zhang T, Zhang M, North M, Cui TEnhanced heat transfer of heat sink channels with micro pin fin roughened wells // Int. J. Heat Mass Trans. 2016. V. 92. P. 617-627.
14. AliH.M., ArshadA. Experimental investigation of n-eicosame based circular pin-fin heat sinks for passive cooling of electronic devices // Int. J. Heat Mass Trans. 2017. V. 112. P. 649-661.
15. Mehta B, Khandekar S. Taylor bubble-train flows and heat transfer in the context of Pulsating Heat Pipes// Int. J. of Heat and Mass Transfer 79 (2014) 279290.
16. Clement J., Wang X Experimental investigation of pulsating heat pipe performance with regard to fuel cell cooling application// Applied Thermal Engineering 50 (2013) 268-274.
17. Patel V.M., Gaurav and Mehta H.B. Influence of Working Fluids on Startup Mechanism and Thermal Performance of a Closed Loop Pulsating Heat Pipe // Applied Thermal Engineering. 2017. V. 110. P. 1568-1577.
18. Абиев Р.Ш. Моделирование гидродинамики снарядного режима течения газожидкостной системы в капиллярах // Теор. основы хим. технол. 2008. Т. 42. № 2. C. 115-127.
19. Абиев Р.Ш. Циркуляционный и байпасный режимы снарядного течения газожидкостной смеси в капилляре // Теор. основы хим. технол. 2009, Т. 43. № 3. C. 313-321.
20. Абиев Р.Ш. Метод расчета объемного газосодержания и относительной длины пузырей при снарядном режиме течения в капиллярах // Теор. основы хим. технол. 2010. Т. 44. № 1. C. 88-103.
21. Абиев Р.Ш. Моделирование потерь давления при снарядном течении газожидкостной смеси в мини- и микроканалах // Теор. основы хим. технол. 2011. Т. 45. № 2. C. 170-177.
22. AbievR.S., LavretsovI.V. Hydrodynamics and Mass transfer of Taylor flow of Gas-Liquid Systems in Micro Channels: Theory and Experiment // Chemical Engineering Journal. 2011. V. 176-177. P. 57-64.
23. Yang H, Khandekar S., Groll M. Operational limit of closed loop pulsating heat pipes // Applied Thermal Engineering. 2008. V. 28. P. 49-59.
24. Khandekar S., Charoensawan P., Groll M., Terdtoon P. Closed loop pulsating heat pipes. Part B: visualization and semi-empirical modeling // Applied Thermal Engineering. 2003. V. 23. P. 2021-2033.
