CC BY
36
Наука и Образование
МГТУ им. Н.Э. Баумана
Наука и Образование. МГТУ им. Н.Э. Баумана. Электрон. журн. 2017. № 07. С. 45-62.
]Э5М 1994-040В
Б01: 10.7463/0717.0001276
Представлена в редакцию: Исправлена:
© МГТУ им. Н.Э. Баумана
УДК 536.248.2
Трехмерное численное моделирование испарителя и компенсационной полости контурной тепловой трубы в стационарной постановке
14.06.2017 28.06.2017
Афанасьев В.Н. , Недайвозов А.В.
а!ехпес1е б '8. gmail.com 1МГТУ им. Н.Э. Баумана, Москва, Россия
Л
В статье представлены результаты трехмерного численного моделирования испарителя и компенсационной полости контурной тепловой трубы в стационарной постановке. Описана методика расчета теплового состояния испарителя и компенсационной полости. Показано влияние поля массовых сил на результаты расчета. Исследовано влияние длины погруженного в воду участка конденсатопровода на тепловое состояние испарителя и компенсационной полости. Результаты расчеты представлены для латунного плоского испарителя при тепловой нагрузке 80 Вт. В качестве теплоносителя использовалась дистиллированная вода.
Ключевые слова: контурная тепловая труба, фитиль, испаритель, компенсационная полость, трехмерное численное моделирование
Введение
Контурные тепловые трубы (КТТ) - это высокоэффективные, замкнутые испари-тельно-конденсационные теплообменные устройства, передающие большие тепловые потоки на значительное расстояние при любой ориентации в пространстве, успешно применяемые в космической технике, а новое поколение этих устройств - миниатюрные контурные тепловые трубы - уверенно внедряются в системы охлаждения современной и перспективной электроники и компьютерной техники [1-3].
Для прогнозирования рабочих характеристик КТТ были созданы различные аналитические модели расчета стационарного состояния КТТ [4-8], которые модифицировались в зависимости от ее конструкции: КТТ с цилиндрическим испарителем [4-5], с плоским испарителем [6] и КТТ с несколькими испарителями и конденсаторами [7].
Развитие вычислительной техники и численных методов расчета привело к возможности численного трехмерного моделирования стационарного состояния узлов КТТ [9-12]. Такой подход позволяет получить как локальные, так и интегральные параметры КТТ, благодаря чему возможна оптимизация конструкции КТТ.
1. Численное моделирование
В статье приведены результаты численного моделирования испарителя и компенсационной полости КТТ (рис. 1), созданной в МГТУ им. Н. Э. Баумана [13, 14]. Расчет основан на численном моделировании стационарного теплового состояния испарителя и компенсационной полости в трехмерной постановке с помощью CFD кода ANSYS Fluent [15].
Геометрия расчетной области (рис. 1) включает в себя латунную пластину с ребрами на внешней поверхности, уплотнительные прокладки, компенсационную полость (КП), пористый элемент, заполненные водой, паропровод, заполненный паром, часть конденса-топровода, оргстекло (корпус КП). Латунная крышка моделируется как дополнительное термическое сопротивление верхней поверхности расчетной модели. Геометрические характеристики соответствующих элементов конструкции приведены в таблице 1. Для геометрии расчетной области строилась неструктурированная тетраэдральная сетка с общим количеством контрольных объемов равным 8,5 млн.
Паропровод
ПоНСр\Н|К1Ь нлрсы
Рис. 1. Геометрия расчетной области
Физическая модель
В теории КТТ существует три условия работоспособности КТТ [16]. Одно из которых - соотношение, связывающее температуру и давление насыщенного пара в местах раздела пара и жидкости. В зависимости от распределения теплоносителя в КТТ различают режимы переменной и постоянной проводимости. Первый режим наблюдается при
низких и средних тепловых нагрузках. Характерной особенностью этого режима является частичное заполнение компенсационной полости (КП) жидкостью, над поверхностью которой находится насыщенный пар. Для циркуляции рабочей жидкости в этом режиме должно выполняться условие, которое связывает движущую разность температур
дт = т3 — Т3
дтисп_кп 1 и с п 1 к п
с перепадом давления внешнего по отношению к фитилю контура:
д Рп ол —д -( исп —ТкП) (1)
где ДРпол - перепад давления во всем контуре КТТ;
ДР№ - перепад давления в фитиле;
7ИСп - температура пара на линии насыщения в зоне испарения;
7КЛ - температура насыщенных паров над уровнем воды в КП.
При увеличении тепловой нагрузки конденсатор постепенно освобождается от конденсата, который заполняет КП. При максимальном освобождении конденсатора и полностью заполненной компенсационной полостью КТТ переходит в режим работы с постоянной проводимостью. В этом случае вместо соотношения (1) используется уравнение, которое связывает тепловое состояние теплоносителя на границах раздела, одна из которых находится в зоне испарения, а другая находится в конденсаторе с соответствующим перепадом давления на транспортных участках между ними:
Д Р +Д Р +Д Р = —^Т5 — Т5 ) (2)
шпи т шпп т шко Н Д V и с п 'к о н д) (2)
где дРпи - перепад давления в пароотводных каналах;
дРпп - перепад давления в паровом патрубке;
ДРкшд - перепад давления в конденсаторе;
- температура пара на линии насыщения в зоне конденсации.
При моделировании теплового состояния испарителя и КП выбран режим работы КТТ в режиме постоянной проводимости, т.е. в расчетной модели вся КП заполнена водой.
Рассмотрим уравнение теплового баланса испарителя и компенсационной полости. Количество теплоты, подведенное к поверхности нагрева, распределяется так, что большая его часть расходуется на испарение теплоносителя Qис в зоне испарения. А меньшая его часть расходуется на подогрев теплоносителя от температуры конденсата Ткп, поступающего в КП из конденсатора, до температуры поверхности испарения, на перегрев пара 0п и часть тепла рассеивается в окружающую среду теплопередачей через стенки КТТ, контактирующие с окружающей средой Q0к.ср. Помимо этого часть теплоты подводится к компенсационной полости за счет теплопередачи через центральный паровой канал, Qкп_п.
Латунная пластина
Внешний диаметр, мм 75
Внутренний диаметр, мм 50
Толщина, мм 7,5
Ребра (пароотводные каналы)
Количество 12
Длина, мм 20
Приведенный диаметр, мм 1,93
Пористый элемент
Внешний диаметр, мм 50
Толщина, мм 2,5
Пористость 0,35
Максимальный диаметр пор, мкм 16
Компенсационная полость
Внутренний диаметр, мм 50
Высота, мм 39,5
Конденсатопровод
Внутренний диаметр, мм 4
Длина, мм 25
Паропровод
Внешний диаметр, мм 10
Внутренний диаметр, мм 8
Длина, мм 42,5
Испарение теплоносителя происходит на поверхностях ребер пароотводных каналов и на верхней поверхности латунной пластины.
Qиc С?ис_реб С?ис_пласт
Из-за неравномерного распределения температурного поля в зоне испарения, интенсивность испарения для разных областей испарения различна и пропорциональна разности температур между локальной температурой поверхности испарения и температурой теплоносителя на линии насыщения ДТис= Т - Тя. Первым определяющим параметром теплового состояния испарителя и КП является температура пара на линии насыщения
Вторым определяющим параметром является температура конденсата Ткп, поступающего в КП. Как выше уже отмечалась, часть теплоты идет на прогрев теплоносителя от температуры Ткп, до температуры поверхности кипения.
@ кп = т • Ср • (Т^ - Тка) ,
где т - массовый расход теплоносителя, кг/с;
Ср - удельная теплоемкость воды при постоянном давлении, Дж/(кгК); - средняя температура поверхности кипения;
Ткп - средняя температура конденсата на входе в КП.
И третьим параметром, определяющим тепловое состояние испарителя и КП, является температура окружающей среды Ток_ср, отвечающая за величину количества теплоты, отводимой в окружающую среду.
Таким образов, параметрами, определяющими тепловое состояние испарителя и КП, являются:
1. Температура пара на линии насыщения Тя;
2. Температура конденсата Ткп, поступающего в компенсационную полость.
3. Температура окружающей среды Ток_ср.
Математическое описание
Конденсат, попадающий в КП из конденсатора, движется в зону испарения под действием вынужденной и свободной конвекции (за счет смешенной конвекции). Для воды на участке от входа в КП до внешней поверхности фитиля решаются уравнения неразрывности, движения и энергии.
Уравнение неразрывности:
V ■ (рр) = О
Уравнение движения воды:
V ■ (ррр) = —\7р + V ■ (т) + рд
Уравнение энергии воды (конвективного и диффузионного теплопереноса):
V ■ (р(рЕ + р)) = V ■ (ЯУГ + (т ■ р))
При моделировании фитиля использовалась модель пористого тела.
При изменении тепловой нагрузки от 80 до 400 Вт, средняя скорость движения теплоносителя в пористом элементе изменяется в пределах от 5,4^10"5 м/с до 2,7^10"4 м/с. Максимальное число Рейнольдса, посчитанное по среднему диаметру пор меньше 1, что говорит о ламинарном течении теплоносителя в пористом элементе.
При ламинарном течении воды в расчетной модели пористого элемента выполняется закон Дарси:
где ц - динамическая вязкость теплоносителя, Пах;
К - коэффициент проницаемости, м .
Уравнения неразрывности и движения воды в пористом теле записываются в следующем виде:
V ■ (урр) = 0
V ■ (уррр) = —у \7р + V ■ (ут) + у рд — I V I
Для каждого элемента пористого тела (воды и каркаса) решается свое уравнение теплопроводности.
Уравнение теплопроводности для каркаса записывается следующем образом: V ■ ((1 - г)ЯкУГк) + аткЛтк(Гт - Гк) = О
Уравнение теплопроводности для воды записывается следующем образом: V ■ (р(ртЕт + р)) = V ■ (уЯтУГт + (т ■ V)) + аткЛтк(Гк — Гт) = О где у - пористость;
- теплопроводность каркаса пористого тела, Вт/(м^К);
Хт - теплопроводность теплоносителя (воды), Вт/(м^К);
Tк - температура каркаса пористого тела, К;
Tт - температура теплоносителя, К;
Eт - полная энергия теплоносителя, Дж;
Т - тензор касательных напряжений;
V - вектор скорости воды;
атк - коэффициент теплоотдачи теплоносителя, задающийся для границы раздела теплоноситель / каркас, Вт/(м •К);
Aтк - плотность межфазной области, равная отношению площади межфазной границы теплоноситель / каркас к объему пористого тела, 1/м [15].
Граничными условиями для воды являются: на входе в КП - массовый расход теплоносителя т и средняя температура конденсата Ткп, на выходе (нижняя поверхность фитиля) - статическое давление, равное 0.
Пористый элемент расположен на внешней поверхности ребер. Уравнение теплопроводности для латунной пластины с пароотводными каналами (ребрами) в трехмерной постановке записывается следующим образом:
д2Т д2Т д2Т
и ^Л^17 ^Л^17 ПЛ_д
дх2 ду2 дг2
Граничные условия для латунной пластины с пароотводными каналами записываются следующим образом.
К нижней поверхности латунной пластины равномерно подводится тепловая нагрузка Qнагр.
дТал -дп ~ ^нагР
где (поменять местами)
_ Унагр
Ч'нагр
П
На боковой и наружной поверхностях происходит отвод тепла в окружающую среду:
дТ
д^ ^-ОК_Ср " (ТПЛ ^ОК_Ср)
где а0к ср - коэффициент теплоотдачи окружающей среды, Вт/(м •K); - локальная температура поверхности пластины, К; - температура окружающей среды, К.
Испарение теплоносителя происходит на поверхностях ребер пароотводных каналов и на верхней поверхности латунной пластины.
Граничные условия для зоны испарения записываются следующим образом:
5Тред _ дп ^Реб ' С^реб
дТал
дп ' ^^
_ 2
где аре б - средний по поверхности ребер коэффициент теплоотдачи, Вт/(м К);
апл - средний по внешней поверхности пластины коэффициент теплоотдачи, Вт/(м2-К);
Гре б - локальная температура на поверхности ребер, К; Гпл - локальная температура внешней поверхности пластины, К. Количество теплоты при парообразовании определяется следующим образом:
Qис ^реб ' С^реб Ts) ' Рреб ^-пл ' С^пл ^s) '
где Гр е6 - средняя температура поверхности ребер, К;
Гпл - средняя температура внешней поверхности пластины, К;
Fp е6 - площадь поверхности ребер, м2;
с 2
гпл - площадь внешней поверхности пластины, м .
В ходе расчета находится массовый расход теплоносителя в контуре, который равен:
. <2ис .
ГП =-, КГ/С
Г
где r - скрытая теплота парообразования, Дж/кг.
После парообразования пар по пароотводным каналам попадает в центральный паровой канал, который проходит через КП. Для уточнения коэффициента теплоотдачи в центральном паровом канале моделируется движение пара в трехмерной постановке. Учитывая, что перегрев пара незначительный, то теплофизические свойства пара принимаются постоянными и равными теплофизическим свойствам пара на линии насыщения. Режим течения пара для тепловых нагрузок от 80 до 400 Вт ламинарный (Red < 2000).
Уравнение неразрывности пара записывается следующим образом:
V-® = 0
Уравнение движения пара записывается следующим образом:
v ■ (РпВД) = -Vp + V ■ (f)
Уравнение энергии пара (конвективного теплопереноса) записывается следующим образом:
V ■ (К (Рп^п + р ) ) = V ■ (Я nV 7Л + ( f ■ Ю ) .
Граничными условиями для пара являются: на выходе из зоны испарения - массовый расход теплоносителя и температура пара на линии насыщения , на выходе из КП - статическое давление, равное 0.
Для всех остальных элементов конструкции (центральный металлический патрубок, корпус КП, уплотнительные прокладки) решаются уравнения теплопроводности в трехмерной постановке:
д2Т{ д2Т{ д2Т{ _ . _ дх2 ду2 дг2 где 1 - номер конкретного элемента конструкции; к - количество элементов. Граничные условия для всех поверхностей элементов, контактирующих с окружающей средой, задаются как граничные условия третьего роды:
дТ\ дщ
где Я^ - коэффициент теплопроводности ьго элемента конструкции, Вт/(м^К); ТI - локальная температура поверхности ьго элемента конструкции, К. Методика расчета основана на методе последовательных приближений. В ходе расчета после каждой п-й итерации уточняются следующие параметры: 1. Количество теплоты при парообразовании на поверхности ребер.
971 - ( \ ■ -
— аок_ср 1 — ^окср) Л — 1 ... /с
С?ис_реб ^реб ' С^реб ' ^реб
2. Количество теплоты при парообразовании на верхней поверхности латунной пластины.
С?ис_пласт ^-пл ' <ТПЛ ^в) ' ^пл
3. Массовый расход т = Quc/r.
Уточнение этих параметров будет происходить до тех пор, пока выполнится следующее неравенство:
гп \
!___ -ЮОо/о > 0.1%,
• N+1
где т - массовый расход на последующем шаге уточнения;
• N
т - массовый расход на текущем шаге уточнения.
2. Результаты расчета
В ходе трехмерного теплогидравлического расчета испарителя и КП получены распределение температур, давлений, скоростей во всей расчетной области. Показано влияние естественной конвекции на тепловое состояния испарителя и КП. Исследовано влияние длины погруженного в воду участка конденсатопровода на тепловое состояние рассматриваемого узла.
В расчетной модели были выбраны контрольное сечение (рис. 2) и контрольная линия (рис. 3) для представления результатов расчета. Все представленные трехмерные результаты расчета соответствуют подводимой тепловой мощности, равной 80 Вт.
Рис. 2. Контрольное сечение в расчетной модели Рис. 3. Контрольная линия в расчетной модели
2.1 Влияние поля массовых сил на тепловое состояние расчетной модели
На рис. 4-6 представлены поля температур, давлений и скоростей в контрольном сечении расчетной модели (рис. 2) для случая учета поля массовых сил (б) и без учета (а). На рисунке 6 не показана скорость пара в пароотводном канале, т.к. среднее значение скорости пара намного больше скорости воды в КП. На рис. 7-8 представлены поля температур нижней и верхней поверхностей каркаса пористого элемента. На рис. 9 и 10 представлены поля температур поверхности нагрева и зоны испарения (поверхности ребер и верхняя поверхность латунной пластины).
Рис. 4. Поле температур в контрольном сечении: а - без учета поля массовых сил; б - с учетом поля
массовых сил
Рис. 5. Распределение статического давления в контрольном сечении:а - без учета поля массовых сил; б - с
учетом поля массовых сил
Рис. 6. Поле полной скорости в КП в контрольном сечении:а - без учета поля массовых сил; б - с учетом
поля массовых сил
Рис. 7. Поле температуры верхней поверхности пористого элемента:а - без учета поля массовых сил; б - с
учетом поля массовых сил
Рис. 8. Поле температуры нижней поверхности пористого элемента:а - без учета поля массовых сил; б - с
учетом поля массовых сил
Рис. 9. Поле температуры поверхности нагрева:а - без учета поля массовых сил; б - с учетом поля массовых
сил
Рис. 10. Поле температуры области испарения:а - без учета поля массовых сил; б - с учетом поля массовых
сил
Учет поля массовых сил приводит к перемешиванию и выравниванию температуры воды в компенсационной полости (рис. 4, 6). Возникает вихревое течение как в конденса-топроводе, так и в КП (рис. 6). Максимальное значение абсолютно скорости воды в КП при учете поля массовых сил увеличивается с 0,0055 м/с до 0,04 м/с. Так же наблюдается существенное изменение температуры пористого элемента: увеличение температуры в области конденсатопровода; выравнивание температуры нижней поверхности пористого элемента; уменьшение максимальной температуры.
2.2 Влияние длины погруженной части конденсатопровода в КП
Для оценки влияния длины конденсатопровода в КП на телпогидравлические характеристики рассматриваемого узла рассмотрены два варианта: конденсатопровод длинной 25 мм (рис. 2) и 15 мм (рис. 3). Результаты расчета конструкции с конденсатопроводом длиной 25 мм приведены на рисунках 4-10, для конденсатопровода длиной 15 мм - на ри-сунках11-17.
Рис. 11. Поле температур в контрольном сечении для конденсатопровода длиной 15 мм
Рис. 12. Распределение статического давления в Рис. 13. Поле полной скорости в КП в контрольном контрольном сечении для конденсатопровода сечении для конденсатопровода длиной 15 мм
длиной 15 мм
Рис. 14. Поле температуры верхней поверхности пористого элемента для конденсатопровода длиной 15 мм
Рис. 15. Поле температуры нижней поверхности пористого элемента для конденсатопровода длиной 15 мм
Рис. 16. Поле температуры поверхности нагрева для конденсатопровода длиной 15 мм
Рис. 17. Поле температуры области испарения для конденсатопровода длиной 15 мм
Уменьшение длины конденсатопровода в КП приводит к увеличению температуры пористого тела в области конденсатопровода (с 88 °С до 92 °С) и к выравниванию температуры на нижней поверхности пористого элемента. Так же наблюдается уменьшение максимального значения абсолютной скорости воды в КП и более равномерное течение воды после выхода из конденсатопровода (рис. 18).
На рисунке 18 представлены графики изменения температуры по контрольной линии (рис. 3) для следующих вариантов расчета:
1. Расчет без учета поля массовых сил с конденсатопроводом длиной 25 мм (Т1).
2. Расчет с учетом поля массовых сил с конденсатопроводом длиной 25 мм (Т2).
3. Расчет с учетом поля массовых сил с конденсатопроводом длиной 15 мм (Т3).
LID I <
I DO
<Ю
I»
70
т> 4
7
ъ
Т| J
О * Ю 1Ь Л 15 И Н *С Н) И
У. ЧМ
Рис. 18. График распределения температуры вдоль контрольной линии
Заключение
Трехмерный стационарный теплогидравлический расчет испарителя и КП показал, что влияние поля массовых сил для КТТ такого типа существенно и приводит к возникновению вихревого течения воды в конденсатопроводе и КП, благодаря чему наблюдается перемешивание и выравнивание температуры воды в КП и в пористом элементе, уменьшение максимальной температуры пористого элемента.
При моделировании КТТ необходимо учитывать длину конденсатопровода в компенсационной полости. Увеличение длины участка конденсатопровода в КП приводит к увеличению скорости теплоносителя в КП и в пористом элементе, к уменьшению области перемешивания конденсата в КП и к увеличению температурной неравномерности пористого элемента.
Список литературы
1. Майданик Ю.Ф. Достижения и перспективы развития контурных тепловых труб // 4-я Российская национальная конф. по тепломассообмену (Москва, 23-27 октября
2006 г.): Труды. Т. 1. М.: МЭИ, 2006. С. 84-92.
2. Pastukhov V.G., Maydanik Yu.F. Low-noise cooling system for PC on the base of loop heat pipes // Applied Thermal Engineering. 2007. Vol. 27. Iss. 5-6. Pp. 894-901.
DOI: 10.1016/j.applthermaleng.2006.09.003
3. Randeep Singh, Aliakbar Akbarzadeh, Dixon C., Mastaka Mochizuki, Riehl R.R. Miniature loop heat pipe with flat evaporator for cooling computer CPU // IEEE Trans. on Components and Packaging Technologies. 2007. Vol. 30. Iss. 1. Pp. 42-49.
DOI: 10.1109/TCAPT.2007.892066
4. Lizhan Bai, Guiping Lin, Hongxing Zhang, Dongsheng Wen. Mathematical modeling of steady-state operation of a loop heat pipe // Applied Thermal Engineering. 2009. Vol. 29. Iss. 13. Pp. 2643-2654. DOI: 10.1016/j.applthermaleng.2008.12.040
5. Tarik Kaya, Triem T. Hoang. Mathematical modeling of loop heat pipes and experimental validation // J. of Thermophysics and Heat Transfer. 1999. Vol. 13. No. 3. Pp. 314-320. DOI: 10.2514/2.6461
6. Randeep Singh, Aliakbar Akbarzadeh, Dixon C., Masataka Mochizuki. Theoretical modelling of miniature loop heat pipe // Heat and Mass Transfer. 2009. Vol. 46. Iss. 2.
Pp. 209-224. DOI: 10.1007/s00231 -009-0504-y
7. Triem T. Hoang, O'Connell T., Jentung Ku. Mathematical modeling of loop heat pipes with multiple capillary pumps and multiple condensers. Pt. I: Steady state simulations // 2nd Intern. energy conversion engineering conf.: IECEC 2004 (Providence, Rhode Island, USA, August 16-19, 2004): Proc. N.Y.: AIAA, 2004. 7 p. DOI: 10.2514/6.2004-5577
8. Hiroaki Ishikawa, Tetsuro Ogushi, Takehide Nomura, Takeshi Iwakami, Hiroyuki Noda, Takahiro Yabe. Study on heat transfer characteristics of reservoir embedded loop heat pipe (1st report, Influence of evaporator orientation against gravity and charged liquid weight on heat transfer characteristics) // Heat Transfer - Asian Research. 2007. Vol. 36. Iss. 3.
Pp. 143-157. DOI: 10.1002/htj.20150
9. Chernysheva M.A., Maydanik Yu.F. 3D-model for heat and mass transfer simulation in flat evaporator of copper-water loop heat pipe // Applied Thermal Engineering. 2012.
Vol. 33-34. Pp. 124-134. DOI: 10.1016/j.applthermaleng.2011.09.025
10. Hodot R., Sartre V., Lefevre F., Sarno C. 3D modeling and optimization of a loop heat pipe evaporator // Science and technology of heat pipes: 17th Intern. heat pipe conf. (Kanpur, India, October 13-17, 2013): Proc. N.Y.: Begell House Inc., 2015. Pp. 335-346.
11. Ji Li, Peterson G.P. 3D heat transfer analysis in a loop heat pipe evaporator with a fully saturated wick // Intern. J. of Heat and Mass Transfer. 2011. Vol. 54. Iss. 1-3. Pp. 564-574. DOI: 10.1016/j.ijheatmasstransfer.2010.09.014
12. Siedel B., Sartre V., Lefevre F. Steady-state analytical model of a loop heat pipe // Science and technology of heat pipes: 17th Intern. heat pipe conf. (Kanpur, India, October 13-17, 2013): Proc. N.Y.: Begell House Inc., 2015. Pp. 279-286.
13. Афанасьев В.Н., Недайвозов А.В., Якомаскин А.А. Экспериментальное исследование процессов в "контурных" тепловых трубах // Вестник МГТУ им. Н.Э. Баумана. Сер.: Машиностроение. 2014. № 2. С. 44-61.
14. Афанасьев В.Н., Недайвозов А.В. Экспериментальное исследование теплогидравличе-ских характеристик контурной тепловой трубы с открытой компенсационной полостью // Наука и образование. МГТУ им. Н.Э. Баумана. Электрон. журн. 2016. № 11. С. 38-54. DOI: 10.7463/1116.0849572
15. ANSYS 17.0. ANSYS FLUENT Theory Guide. Release 17.0. Canonsburg: ANSYS Inc., 2015(2016).
16. Maydanik Yu.F., Fershtater Y.G. Theoretical basis and classification of loop heat pipes and capillary pumped loops // 10th Intern. heat pipe conf.: IHPC 1997 (Stuttgart, Germany, September 21-25, 1997: Keynote lecture X-7. 1997. 15 p.
Science ¿Education
of the Baumail MSTU
Science and Education of the Bauman MSTU, 2017, no. 07, pp. 45-62.
DOI: 10.7463/0717.0001276
Received: 14.06.2017
Revised: 28.06.2017
© Bauman Moscow State Technical Unversity
Steady 3D Numerical Simulation of the Evaporator and Compensation Chamber of a Loop Heat Pipe
V.N. Afanasiev1, A.V. Nedayvozov
1,*
alexne de 6@gmail.com bauman Moscow State Technical University, Moscow, Russia
Keywords: loop heat pipe, evaporator, condenser, wick, compensation chamber, 3D numerical simulation
The paper presents results of a steady three-dimensional numerical simulation of a flat evaporator and compensation chamber (CC) of a loop heat pipe (LHP) and describes a procedure of the thermal state calculation of the evaporator and the compensation chamber.
The LHP is an efficient heat transfer device operating on the principle of evaporation-condensation cycle. It is successfully used in space technology and also to cool the heat-stressed components of electronic devices and computer equipment.
The authors carried out a numerical study of the influence of the condensate pipeline length, immersed in water, on the thermal state of the evaporator and the compensation chamber. The paper shows the influence of the mass forces field on the calculation results. Presents all the numerical studies carried out by the authors for a brass flat evaporator with a thermal load of 80 W. Water is used as a LHP heat-transfer fluid. Fields of temperature, pressure and velocity are presented for each design option.
Based on the calculation results, the authors came to the following conclusions:
1. Influence of the mass forces field for the LHP of this type is significant and leads to arising water vortex flow in the condensate pipeline and CC, thereby mixing and equalizing the water temperature in the CC and in the porous element, reducing the maximum temperature of the porous element;
2. The increasing section length of the condensate pipeline in the CC leads to increasing velocity of the heat-transfer fluid in the CC and in the porous element, decreasing mixing zone of the condensate in the CC, and increasing temperature non-uniformity of the porous element.
References
1. Majdanik Yu.F. Dostizheniia i perspectivy razvitiia konturnykh teplovykh trub [Achievements and prospects of the loop heat pipes]. 4-ia Rossijskaia natsional'naia konferentsiiapo
teplomassoobmenu [4th conf. on heat and mass transfer (Moscow, October 23-27, 2006)]: Proc. Vol. 1. Moscow: MEI Publ., 2006. Pp. 84-92 (in Russian).
2. Pastukhov V.G., Maydanik Yu.F. Low-noise cooling system for PC on the base of loop heat pipes. Applied Thermal Engineering, 2007, vol. 27, iss. 5-6, pp. 894-901.
DOI: 10.1016/j.applthermaleng.2006.09.003
3. Randeep Singh, Aliakbar Akbarzadeh, Dixon C., Mastaka Mochizuki, Riehl R.R. Miniature loop heat pipe with flat evaporator for cooling computer CPU. IEEE Trans. on Components and Packaging Technologies, 2007, vol. 30, iss. 1, pp. 42-49.
DOI: 10.1109/TCAPT.2007.892066
4. Lizhan Bai, Guiping Lin, Hongxing Zhang, Dongsheng Wen. Mathematical modeling of steady-state operation of a loop heat pipe. Applied Thermal Engineering, 2009, vol. 29, iss. 13, pp. 2643-2654. DOI: 10.1016/j.applthermaleng.2008.12.040
5. Tarik Kaya, Triem T. Hoang. Mathematical modeling of loop heat pipes and experimental validation. J. of Thermophysics and Heat Transfer, 1999, vol. 13, no. 3, pp. 314-320. DOI: 10.2514/2.6461
6. Randeep Singh, Aliakbar Akbarzadeh, Dixon C., Masataka Mochizuki. Theoretical modelling of miniature loop heat pipe. Heat and Mass Transfer, 2009, vol. 46, iss. 2, pp. 209-224. DOI: 10.1007/s00231-009-0504-y
7. Triem T. Hoang, O'Connell T., Jentung Ku. Mathematical modeling of loop heat pipes with multiple capillary pumps and multiple condensers. Pt. I: Steady state simulations. 2nd Intern. energy conversion engineering conf.: IECEC 2004 (Providence, Rhode Island, USA, August 16-19, 2004): Proc. N.Y.: AIAA, 2004. 7 p. DOI: 10.2514/6.2004-5577
8. Hiroaki Ishikawa, Tetsuro Ogushi, Takehide Nomura, Takeshi Iwakami, Hiroyuki Noda, Takahiro Yabe. Study on heat transfer characteristics of reservoir embedded loop heat pipe (1st report, Influence of evaporator orientation against gravity and charged liquid weight on heat transfer characteristics). Heat Transfer - Asian Research, 2007, vol. 36, iss. 3,
pp. 143-157. DOI: 10.1002/htj.20150
9. Chernysheva M.A., Maydanik Yu.F. 3D-model for heat and mass transfer simulation in flat evaporator of copper-water loop heat pipe. Applied Thermal Engineering, 2012, vol. 33-34, pp. 124-134. DOI: 10.1016/j.applthermaleng.2011.09.025
10. Hodot R., Sartre V., Lefèvre F., Sarno C. 3D modeling and optimization of a loop heat pipe evaporator. Science and technology of heat pipes: 17th Intern. heat pipe conf. (Kanpur, India, October 13-17, 2013): Proc. N.Y.: Begell House Inc., 2015. Pp. 335-346.
11. Ji Li, Peterson G.P. 3D heat transfer analysis in a loop heat pipe evaporator with a fully saturated wick. Intern. J. of Heat and Mass Transfer, 2011, vol. 54, iss. 1-3, pp. 564-574.
DOI: 10.1016/j.ijheatmasstransfer.2010.09.014
12. Siedel B., Sartre V., Lefèvre F. Steady-state analytical model of a loop heat pipe. Science and technology of heat pipes: 17th Intern. heat pipe conf. (Kanpur, India, October 13-17, 2013): Proc. N.Y.: Begell House Inc., 2015. Pp. 279-286.
13. Afanas'ev V.N., Nedajvozov A.V., Iakomaskin A.A. Experimental study of processes in loop heat pipes. Vestnik MGTU im N.E. Bauman. Ser.: Mashinostroenie [Herald of the Bauman MSTU. Mechanical Engineering], 2014, no. 2, pp. 44-61 (in Russian).
14. Afanas'ev V. N., Nedajvozov A.V. Experimental investigation of a thermal-hydraulic characteristics loop heat pipe with an open compensation chamber. Nauka i obrazovanie MGTU im. N.E. Baumana [Science and Education of the Bauman MSTU], 2016, no. 11, pp. 38-54. DOI: 10.7463/1116.0849572 (in Russian)
15. ANSYS 17.0. ANSYS FLUENT Theory Guide. Release 17.0. Canonsburg: ANSYS Inc., 2015(2016).
16. Maydanik Yu.F., Fershtater Y.G. Theoretical basis and classification of loop heat pipes and capillary pumped loops. 10th Intern. heat pipe conf.: IHPC 1997 (Stuttgart, Germany, September 21-25, 1997: Keynote lecture X-7. 1997. 15 p.
