Hoang等[1-3]研制了首台氮工质环路热管，通过并联次蒸发器辅助降温的方式，实现热管的超临界启动运行。莫青等[4]采用串联次蒸发器加速了热管的启动。李强等[5]研究了热管周期性热负载运行情况，并建立了数值计算模型。赵亚楠等[6-7]实现了氮工质深低温环路热管大功率传热，最大传热功率41 W。杨帆和董德平[8]在冷凝器中集成了次蒸发器完成深低温热管的加速启动。柏立战等[9-11]研究了小型深低温环路热管的器件布局对热管性能的影响，同时建立了深低温环路热管数值模型。王录等[12]对热管的备份运行进行了研究，实现了系统在4种模式下的稳定运行。目前所研究的深低温环路热管的蒸发器为传统的圆柱型结构，相比于圆柱型结构，新型的平板型蒸发器可以有效减小蒸发器与散热面间的接触热阻，减小蒸发器体积，在常温区[13-15]已成为环路热管的研究热点。
综上所述，深低温环路热管是一种重要的热传输装置，科研人员对其开展了一系列研究，但针对工作在深低温环境的平板型环路热管尚未开展研究工作。同时现有的深低温环路热管主要通过并联或串联次蒸发器辅助降温以及重力辅助降温的方法实现超临界启动，增加了系统复杂度限制了热管的使用。为此, 本文研制了一套无辅助启动结构的液氮温区平板蒸发器环路热管，开展了全面的实验研究，详细分析了热管的超临界自启动特性、传热性能以及间歇性热负荷下的运行情况。
1 实验系统 1.1 热管设计 实验所用液氮温区平板蒸发器环路热管结构如图 1所示，由平板蒸发器、冷凝器、液体管线、气体管线以及储气库5部分组成。图中，Te为蒸发器温度；Te, in为蒸发器入口温度; Te, out为蒸发器出口温度; Thead为热沉温度；Tc, in为冷凝器入口温度; Tc, out为冷凝器出口温度。
 |
| 图 1 平板蒸发器环路热管结构及温度测点示意图 Fig. 1 Schematic of loop heat pipe structure with flat evaporator and temperature measurement points |
| 图选项 |
环路热管为单一蒸发器结构，无辅助启动部件。环路热管的蒸发器为上下式平板结构，补偿器位于蒸发器上方。蒸发器为矩形结构，蒸发器的蒸汽槽道沿长度方向刻在陶瓷芯表面，在蒸发器两端留有空腔用于蒸汽溢出后汇集。蒸发器采用多孔氧化锆陶瓷作为毛细芯，其毛细孔径小可增大热管的传热极限。同时氧化锆热导率小于金属材料可有效减小蒸发器的背向漏热，减小热管的传热热阻，实物图如图 2所示。热管的冷凝器采用蛇形盘绕的铜管，压入铝板的结构，通过铜管与铝板间的换热，进行工质的冷却。储气库连接在环路热管的冷凝管线上以远离蒸发器来减小来自气库的热量对热管传热性能的影响。环路热管工质为氮气，气液管线为铜制，蒸发器管壳采用不锈钢材料，详细结构参数见表 1。
 |
| 图 2 氧化锆毛细芯实物图 Fig. 2 Zirconia capillary wick prototype |
| 图选项 |
表 1 环路热管结构参数 Table 1 Structure parameters of loop heat pipe
| 参数 | 数值 |
| 热管总长/mm | 750 |
| 毛细芯最大孔径/μm | 1 |
| 蒸发器尺寸/(mm×mm×mm) | 90×24×10 |
| 冷凝管线长度/mm | 500 |
| 气液管道内外径/mm | 4/6 |
| 补偿器尺寸/(mm×mm) | 96×118 |
| 储气库体积/mL | 500 |
| 蒸发器壁厚/mm | 2 |
表选项
1.2 测试系统 实验系统示意图如图 3所示。实验系统由真空罐、真空泵组、G-M制冷机、水冷机组、直流稳压加热电源、薄膜电加热片、安捷伦数据采集仪、Lakeshore的Cernox高精度测温电阻、计算机数据采集程序、氮气瓶、降压阀、截止阀和压力表等装置组成。真空罐和真空泵组提供真空实验环境，隔绝热管与环境的对流换热。G-M制冷机和水冷机组为热管提供散热所需的深低温热沉。直流稳压加热电源和薄膜电加热片作为热负载，模拟红外探测器等热负荷的发热过程。使用安捷伦数据采集仪、Lakeshore的Cernox高精度测温电阻和计算机数据采集程序测量并采集传热系统各点温度。氮气瓶、降压阀、截止阀和压力表组成环路热管工质充装系统。通过热管内氮气的充装压力确定充装质量，标定后充装误差小于0.1 g。实验中使用安装在G-M制冷机“冷头”的铝制转接块作为深低温热沉，能够通过调节补偿加热功率控制热沉温度。热管平放在真空罐内，采用水平测量仪使得气液管线与地面水平，消除重力对环路热管运行的影响。薄膜电加热片贴在蒸发器下表面模拟热负载。如图 1所示，沿环路热管工质循环方向在环路热管的关键位置上固定温度测点，测温数据采集频率为20 s一次，标定后测量误差在±0.1 K。环路热管实验处于真空度小于10-3 Pa的真空罐内以此隔绝与常温环境的对流换热，同时在实验件上包裹30层聚酰亚胺镀铝薄膜减小环境的辐射漏热。热管的储气库通过管线与罐外充装系统连接，实验中热管按照80 K温度下65%的充液率进行充装，充装质量为14 g，常温下充装压为2.4 MPa。
 |
| 图 3 实验系统示意图 Fig. 3 Schematic of experimental system |
| 图选项 |
2 实验结果和讨论 2.1 环路热管自启动特性 深低温环路热管内的工质氮气在常温下处于气态，蒸发器中不存在液态工质，热管无法直接启动运行，需要先降温再启动。环路热管在启动过程中各个特征节点温度随时间的变化如图 4所示。从图 4中可以看出，热管的整个启动过程可分为3个阶段。第1阶段：环路热管的冷凝器降温；第2阶段：环路热管的管线和蒸发器降温；第3阶段：热负载加热，工质循环，热管完成启动开始运行。
 |
| 图 4 启动过程中环路热管温度变化 Fig. 4 Change of loop heat pipe temperature in startup process |
| 图选项 |
第1阶段开始时，传热系统处于290 K左右的室温，管内气体压力约为2.4 MPa，管内充满高压的氮气。当G-M制冷机开始工作，冷凝器的温度随制冷机“冷头”的温度开始迅速降低，同时靠近冷凝器的气液管线的温度也随之降低。此时热沉与冷凝器的温度高于氮的临界温度，热管主要通过管线的管壳导热进行传热，因此距离冷凝器较远的管线及蒸发器降温速率缓慢。随着冷凝器温度降低，管内氮气的压力降低，储气库中的氮气不断进入冷凝器中。当时间为60 min时，环路热管的冷凝器降至热沉温度80 K附近，冷凝器进出口温度接近冷凝器温度。此时蒸发器上各点温度仍接近常温，完全依靠管线导热使得温度略有下降。环路热管完成了冷凝器的降温，第1阶段结束。
当冷凝器完成降温后，更多的氮气不断从储气库进入冷凝管线，冷凝管线内凝结的液滴逐渐增多并不断汇聚。由于液体的延展性，液氮沿着管线壳内壁平铺，从冷凝器逐渐向蒸发器延伸。液氮接触到温度高于沸点的管壳吸热气化，管壳温度迅速下降，蒸汽流向压力更低的冷凝管内，此时热管开始可以通过工质的相变对气液管线进行降温。从图 4可以看到，当时间为70 min左右时，蒸发器液体管线入口上的测温点温度快速下降，说明此时液氮已经扩散至蒸发器入口处，降温速率极大增强，此处管线迅速降温至冷凝器管线的温度。随后蒸发器温度也开始迅速下降，短时间内降至冷凝器温度。这种情况下大量热量通过氮工质相变传输至冷凝器，冷凝器受热温度上升。80 min后，环路热管各部分温度趋于稳定，蒸发器温度随冷凝器温度缓慢下降。储气库中绝大部分工质进入冷凝管线和蒸发器中，环路热管整体完成降温，降温第2个阶段结束。
当环路热管各部分温度稳定后，热管进入启动的最后一个加热运行阶段，环路热管各部分温度随热沉温度下降。当时间为105 min时，对蒸发器施加2.5 W热负载，蒸发器及蒸发器出口温度上升。液氮在蒸发器毛细芯的表面发生相变，蒸汽在毛细压力的作用下，蒸汽流向压力更低的冷凝管线内。蒸汽在冷凝器内凝结成饱和液体，再降温至过冷液体。在蒸汽压力的推动下流向热管的补偿器，液体再从补偿器流入蒸发器。环路热管的蒸发器温度逐渐稳定，环路热管完成了启动运行。随后逐渐加大蒸发器负载功率，当时间为130 min时，环路热管在15 W加热功率下稳定运行，各点温度平稳，管内各部分压力也趋于稳定，储气库内压力逐渐降低至冷凝段压力，两者间气压平衡，不再有工质从储气库进入冷凝管线。环路热管内形成稳定的气液循环，环路热管完成启动。
深低温平板蒸发器环路热管自启动性能良好，当热沉温度降低至液氮温区后，环路热管的冷凝器温度迅速下降，蒸发器能够无辅助自行降温。热管的蒸发器降温依靠的是工质的延展和管壳的导热，本质上还是依靠重力下液体的延展，实验证明逆重力是无法启动的，因此本质上是一种弱作用的重力辅助启动。但这重力在热管运行时不起到辅助作用，蒸发器和冷凝器处于同一水平面，不存在重力差。管内工质分布均匀。加热后气液循环顺利，温度响应迅速，传热系统能够在短时间内达到热平衡，稳定传输热量。
2.2 传热特性 环路热管稳定运行时的温度分布是衡量其传热性能的重要依据，针对深低温环路热管在不同温区的传热性能进行实验研究。如图 5所示，环路热管在冷凝器温度为70 K时，传输5、10和15 W的温度分布。
 |
| 图 5 环路热管温度随功率的变化 Fig. 5 Variation of temperature with power for loop heat pipe |
| 图选项 |
从图 5中可以看出，沿工质循环方向热管外表面有着不同温度的分布。这是由热管内工质的热力循环特性决定的。各点之间的温差随加热功率上升而增加。工质从冷凝器出口流出，低温液态工质进入管线，由于对环境换热所造成的影响，工质温度上升。随后工质进入补偿器，来自蒸发器侧壁及毛细芯的背向的热量使得工质温度继续上升。工质在毛细芯内部及表面发生相变，气体沿蒸汽槽道流向气体管线，并继续被加热。因为过热度的存在，此时蒸发器出口温度应低于蒸发器加热处的温度。但是由于深低温环路热管的管线受到环境施加的热负载，气体的热导率远低于液体，使得气体管线的外壳温度会高于蒸汽温度，测量过程中该温度更接近蒸发器加热处的温度。因此一般以蒸发器气体出口处管壳温度定义为热负载的工作温度。
深低温环路热管在红外探测等其他低温光学的应用中，最受关注的是其在不同传热功率下，其热负载的工作温度与低温制冷机的“冷头”温度之间的温差。本文制冷机的“冷头”温度为与热管冷凝器连接的冷板温度。由此定义深低温环路热管的总热阻为蒸发器气体出口处管壳温度与热沉温度之差比上所传输的热量，即
 | (1) |
式中：Q为蒸发器上加热片的加热功率。热管在高真空绝热环境下实验，因此可以认为加热片的全部热量通过热管传递。
平板蒸发器在环路热管中的应用是本文研究重点，因此需要定义评价蒸发器性能的参数，定义蒸发器进出口温度之差比上热负载热量为蒸发器热阻，即
 | (2) |
当环路热管传输热量为5 W和10 W时，冷凝器温度分别在70、80和90 K的总热阻和蒸发器热阻如图 6所示。
 |
| 图 6 热阻随工作温区变化 Fig. 6 Variation of thermal resistance with operating temperature region |
| 图选项 |
从图 6中可以看出，热管的总热阻和蒸发器热阻随着加热功率和温区的升高而降低，热管能够在70~100 K温区工作，热阻最低为0.8 K/W。其中热阻随工作温区的上升的下降趋势较为明显，这是因为工质随着温度的升高，工质的潜热虽有所降低，但工质的气液密度比大幅上升，同时相同的饱和温度变化引起的饱和压力差也进一步增大，使得其工质品质更利于热管的运行。热负载的上升使得传热温差进一步上升，这是由需要更大的温差继而产生更大的饱和压力差来推动工质更快的循环所造成的。但增加加热功率后，从蒸发器到补偿器的漏热量没有大的增加且均分给了更大流量的工质，因此由显热传热造成的温度上升有所下降，热管的总热阻及蒸发器的热阻随加热功率的上升而降低。
在常温环路热管的实验中，传热热阻会随着热负载的功率上升而先下降再上升，但在深低温环路热管的实验中，这一拐点很难在测试中发现。其原因是区别于常温环路热管，深低温环路热管多出气库这一结构。常温热管的热负载增大会造成热管的温度上升，继而造成热管的内部的压力上升，使得热管可以在高温高压下工作。虽然传热热阻较大，但仍可以工作。而对于带有气库的深低温环路热管，当热管蒸发器温度随功率增加升高后，由于气库体积巨大，其压力上升有限，此时很容易造成蒸发器内部压力低于饱和压力，造成蒸发器烧干，热管丧失传热能力。
2.3 间歇性热负荷对环路热管运行的影响 在深空探测等空间项目中，使用深低温环路热管进行温度控制的红外探测器等载荷在实际运行中，一般处于间歇性的工作状态。因此环路热管需要在热负荷间歇周期性变化的情况下保持对载荷的有效控温。图 7为环路热管在间歇性热负荷下的温度变化。热负荷变化周期为0.5 h，幅值为10 W。从图中可以看出，热管开始处于10 W的稳定运行状态，随后周期性开关闭加热。当热负载停止加热时，蒸发器温度下降，逐渐向冷凝器温度靠近，保持在低温环境下。当关闭热负载一段时间后施加热负载，热管的蒸发器温度上升，随后很快趋于稳定。环路热管在启动后停止工作后能够再短时间内实现再启动，进入稳定运行的状态，实现对载荷热量的有效传输。这是因为在热负荷间断时，环路热管蒸发器内存留足够的液态工质，再次受热时毛细芯表面能够生成蒸汽推动工质的循环，完成热管的再次启动。因此液氮温区平板型环路热管可实现对间歇工作的红外探测器等负载的有效温度控制。
 |
| 图 7 环路热管间歇运行温度变化 Fig. 7 Intermittent operation temperature variation of loop heat pipe |
| 图选项 |
3 结论 本文在传统平板蒸发器环路热管基础上，创新热管结构设计，在冷凝管线上连接储气库，同时采用氧化锆陶瓷烧结材料替代传统的泡沫金属作为蒸发器的毛细芯，设计制造了液氮温区平板蒸发器环路热管，并在深低温环境下进行传热特性及充液率研究。主要结论如下:
1) 液氮温区平板蒸发器环路热管启动时间较短，蒸发器降温迅速且无温度波动现象。
2) 液氮温区平板蒸发器环路热管能够在无重力辅助的情况下，传输15 W的热量，最低传热热阻小于0.8 K/W，同时有效减小了蒸发器与热负载的接触热阻。
3) 液氮温区平板蒸发器环路热管能够在载荷间歇性工作的情况稳定载荷温度，实现对载荷温度的有效控制。
参考文献
| [1] | HOANG T T, O'CONNELL T A, KHRUSTALEV D K.Development of a flexible advanced loop heat pipe for across-gimball cryocooling[C]//Cryogenic Optical Systems and Instruments X.Bellingham: SPIE, 2003, 5172: 68-77. |
| [2] | HOANG T T, O'CONNELL T A, KHRUSTALEV D K, et al.Cryogenic advanced loop heat pipe in temperature range of 20-30 K[C]//Proceedings of International Heat Pipe Conference, 2002. |
| [3] | HOANG T T, O'CONNELL T A, KU J.Management of parasitics in cryogenic advanced loop heat pipes: AIAA-2003-0346[R].Reston: AIAA, 2003. |
| [4] | 莫青, 蔡京辉, 梁惊涛, 等. 液氮温区低温回路热管的实验研究——第二部分:主蒸发器的降温过程[J]. 真空与低温, 2005, 11(3): 162-164. MO Q, CAI J H, LIANG J T, et al. Experimental study of a cryogenic loop heat pipe using nitrogen as working fluid.Part 2:The temperature decrease rate of the primary evaporator[J]. Vacuum and Cryogenics, 2005, 11(3): 162-164. DOI:10.3969/j.issn.1006-7086.2005.03.008 (in Chinese) |
| [5] | 李强, 马路, 宣益民. 低温环路热管(CLHP)的实验研究[J]. 工程热物理学报, 2010, 31(1): 120-123. LI Q, MA L, XUAN Y M. Experimental investigation of cryogenic loop heat pipe[J]. Journal of Engineering Thermophysics, 2010, 31(1): 120-123. (in Chinese) |
| [6] | ZHAO Y N, YAN T, LIANG J T. Experimental study on a cryogenic loop heat pipe with high heat capacity[J]. International Journal of Heat and Mass Transfer, 2011, 54(15-16): 3304-3308. DOI:10.1016/j.ijheatmasstransfer.2011.03.056 |
| [7] | YAN T, ZHAO Y N, LIANG J T, et al. Investigation on optimal working fluid inventory of a cryogenic loop heat pipe[J]. International Journal of Heat and Mass Transfer, 2013, 66: 334-337. DOI:10.1016/j.ijheatmasstransfer.2013.07.043 |
| [8] | 杨帆, 董德平. 一种提高低温环路热管主蒸发器降温速率的新方法及实验结果[J]. 低温工程, 2011(3): 34-38. YAN F, DONG D P. A novel method accelerating temperature decreasing speed of main evaporator and experiment result[J]. Cryogenics, 2011(3): 34-38. DOI:10.3969/j.issn.1000-6516.2011.03.008 (in Chinese) |
| [9] | BAI L Z, LIN G P, ZHANG H X, et al. Operating characteristics of a miniature cryogenic loop heat pipe[J]. International Journal of Heat and Mass Transfer, 2012, 55(25-26): 8093-8099. DOI:10.1016/j.ijheatmasstransfer.2012.08.044 |
| [10] | BAI L Z, LIN G P, ZHANG H X, et al. Effect of component layout on the operation of a miniature cryogenic loop heat pipe[J]. International Journal of Heat and Mass Transfer, 2013, 60: 61-68. DOI:10.1016/j.ijheatmasstransfer.2013.01.011 |
| [11] | 柏立战, 林贵平. 深冷环路热管稳态运行特性的理论分析[J]. 航空动力学报, 2010, 25(7): 1530-1535. BAI L Z, LIN G P. Theoretical analysis of steady state operating characteristics of a cryogenic loop heat pipe[J]. Journal of Aerospace Power, 2010, 25(7): 1530-1535. (in Chinese) |
| [12] | 王录, 苗建印, 张红星. 制冷机与深冷环路热管集成系统传热特性试验研究[J]. 航天器工程, 2016, 25(3): 63-68. WANG L, MIAO J Y, ZHANG H X. Investigation on thermal characteristic of integrated system of pulse tube coolers with cryogenic loop heat pipes[J]. Spacecraft Engineering, 2016, 25(3): 63-68. DOI:10.3969/j.issn.1673-8748.2016.03.010 (in Chinese) |
| [13] | 柏立战, 林贵平. 环路热管复合芯传热与流动特性分析[J]. 北京航空航天大学学报, 2009, 35(12): 1446-1450. BAI L Z, LIN G P. Analysis of heat transfer and flow characteristics of composite wicks of loop heat pipes[J]. Journal of Beijing University of Aeronautics and Astronautics, 2009, 35(12): 1446-1450. (in Chinese) |
| [14] | 柏立战, 林贵平, 张红星. 环路热管稳态建模及运行特性分析[J]. 北京航空航天大学学报, 2006, 32(8): 894-898. BAI L Z, LIN G P, ZHANG H X. Steady state modeling of loop heat pipes and operating characteristics analysis[J]. Journal of Beijing University of Aeronautics and Astronautics, 2006, 32(8): 894-898. DOI:10.3969/j.issn.1001-5965.2006.08.005 (in Chinese) |
| [15] | 张红星, 林贵平, 丁汀, 等. 环路热管温度波动现象的实验分析[J]. 北京航空航天大学学报, 2005, 31(2): 116-120. ZHANG H X, LIN G P, DING T, et al. Experimental investigation on temperature oscillation of loop heat pipes[J]. Journal of Beijing University of Aeronautics and Astronautics, 2005, 31(2): 116-120. (in Chinese) |
