CC BY
207
356 Вестник СамГУ — Естественнонаучная серия. 2007. №9/1(59).
ТЕХНИЧЕСКИЕ СИСТЕМЫ
УДК 621.643.2:536.24
ЗАДАЧА ТЕПЛООБМЕНА И МЕТОДИКА РАСЧЕТА ОРЕБРЕННОГО РАДИАТОРА КУЛЕРА (ОХЛАДИТЕЛЯ) ПРИ КОНСТРУКТОРСКО-ДОВОДОЧНЫХ ИСПЫТАНИЯХ ТЕПЛОВЫХ ТРУБ1
© 2007 А.Л.Лукс, А.Г. Матвеев2
Основные требования при проведении конструкторско-доводочных испытаний (КДИ) и приемосдаточных испытаний (ПСИ) тепловых труб (ТТ) сводятся к стабилизации температуры стенок корпуса, рабочего теплоносителя, температур в зонах испарения, транспорта и конденсации, температур горячего источника и холодного стока.
Поэтому при подготовке к проведению КДИ с целью экспериментального определения характеристик теплообмена в ТТ одновременно с разработкой их методического обеспечения необходимо выбрать такое энергетическое, технологическое, приборное оборудование и термодатчики (термометры), которые, с одной стороны, упростили бы проведение длительных испытаний, а с другой — обеспечили бы необходимую стабильность, точность, а также воспроизводимость результатов измерений основных теплотехнических параметров в процессе наработки ТТ на ресурс.
Выполнение таких требований должно гарантировать разработчикам стабильные и надежные характеристики системы терморегулирования (СТР) на основе ТТ при летной эксплуатации космических летательных аппаратов (КЛА).
Введение
Увеличение теплового потока в сложных технических системах теплового регулирования (СТР) возможно как за счет повышения перепада температур, так и за счет снижения общего термического сопротивления. Температурный напор тепловых труб обычно определяется характеристиками процесса и задается в достаточно жестких пределах. Наиболее рациональным является уменьшение термического сопротивления путем увеличения интенсивности переноса (коэффициентов переноса) теплоты или путем развития общей поверхности теплообмена. Коэффициенты внутренней теплоотдачи при фазовых переходах ”жидкость-пар” в зоне испарения, ”пар-жидкость” в зоне конденсации внутри тепловых труб высоки, однако процессы внешней теплоотдачи в этих зонах существенно ограничены. Интенсификация теплообмена, например при теплоотводе от поверхности ТТ путем
1 Представлена доктором физико-математических наук, профессором Ю.Н. Радаевым.
2Лукс Александр Леонидович, Матвеев Андрей Григорьевич (Matveev1974@yandex.ru), управление научных исследований Самарского государственного университета, 443011, Россия, г. Самара, ул. Акад. Павлова, 1.
использования специальных конструкций теплообменников с развитой поверхностью теплообмена, является актуальной как при наземных испытаниях, так и в летных условиях, а также при испытаниях перспективных образцов новой техники.
1. Теоретическая часть
В конструкции теплофизического стенда для испытаний тепловых труб впервые применен принцип воздушного охлаждения полок при помощи нескольких кулеров (охладителей), применяемых в компьютерной технике, вместо гидравлического, что серьезно удешевило стоимость работ (отпала необходимость приобретать безмасляные насосы).
Для обоснования эффективности конструкций кулеров для охлаждения ТТ различных типоразмеров и конфигураций и прогнозирования их основных теплотехнических характеристик при испытаниях рассмотрим схему задачи теплопроводности вдоль продольно обтекаемого ребра радиатора, модернизируя подходы [1-5], с учетом особенностей современных и комбинированных конструкций радиаторов кулеров.
Одним своим торцом ребро соединяется с цилиндрическим кольцом, которое методом прессования сопрягается с медным цилиндром (стержнем) и имеет температуру Ц. Медный цилиндр контактирует с нагретым участком ТТ. Коэффициент теплоотдачи от боковой поверхности плоского ребра к воздушной среде обозначим через а, а коэффициент теплоотдачи от незакрепленного торца плоского ребра кулера через а^, т.е. теплообмен с окружающей средой с температурой tf происходит с боковой поверхности ребра и задается граничными условиями третьего рода.
Вследствие возможного различия в температурах и условиях обтекания боковой и торцевой поверхности плоского ребра в общем случае принимаем, что аI Ф а. Будем предполагать, что теплопроводность алюминиевого ребра X = 156 Вт/(м-К) достаточно велика для того, чтобы считать, что температура по его поперечному сечению практически не меняется. Эта предпосылка равносильна утверждению, что вследствие большого отношения длины ребра к его поперечно,, дt дt му размеру (ь/о » 1) частные производные —, — существенно меньше частной
ду дг
производной —. Тепловой поток принимаем одномерным в направлении оси х. дх
Поэтому исследуем изменение температуры только вдоль координаты х, т.е. по направлению длины ребра (или стержня). Выделим некоторый участок плоского ребра длиной йх, отстоящий от цилиндрической части радиатора на расстояние х. При установившемся (стационарном) процессе изменения теплового потока вдоль ребра кулера на этом участке происходят за счет теплоотдачи к окружающей среде через его боковую поверхность при продольном обтекании воздушного потока, создаваемого вентилятором радиатора, т.е.
- 1Гх (-1 й °) =а ^- ч)п
Вт
здесь X — коэффициент теплопроводности плоского ребра, -----—; t — температура
м ■ К
ребра в сечении х, °С; О и П — площадь поперечного сечения (прямоугольник), м2, и периметр ребра, м.
Знак ’’минус” в уравнении обусловлен тем, что при ї > ї, тепловой поток вдоль ребра уменьшается вследствие теплоотдачи с его боковых поверхностей.
Рассматривая плоское ребро радиатора кулера, будем считать, что площадь сечения О и периметр ребра П не меняются вдоль координаты х. На самом деле у радиатора процессора ІП;е1 Репйиш IV, который использовался при испытаниях ТТ, они переменны, поэтому параметры ребра будем вычислять в первом приближении по средним геометрическим параметрам.
Тогда
С2г аП / х
1X2 = т У - * ■
Температура вдоль ребра радиатора непрерывно изменяется в пределах от ї\ (основание ребра) до г, (на торце ребра). Частное решение этого дифференциального уравнения может быть представлено в виде экспоненциальной функции
ї - = Сетх,
где С, т — постоянные, подлежащие определению.
В одном решении показатель степени т при е положителен, а в другом — отрицателен, а общее решение представляет сумму частных решений.
Найдем значения первой Сі и второй С2 констант интегрирования:
-тЬ
С = (і - г) (1 - п) е~"~
V 1 * ' етЬ + е-тЬ + п - е-тЬ) ’
С2 = (іі - г,х Ь (1Ь + ^________*,
V -1 ) етЬ + е~тЬ + п (етЬ е~тЬ\
а2 О
аЬ аЬ
где п = ы = +І Охи.
Таким образом, окончательно получаем зависимость для текущей температуры по длине ребра и на торце радиатора кулера:
( х (1 - п)е-т(Ь-х) + (1 + п)ет(Ь-х)
г = Ь + (/1 - Ь)
2 [сИ(тЬ) + п 8И(тЬ)]
г1 - г1
сЬ(тЬ) + п $Ь(тЬ)
Здесь сЬ(тЬ) = 0,5 [етЬ + е~тЬ) — гиперболический косинус,
$Ь(тЬ) = = 0,5 (етЬ - е-тЬ) — гиперболический синус.
Когда теплоотдача от свободного торца ребра радиатора мала, можно положить Оь ~ 0. В этом случае п = 0 и соответственно
Л-т(Ь-х) і Лт(Ь-х)
/ \е + е
гЬ = + (г1 - ■
1Ь = +
2 сЬ(тЬ)
г1 - г,
сЬ(тЬ)
Раскрывая значения сИ(тЬ), запишем
гь = + (г1 - г/)
е~тЬ етЬ +
е-тх етх
етЬ + е-тЬ
При ребре бесконечной длины Ь = то, е тЬ = -ть = 0, эта формула для текущей температуры приобретает простой вид
tL = tf + - tf) е ~тх-
Она дает распределение температуры вдоль отдельного омываемого потоком воздуха ребра радиатора кулера относительно его поперечного сечения. Это теоретически бесконечно длинное ребро (предельный случай).
Количество тепла, отдаваемое ребром окружающей среде (воздуху), равно количеству тепла, втекающего в ребро через закрепленный торец (в нашем случае ребро изготовлено с алюминиевым кольцом совместно):
а = -т№ .
\йх/х=0
Окончательно имеем
а = Ют (С2 - С1).
Подставляя постоянные интегрирования С1 и С2, находим, следующее:
а) теплоотдача плоского ребра радиатора конечной длины
) да(тЬ) + п сЪ(тЬ)
а2 О
аЬ аЬ
аЬ ф а, п = -— = +
Хт \ аШ
б) теплоотдача плоского ребра с изолированным свободным торцом (аь = 0)
а = ХОт (»-tf) С^(тЬ);
в) теплоотдача плоского ребра бесконечной длины
а = ХОт [г1 - t/j.
I аП
Раскрывая значение т = ± л -—, имеем
у ХО
ХОт = + УаХПО.
Таким образом, выражение ХОт позволяет найти важнейшую характеристику— тепловую проводимость плоского ребра радиатора кулера (Вт/К) и ее обратную характеристику ----------термическое сопротивление (К/Вт). Это позволяет
ХОт
промоделировать плотность теплового потока в длинной зоне конденсации (охлаждения), изменяя количество кулеров, их расположение, и оценить теплоотвод от корпуса ТТ в окружающий воздух.
Температура ребра, омываемого воздухом после вентилятора в продольном направлении, монотонно уменьшается. Поэтому теплоотдача с его поверхностей и, соответственно, тепловой поток Q зависит при прочих равных условиях от теплопроводности материала ребра. Чем больше Хм/, тем меньше разница ^ - tL и больше тепловой поток а.
Если ребро имеет бесконечную теплопроводность (Х ^ то), то температура его по всей высоте будет постоянна и равна tl. В этом случае тепловой поток в ребре
будет максимальным и может быть найден по уравнению конвективной теплоотдачи с боковой поверхности стержня А = ПЬ
бтах = аПЬ^1 tf^ .
Для увеличения максимального теплового потока, отводимого кулером от зоны конденсации ТТ, необходим переход от конструкций чисто алюминиевых радиаторов к алюминиевым радиаторам Х = 156 Вт/(м-К) с впрессованным медным стержнем (цилиндром) Хм = 380 Вт/(м-К) или со встроенными в радиатор рядами медных тепловых труб, которые обладают на несколько порядков более высокими значениями эффективной теплопроводности при теплопереносе, чем алюминий и медь. Последние должны быть соединены с общей площадкой контакта, сопрягаемой с поверхностью ТТ. Это значительно расширяет возможности теплообмена от поверхности корпуса ТТ при режимах тепловой нагрузки, близких к максимальным.
Для определения коэффициента теплоотдачи а с боковых поверхностей плоского ребра радиатора кулера рассмотрим теплообмен при вынужденном движении воздушного потока вдоль указанных поверхностей. Выражение, определяющее коэффициент теплообмена при этих условиях, представим в виде зависимости между критериями Нуссельта №ч, Рейнольдса Яеч, Прандтля Ргч, Рг„,:
а уЬ V ч
№ ч = — Ь, Яе ч = —, Рг ч = —, Ргк = —,
Хч Vf ач а
где индексы Ч и м означают, что физические параметры определяются либо при температуре жидкости (/) (воздушного потока), либо при температуре стенки (м), ибо в теплоотдаче участвует тонкий пристенный тепловой слой.
Различают три режима течения жидкости: ламинарный, турбулентный и переходный (от ламинарного к турбулентному). Ламинарное течение переходит в турбулентное при критическом значении числа Рейнольдса Яекр. Если воздушный поток (жидкость) движется в зазорах вдоль плоской стенки ребра в неизотермических условиях, то Яекр = 4 ■ 104.
При ламинарном движении воздушного потока (Яекр < 4 ■ 104)) критериальное уравнение для среднего коэффициента теплообмена (теплоотдачи) запишем в виде [2]:
! Рг ч '0’25
0,43Рг0,43 I _|_Ч
За определяющую температуру здесь принята температура набегающего воздушного потока за вентилятором, а за определяющий размер — длина ребра Ь в направлении развернувшегося воздушного потока.
Влияние физических свойств потока и их зависимости от температуры учитывается в последней формуле параметром Рг^’43, а влияние направления температурного напора и теплового потока (от ребра к потоку воздуха) — комплексом (Ргч/РгМ) ’ . Опытным путем в [3] установлено, что для газов при небольших температурных напорах коэффициент теплообмена практически не зависит от соотношения температур газа и стенки, если физические параметры выбираются по температуре tf потока. В частности, полагая для воздуха Рг^’43 = 0,86,
а (Ргч/Рг^)0,25 = 1, получим из последней формулы более удобную для расчета теплоотдачи зависимость
№ ч = 0,57л1Яё~ч,
а = № / — =
которая может быть представлена и в табличной форме.
Расчет коэффициента теплообмена проводим по следующей методике: находим критерии Яеч, Ргч, РгМ и если Яеч < 4 ■ 104, то для воздуха определяем значение критерия №ч, а далее коэффициент теплообмена
Хч = а Ь - tf^ 5
где а — рассеиваемый стенкой ребра тепловой поток, 5 — площадь теплоотдающей поверхности стенки ребра, !„ — средняя температура стенки ребра, Ь — длина ребра.
При турбулентном движении воздушного потока (Яеч ^ 4 ■ 104) критериальное уравнение для среднего коэффициента теплообмена имеет вид [2]:
ч 0,25
№/ = 0,037Яе° Рг/
0,80^.0,43 / рГ/
Рг„
Для воздуха оно принимает более простое выражение:
№ / = 0,032Яе°’80.
Из него видно, что безразмерный коэффициент теплообмена
аЛ/ а _ 0 80
№/ =------= -----= а пропорционален Яе; .
Ь Л, //Ь /
Определяющая температура и размер те же, что и в предыдущем случае. Полученные выше формулы были получены при исследовании теплообмена плоской плиты (ребра), омываемой потоком жидкости. Для оценочных расчетов возможно использовать эти формулы для коэффициентов теплообмена и цилиндрических поверхностей, омываемых продольным потоком жидкости.
Однако при проведении расчета теплообмена кулера, состоящего из алюминиевого радиатора и вентилятора, закрепленного по верху радиатора, с центральным ’’стволом” в виде запрессованного медного стержня в тело алюминиевого радиатора, необходимо ввести дополнение и уточнение в методику расчета в связи с
особенностями этой конструкции.
Каждое ребро алюминиевого радиатора в плане представляет собой трапецию с основаниями а и Ь (а > Ь). Поэтому средняя толщина ребра совпадает с размером средней линии трапеции 5 = 0, 5(а + Ь). По конфигурации ребра радиатора кулера разделим на 2 диаметрально размещенные в плане группы: I и II. Проведем троекратную операцию осреднения параметров ребер и найдем характерную (определяющую) длину ребра радиатора, продольно омываемого потоком воздуха, которую используем в расчетах теплообмена:
Л п1 1 ПЦ г Т
т 1 V г 1 1 V г т ЬіПі + ЬцПц
Ь1 = — / , ьі і, Ьіі = ---- > Ьіі,і, Ь = ------------,
Пі Піі пі + піі
где число ребер пі = 44, піі = 36. При этом каждая из групп представлена двумя противоположными и одинаковыми по конфигурации подгруппами ребер переменного поперечного сечения. Таким образом совокупность ребер переменного сечения радиатора условно представим в виде модели радиатора с оребрением постоянного поперечного сечения ребер. Как будет показано на примере расчета теплообмена, такой метод достаточно хорошо аппроксимирует полученные экспериментальные результаты при КДИ ТТ и позволяет уточнить количество устанавливаемых на корпусе ТТ радиаторов.
Рассмотрим зону охлаждения внешней верхней поверхности ТТ, обеспечиваемую радиатором. Оценим тепловой поток, отводимый от верхней поверхности прямолинейной ТТ АС-КРА7.5-Р1-120 №99А в условиях вынужденной конвекции, создаваемой воздушным потоком, вытекающим из зазоров между ребрами радиатора и омывающим внешнюю поверхность ТТ также в продольном направлении с двух сторон. При этом радиатор располагается поперек полки ТТ (большей стороной).
Тогда средняя скорость потока на выходе из радиатора будет равна
V = —
2F’
где ^ = 0,5; т.е. при продольном обтекании полки участвует только половина воздушного потока, а в окружающую среду остальная половина быстро удаляется в поперечном направлении, 2F = 2D ■ B — площадь живого сечения воздушного потока с двух сторон радиатора в продольном направлении. Вычислим число Рейнольдса
VI
Ref = ГГ ’
критерий Нуссельта: а коэффициент теплоотдачи:
v f
Nu f = 0, 57a/Rc-,
А f
af = Nuf-
Ln
Тогда тепловой поток, отводимый от внешней верхней поверхности горизонтальной полки ТТ, будет
бверх.полки = аЧЕАї,
где Аї = Ї2 - їч — температурный перепад при сбросе теплоты (берется по результатам испытаний ТТ), Е — площадь верхней поверхности ТТ, участвующей в теплообмене при вынужденной конвекции.
Однако скорость воздушного потока после радиатора в результате расширения резко падает при омывании одной из поверхностей корпуса ТТ.
Поэтому тепловой поток, отводимый от нижней полки ТТ АС-КРА75-Р1-120 №99А в условиях, близких к свободной (естественной) конвекции, находим также по формуле:
Q = аЕАї,
где а = асвоб.конв. — коэффициент теплоотдачи.
Теплоотдачу от горизонтальных полок ТТ (с верхней и нижней) при свободной конвекции можно приближенно рассчитывать по формуле для критерия Нуссель-та [3]
I Ргч '°'25 Ш ч = С (Ог Рг)^ ^
/ рг \°-25
где поправка ------ применяется при вычислении теплоотдачи для капельных
\Рг№ I
жидкостей, а постоянные С и п зависят от режима свободного движения и условий обтекания нижней горизонтальной поверхности ТТ, они являются функциями Ог ■ Рг и определяются из таблицы [3].
Таблица
Значения постоянных С и п от комплекса (Ог ■ Рг)f при различных условиях движения воздуха
(Ог ■ Рг), с п Условия движения
1 ■ 103 - 1 ■ 109 0,75 0,25 Вдоль вертикальной стенки
> 6 ■ 1010 0,15 1/3
1 ■ 10 0,50 0,25 На горизонтальной трубе
- ширина
f Лшъ
Значения комплекса (Ог ■ Рг)f =----^—Ргf.
За определяющий размер ТТ берется меньший размер полки ТТ а = 0,120 м.
При этом если теплоотдающая поверхность горизонтальной полки обращена кверху, то полученное из формулы для Нуссельта значение коэффициента теплоотдачи увеличивается на 30% (к = 1,3); если теплоотдающая поверхность обращена книзу, то величина а уменьшается на 30% (к = 0,7) [2].
Найдем термические сопротивления и тепловые проводимости других составных элементов кулера (термоматериала, медного цилиндра ’’ствола” и цилиндрического медного кольца, в которое запрессовывается ’’ствол”).
Оценим основные теплотехнические характеристики: тепловую проводимость, термическое сопротивление и температурный перепад через термоматериал на подпятнике медного цилиндра ’ствола”, запрессованного в алюминиевый радиатор, соответственно по формулам:
О = 6;
1 6
Я =~ = Т
О Л
Л?т
браб. 6 *
пЛ2
где * = — правлению теплового потока; 6
- площадь поперечного сечения термоматериала, нормальная к на-
- толщина слоя термоматериала; Л — теплопроводность термоматериала.
Тепловую проводимость медного цилиндра находим по формуле
-1
к* = — = я*
ь
где 5 — площадь поперечного сечения медного цилиндра, нормальная к направлению теплового потока, отводимого от горизонтальной полки ТТ через термоматериал, а тепловой поток Qм = К*Л£м, откуда температурный перепад, срабатываемый на медном цилиндре в продольном направлении, будет равен:
л. =
Л = к* ’
а суммарный температурный перепад — (Л£терм. + Л£м), °С.
Определим разность температур поверхностей цилиндрического алюминиевого кольца, как основания ребер кулера, используя формулу для расчета теплового потока:
2п\Ъ . . 2п\Ъ
Q = —7~ - 1с2) или Q = ——Лгс.
, ^2 1п
, ^2 1п ж
и
Отсюда
е 1п ^ 6,01п|5
А — 2п\Ь — 2 ■ 3,14 ■ 0,0355156 — 0’0426'
Таким образом для используемого кулера разность температур на кольце
А1с — (С - С) = 0,0426,
т.е. практически мала.
Следовательно, температура в основании алюминиевых ребер тоже практически приближенно совпадает с уровнем температуры на поверхности медного цилиндра ”ствола”.
Тепловой поток, отводимый от нижней поверхности полки ТТ:
ениж.полки
= аЕАг — 2,9 ■ 0,1735 ■ 2,6 = 1,3.
Суммарный тепловой поток, отводимый от верхней и нижней поверхности полки ТТ, в условиях конвекции:
еверХ.ПОЛКИ + ениж.п0лки _ 2, 846 + 1, 3 — 4, 146.
Общий тепловой поток, отводимый от поверхностей полок ТТ и тремя кулерами
п
еЪ — ^ ! ег,рад. +еверх.полки + ениж.полки — 3 ' 6 + 2> 846 + 1 3 — 22, 146.
1
Расхождение между подводимой мощностью к ТТ в эксперименте (20 Вт) и расчетной равно 10%, что для тепловых расчетов является вполне удовлетворительным.
Таким образом при теплоотдаче большая доля теплового потока (—85,5%) отводится при помощи кулеров (охладителей), а оставшиеся 14,2% сбрасываются при теплоотдаче с верхней и нижней поверхностей полки ТТ соответственно в условиях вынужденной и свободной конвекции.
2. Обсуждение результатов
Как показывают расчеты и анализ экспериментальных результатов использование при новом способе конструкторско-доводочных испытаний на стендах лаборатории ”Теплоэнерготехника” гибких омических нагревателей и тем или иным образом размещенных по длине корпусов труб трех-четырех кулеров (охладителей) позволяет смоделировать различные плотности тепловых потоков в зонах испарения (нагрева) и конденсации (охлаждения), т.е. их трансформацию, прямолинейных и криволинейных ТТ всех типоразмеров и конфигураций — от коротких (813 мм) до длинных (2457 мм) с узкой (30 мм) и широкой полками (120 мм).
Кулеры обладают компоновочной многофункциональностью при сбросе теплоты и расширяют возможности теплофизических испытаний ТТ различных типоразмеров и конфигураций. При увеличении перепада температуры, срабатываемого на кулере, следует ожидать резкого возрастания сбрасываемого теплового потока при помощи каждого кулера до —100 Вт. Это открывает возможности для проведения полномасштабных теплофизических наземных испытаний ТТ для изделий на номинальных режимах и максимальной тепловой мощности. Наблюдается быстрый выход ТТ на стационарный тепловой режим (5-10 мин). При этом соблюдается равенство тепловых проводимостей в системе горячий источник (например,
тепловыделяющий прибор или агрегат) — ТТ — сток теплоты (кулер и окружающая среда) при стационарном тепловом режиме. Ресурс работы кулеров — 55000 часов (6,4 года), т.е. они обладают значительным запасом работоспособности и годны для КДИ и ПСИ ТТ.
е
Тепловая проводимость самой ТТ (удельная характеристика к¥ — ат ), когда
объем накопленных неконденсирующихся газов (водорода и азота) не достигает активного участка зоны конденсации, является практически постоянной и мало зависит от температуры рабочего теплоносителя. Она поддерживается при горизонтальном положении трубы близкой к комнатной.
В области минусовых температур рабочего теплоносителя передаваемая тепловая мощность может быть легко определена пересчетом, исходя из найденной тепловой проводимости трубы при плюсовых температурах.
Результаты испытаний с длинными ТТ из алюминиевого профиля АС-КРА7.5-Р1-120, на которых в зоне конденсации равномерно размещены кулеры, подтверждают возможность изготовить принципиально новое технологическое устройство для теплопереноса.
В нем ТТ напрямую встраивается одним концом в тепловыделяющий прибор или агрегат, а другим впрессовывается в оребренный алюминиевый радиатор кулера с развитой оребренной поверхностью, уменьшая при этом контактные сопротивления и увеличивая общую тепловую проводимость.
Заключение
Разработаны и изготовлены тепловые трубы многофункционального назначения и тепловой мощности на ФГУП ГНПРКЦ ”ЦСКБ-Прогресс”, подвергнутые теплофизическим испытаниям в лаборатории ”Теплоэнерготехника” УНИ СамГУ. Разработанное методическое обеспечение, оптимальный выбор современного энергетического, технологического и приборного оборудования, высокоточных термодатчиков с тарировочными характеристиками, близкими к линейным, обеспечили непрерывные испытания на безотказность в процессе длительного функционирования всех типоразмеров штатных ТТ изделия в общем объеме более 6000 часов (9,5 месяцев).
Тепловые трубы нового поколения с оптимизированной омегообразной капиллярной структурой обладают повышенным ресурсом работы.
Высокоэффективные радиаторы кулеров с развитой поверхностью оребрения обеспечивают эффективную турбулизацию воздушного потока и интенсификацию охлаждения корпуса ТТ.
Широкая партия алюминиево-аммиачных ТТ предназначена для термостабилизации служебной и научной аппаратуры современных космических аппаратов, в том числе для радиаторов-охладителей и корпуса телескопа. Они являются базовыми элементами системы охлаждения и термостатирования тепловыделяющих приборов в низкотемпературном диапазоне. ”Долгоживущие” тепловые трубы найдут широкое применение не только в системах терморегулирования космических аппаратов нового поколения, но и в наземных условиях — для охлаждения квантово-электронных преобразователей в аппаратуре волоконно-оптической связи, мощных электрических контактов в электролизных ваннах, обмоток электрических двигателей, а также процессоров в компьютерной технике.
Литература
[1] Кутателадзе, С.С. Основы теории теплообмена / С.С. Кутателадзе. - М.—Л.: Машгиз 1957. — 383 с.
[2] Михеев, М.А. Основы теплопередачи / М.А. Михеев, И.М. Михеева. — М.: Энергия, 1973. — 318 с.
[3] Исаченко, В.П. Теплопередача / В.П. Исаченко, В.А. Осипова, А.С. Сукомел. — 2-е изд. — М.: ’’Энергия”, 1969. — 439 с.
[4] Теплотехника: учеб. для вузов / В.Н.Луканин [и др.]; под ред. В.Н. Лукани-на. — 3-е изд., испр. — М.: Высш. шк., 2002. — 671 с.
[5] Авт. свидетельство на изобретение №1498135, Е28 Б 15/02, СССР. Установка для испытаний тепловых труб / А.Л. Лукс, В.Д. Семашко, Н.И. Клюев. — Выд. 28.05.1987.
Поступила в редакцию 8/VJ///2007; в окончательном варианте — 8/VTT7/2007.
HEAT-EXCHANGE PROBLEM AND CALCULATION METHOD FOR FINNED RADIATOR OF COOLER DURING DESIGN AND OPERATIONAL DEVELOPING TESTS OF HEAT-PIPES3
© 2007 A.L.Luks, A.G. Matveev4
Main requirements for design and operational developing tests of heat-pipes as well as for acceptance and delivery trials of heat-pipes are: stabilization of temperature of case walls, heat carrier, temperatures in evaporation zones, transportation and condensation, temperatures of thermal source and cold drain. This is why preparation to design and operational developing tests of heat-pipes for experimental determination of heat-exchange characteristics for these heat-pipes (and simultaneous providing of methodologies) require careful choosing of energetic, technologic and measuring equipment and heat-sensors to make longterm testing easy on the one hand, and to provide necessary stability, precision and reproducibility of measuring results for essential heat and technological parameters during longevity tests of heat-pipes on the other hand. Meeting of such requirements should provide reliable and stable characteristics of thermocontrol system on the base of heat-pipes for space vehicles.
Paper received 8/УШ/2007. Paper accepted 8/VTT//2007.
3Communicated by Dr. Sci. (Phys. & Math.) Prof. Y.N. Radayev.
4Luks Alexandr Leonidovich, Matveev Andrey Grigor’evich, Dept. of Research Activities, Samara State University, Samara, 443011, Russia.
