环路热管研究Word文件下载.docx

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图1.1传统热管示意图

图1.2毛细压力驱动工质循环

毛细压力是热管内工质循环的驱动力。

如图

1.2所示，在热管的蒸发段，液体不断从

毛细芯表面蒸发变成蒸气，致使气液界面的曲率半径逐渐减小，气液界面两侧的压差Pe相

应增大；

而在冷凝段，蒸气不断在毛细芯表面凝结变成液体,

致使毛细孔内的气液界面趋

于一个平面，曲率半径Rc不断增大，气液界面两侧的压差

Pc相应减小。

毛细芯提供的毛

细压力pcap可表示为:

222cose

PcapPePc~R~Rr

2cosC

r

（1.1）

工质在热管内循环的压降主要包括蒸气从蒸发段流向冷凝段的压降

Pv，液体从冷凝

段回流至蒸发段的压降Pl以及重力对液体流动引起的压降Pg（蒸发器位于冷凝器下端

时，重力辅助液体回流，此项为负值；

蒸发器位于冷凝器上端时，重力阻碍液体回流，此

项为正值）。

热管的正常运行要求毛细芯提供的毛细压力与工质循环的总压降相平衡，如

式（1.2）所示:

PcaPPvPlPg

（1.2）

工质在毛细芯内的接触角具有自调节功能，根据式（1.1），毛细芯提供的毛细压力随

着接触角的变化而改变，从而保证式（1.2）一直成立。

当蒸发段毛细芯内接触角

0e为零

度，冷凝段毛细芯内接触角0c为90度时，毛细芯提供的毛细压力达到最大值:

（）2cose2cosc2

（Pcap）maxPePc一

rrr

（1.3）

当热管内工质循环的总压降等于毛细芯所能提供的最大毛细压力时，热管的传热能力

达到最大，即达到了毛细限。

继续增大热载荷，毛细芯无法提供足够的驱动力，热管将无

法正常运行。

热管作为一种具有超高导热性能的传热元件在业界已广为人知，在军用和民用领域均

得到了广泛应用，如将热管应用于航天器热控制、电子器件冷却以及工业余热回收等。

与

其它传热元件相比，热管具有很多优点：

（1）热管具有极高的传热性能，能以很小的温差

远距离传输较大的热量；

（2）热管具有优良的等温性，蒸发段与冷凝段壁面温度分别接近

蒸发温度和冷凝温度，具有良好的温度一致性；

（3）热管内工质的循环由毛细芯产生的毛

细压力驱动，无需外加动力；

（4）热管具有良好的启动性能，蒸发段与冷凝段两者存在很

小温差时，热管便能迅速启动，实现热量的高效传输；

（5）对于水平放置的有芯热管，热

（6）热管

量传输方向具有可逆性，而对于重力热管，具有热二极管（单向传热）的特性;

具有良好的环境适应性，可根据热源和热沉的结构形式对热管结构进行一定的改变，如设置多个蒸发段或冷凝段，制成平板热管或分离式热管等。

然而，传统热管也存在一些固有的缺陷，限制了它的传热能力以及广泛应用，主要包括如下几个方面:

首先，传统热管受到使用方位和长度的限制。

如图1.3所示，在重力场中，当蒸发段

位于冷凝段上方会对热管运行产生不利影响，因为毛细芯可能无法提供足够的毛细压力去克服重力而使冷凝液体回流至蒸发段，即传统热管的反重力能力非常差，尤其对于槽道热

管，这是使用方位对传统热管的限制。

虽然根据式（1.3）可得，毛细压力随着毛细孔孔径的减小而增大，可采用减小毛细孔孔径的办法来增大毛细压力，但是减小毛细孔孔径的同时会使得液体经毛细芯回流的阻力显着增加，甚至抵偿或超过毛细压力增大的部分,因此，减小毛细孔孔径无法彻底解决使用方位的限制。

此外，对应一定的热载荷，热管的传热距离存在一定限制，这是因为液体回流阻力随热管长度的增加而增大，工质循环的总压降可能超过毛细芯所能提供的最大毛细压力，造成蒸发段因供液不足而烧干，热管无法

正常运行，这是长度的限制。

其次，传统热管内有携带现象发生。

由于热管内蒸气和液体直接接触且流向相反，导

致蒸气对毛细芯内的回流液体施加剪切力。

当蒸气流速较高时，可能将气液界面的液体以微滴形式携带回冷凝段，同时液体回流受阻。

携带导致所需的工质循环量增大，当液体回流不能满足循环量增加时，蒸发段就会烧干。

携带现象是限制传统热管传热能力的因素之

最后，传统热管安装不够灵活方便。

传统热管的管壳通常是铜、铝合金、不锈钢等金属材料，只允许一定程度的弯曲，在一些复杂的安装场合应用往往受到限制。

环路热管（LoopHeatPipe，LHP一般由蒸发器、冷凝器、储液器以及蒸气和液体管线构成。

图1.4给出目前LHP典型的结构形式，与早期结构的显着区别是将液体回流管线引入到蒸发器中心，这段回流管线称为液体引管。

图1.4LHP结构示意图

LHP的工作原理：

对蒸发器施加热载荷，工质在蒸发器毛细芯外表面蒸发，产生的蒸

气从蒸气槽道流出进入蒸气管线，继而进入冷凝器冷凝成液体并过冷，回流液体经液体管线进入液体干道对蒸发器毛细芯进行补给，如此循环，而工质的循环由蒸发器毛细芯所产生的毛细压力驱动，无需外加动力。

LHP的正常运行要求毛细芯产生的毛细压力必须与工质在回路内循环的总压降相平衡,

这些压降主要包括工质在蒸气槽道、蒸气管线、冷凝器、液体管线以及毛细芯内流动产生

的摩擦压降以及反重力运行时液体回流所需克服的重力压降，如式（1.4）所示:

PcaPPvgPvlPcPllPwiPg

若工质在回路内循环的总压降超过毛细芯所能提供的最大毛细压力，蒸气将击穿毛细芯进

入液体干道，工质的正常循环无法维持，LHP将无法正常运行。

LHP在传统热管的基础上发展而来，它继承了传统热管的优点，同时克服了传统热管

的固有缺陷和不足。

LHP与传统热管最显着的区别为毛细结构的局部化设置，它只在蒸发

器吸热区域布置毛细芯，将传统热管毛细芯的毛细抽吸功能与液体回流功能分离。

对于

LHP

液体经过光滑内壁管线回流，流动压降显着降低，因而可采用能提供很高毛细压力的微米

级孔径毛细芯来克服重力的影响，同时不会产生增加液体回流阻力的负面影响。

因此,

传热距离远，反重力能力强，解决了传统热管受到使用方位和长度限制的问题。

此外,

将蒸气通道和液体通道分离，蒸气和液体分别在各自的管线内传输，从而杜绝了携带现象

的发生。

值得一提的是，蒸气管线和液体管线的分离使得LHP的安装变得灵活方便，不再

受限于热源与热沉的方位和距离，这是相对传统热管的又一优势。

◊蒸发器

蒸发器是LHP的核心部件，它具有从热源吸收热量以及提供工质循环动力两项重要功

能。

经过数十年的改进和发展，目前较为普遍的结构形式如图1.5所示，蒸发器本体主要

包括蒸发器壳体、毛细芯和液体引管。

毛细芯外侧的轴向槽道称为蒸气槽道（Vaporgroove），

毛纟田芯内侧为液体干道（Liquidcore或Evaporatorcore）。

毛细芯是蒸发器的核心元件，它提供工质循环动力、提供液体蒸发界面以及实现液体

供给，同时阻隔毛细芯外侧产生的蒸气进入储液器。

目前常用的毛细芯结构如图1.6所示

（俄罗斯国家科学院热物理研究所样品）。

毛细芯一般是将微米量级的金属粉末通过压制、

储液器

毛细芯

■「x"

/液体干道

液体引管

/蒸发器

蒸发器和储液器的结构图

图1.5

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尹

■■片

也£

1■y

图1.6毛细芯的结构形式

图1.7电镜下的毛细芯多孔结构

毛细芯内液体干道的设置是为了使液体能够沿轴向均匀地对毛细芯进行供液。

否则,液体从储液器沿轴向向毛细芯的供液阻力非常大，很容易造成供液不足，导致毛细芯产生轴向温差，甚至出现局部烧干现象。

设置液体引管将回流的过冷液体直接引入到蒸发器中心，一方面，回流液体携带的冷量可用来平衡蒸发器透过毛细芯的径向漏热；

另一方面,当液体干道内由于蒸发器的漏热产生了气泡或积聚了不凝性气体，从液体引管流出的过冷液体可以依靠自身携带的冷量对气泡进行冷却和消除，同时依靠自身的流动将这些不凝性气体或气泡推出液体干道，防止毛细芯内表面发生气塞现象，提高蒸发器的运行稳定性。

◊冷凝器

LHP系统的热导很大程度上取决于冷凝器与热沉之间的换热性能。

早期对LHP的研究

大多针对空间应用背景，冷凝器主要以辐射的形式向空间热沉释放热量，因而普遍采用将

冷凝器管线嵌入冷凝器板的结构形式，如图1.8所示。

地面实验中亦可采用简单的套管式

冷凝器，如图1.9所示，使用恒温槽模拟热沉，泵驱动冷媒介质（如水、乙醇等）在套管

内循环流动对冷凝器进行冷却。

◊传输管线

传输管线包括蒸气管线和液体管线。

传输管线一般为细长的光滑内壁管（管径范围

1-5mm，起到连接蒸发器和冷凝器的作用，从而构成工质循环流动的回路。

工质在光滑内

壁管内流动阻力小，且管线柔韧易于弯曲，对复杂应用场合具有良好的适应性。

传输管线管径过小会造成工质流动阻力的增大，降低LHP的传热能力；

而管径过大会导致回路中的

工质充装量以及储液器体积的增大，同时管线的柔韧性变差。

因此，应根据实际应用情况对传输管线的管径进行合理的选择。

◊储液器

同传统热管相比，LHP在结构上增设了储液器。

储液器位于蒸发器一端且两者直接相连，结构紧凑，如图1.5所示。

储液器的设置对LHP具有重要作用：

1、通过工质充装量与储液器容积的匹配设计，保证LHP蒸发器毛细芯一直被液体工质所浸润，启动前无需进

行任何预处理，可直接对蒸发器施加热载荷来启动LHP2、LHP运行过程中保证对蒸发器

毛细芯的液体储备与供给；

3、适应启动或变工况运行过程LHP回路内气液分布的变化与

调整，实现工质在传输管线、冷凝器与储液器间的自由转移；

4、可容纳蒸发器液体干道

内产生的蒸气或回路内存在的不凝性气体，防止液体干道内发生气塞现象而妨碍对蒸发器毛细芯的正常供液；

5、通过对储液器施加一定的功率（加热或冷却），可实现对LHP运行温度的精确控制。

由于储液器对LHP的启动及运行具有重要意义，合理确定储液器的容积十分重要。

由于工质充装量与储液器容积的大小密切相关，在LHP设计过程中，两者必须进行匹配设计。

123工质选择

工质选择对于LHP的设计十分重要，因为它决定了LHP的运行温区、传热性能、传热

极限以及工作寿命等。

首先，应根据LHP的工作温度范围来选择合适的工质。

在工作温度范围内，工质必须能以气液两相状态存在，即LHP的最低工作温度应高于工质的凝固点，而最高工作温度应

低于工质的临界温度。

否则，工质将在回路内冻结或无法发生相变，因而LHP将无法正常

运行。

同时，应保证工质的凝固点低于热沉温度，否则，冷凝器因与热沉直接相连而可能被冻结，进而造成LHP无法启动。

其次，必须考虑工质与壳体材料的相容性。

工质必须能浸润毛细芯和管壳，同时，在

LHP预期的设计寿命内，工质不能与毛细芯或管壳材料发生化学反应，或发生轻微的化学

反应但不足以影响LHP的工作性能。

否则，工质会腐蚀管材或产生不凝性气体，影响LHP

的传热性能以及使用寿命。

最后，适合该工作温度范围和满足相容性的工质可能有多种，还应考察工质是否具有良好的热物理性质，如较高的蒸发潜热、较大的表面张力、较高的导热系数以及较低的黏

度等等。

综合考虑各种物性参数的影响，通常采用Dunbar因数（以BritishAerospace

的CPL研究者NilDunbar命名）对不同工质的综合性能进行比较。

Dunbar因数根据LHP

回路内的压力平衡推导而得（假定蒸汽流动的压降在回路总压降中占主导地位）

可用来

表征LHP的最大传热能力（毛细限），按下式定义昭

1.75

_v

Du025—

v

（1.5）

Dunbar因数的值越大，说明应用该工质的LHP的传热能力越高。

2.国内外研究现状

为了解决传统热管传热受长距离和冷热源方位限制的问题，前苏联国家科学院的

Maidanik等人于1971年在传统热管理论的基础上提出了环路热管的概念，并于

1972年

设计加工出第一套环路热管。

随后的十几年，环路热管在前苏联国内得到不断发展。

1985

年，Maidanik等人在美国为这种热管申请了专利。

这个依靠毛细力驱动工质循环的自动传

热装置曾先后被称为“Heatpipe”、“Heatpipewithseparatechannels”和

“Anti-gravitationalheatpipe”，直到1989年，环路热管首次被应用于前苏联的航天

器热控系统中，它才被国际上广泛关注，并最终被命名为“Loopheatpipe”，在国内业

界称之为“环路热管”。

90年代以后，环路热管因其优点受到了各国相关学者和空间飞行

器热控设计工作者的广泛关注，许多国家都投入大量资金进行研究，各种结构形式、采用

不同工质的环路热管不断在有关的学术会议上亮相。

对环路热管的研究主要包括实验研究

和分析、数学建模以及应用研究三个方面。

对环路热管的实验研究又主要包括地面实验和飞行试验研究。

对环路热管的实验研究

和分析主要是为了了解环路热管的传热机理、运行特性以及对其应用于诸多领域的可行性

进行验证。

由于最初环路热管主要是在前苏联得到研究和发展，相关的文献大多用俄语发表，无法进行详细了解，下列叙述主要从上世纪90年代开始。

文献［1］对一套不锈钢管壳、镍粉芯、氨工质的环路热管进行了一系列的地面实验研究，考察了不同方位、反重力高度、热沉温度下环路热管的稳态运行、启动和动态运行、烧干特性以及对热载荷变化的迅速响应特性等。

实验验证了重力场中环路热管能在不同方位正常运行，最大达到1200W的传热能力。

文献［2］研究了通过加热或冷却储液器对环路热管进行主动温度控制的方法。

文献［3］

也对两套氨工质、镍粉毛细芯的环路热管的温度控制特性进行了研究。

实验发现，当热沉温度低于环境温度时，环路热管的热阻在很大的热载荷区域内是变化的，只有当热沉温度高于环境温度时，环路热管的热阻才是固定不变的。

蒸发器高于冷凝器（反重力姿态）时环路热管的工作温度会升高。

对储液器进行加热和冷却可以将环路热管的工作温度控制在很窄的温度区域内。

文献［4］第一次描述了环路热管的四种不同启动方式。

在一套R-152A工质的环路热管地面实验中，重力场中不同方位、热沉温度以及工质充装量引起了不同的启动方式，其作者认为这四种启动方式主要区别在于启动前蒸气槽道和液体干道内的气液分布状态，并指出蒸气槽道存在蒸气而液体干道被液体充满的气液分布状态最容易启动。

美国空军实验室（AFRL最先尝试将环路热管应用于美国空军F/A-18型战斗机上的

电子设备冷却系统和防冰系统，按照美军标要求，在加速度场和振动环境下对环路热管进行了测试，此外还进行了疲劳、压力爆炸、热循环和防冻解冻等一系列试验，试验结果表明，环路热管能在-55C〜65C温度范围内、加速度为10g的振动环境下正常运行（文献［5,

6］）。

这项研究首次将环路热管引入飞机环境控制系统，通过实验验证了环路热管在飞机

热量综合管理系统应用的潜力和可能性。

为了提高环路热管的最大传热能力，文献［7］设计了一种不同孔径分布的毛细芯，外

层毛细芯的大孔径便于排散蒸气，内层毛细芯的小孔径可提供大的毛细驱动力。

使用这种

不同孔径分布的毛细芯后，环路热管蒸发器上的最大热流密度极限从10W/cm2量级提高到

了100W/cmP2P这种毛细芯结构的环路热管可被用于解决高热流密度的散热问题。

在对环路热管进行地面研究的同时，许多飞行试验也在进行，验证了环路热管在发射状态和微重力条件下在轨工作的能力，考察了环路热管在空间环境（包括力学环境和热环境）下的工作特性。

1989年，前苏联在Granat飞船上首次进行了环路热管的空间飞行试验。

Granat飞船

R11

上的Alyona试验舱内安装了一套丙烯工质的环路热管，通过一块连接在蒸发器上的平板接收来自太阳的辐射，通过套管式的冷凝器释放热量。

另一个舱内安装了一套并联的

工质的环路热管系统，三个蒸发器并联连接，每个蒸发器加载40〜120W的热量，通过一

排并联管路的冷凝器进行冷却。

这次飞行试验首次检验了环路热管在微重力环境下启动和运行的能力。

1997年，NASA在其KC-135失重飞机上对一套HFC-152a工质的环路热管进行了微重

力场下飞行试验。

当失重飞机进行弹道轨迹飞行时，这套环路热管在不同的姿态下进行启

动和运行试验。

与地面试验数据进行对比，飞行试验中的启动特性有所不同，这些差异被

1997年4月到11月，美国先后在其航天飞机飞行任务STS-83STS-94STS-87中

进行了环路热管的飞行试验（文献［9］）。

其中，在其发射的哥伦比亚号航天飞机（STS-87）上搭载了一套不锈钢管壳、镍粉芯、氨工质的环路热管，进行了一系列的启动、稳态运行、热载荷递增和热载荷循环试验。

这套环路热管总共运行了213小时，工作温区从-27C到66°

C，最大输入热载荷388W此外，在分析此次飞行试验的数据后还得出回流液体并不一

定要过冷的结论。

自1998开始，欧空局（ESA也着手并已建成一套环路热管系统在轨实

验台，并在2002年8月23日发射的SPACEHABSTS10上进行了一系列在轨试验。

我国中国空间技术研究院自1997年来在国家高技术发展计划（863）和“十五”计划的支持下相继对毛细抽吸两相回路和环路热管进行了从原理样机到工程样机的研制，经过数年的努力已经继俄罗斯、美国少数几家公司和研究所之后掌握了环路热管独立设计、

2003

生产、测试全套技术。

特别是近年来对环路热管进行了大量地面实验、空间环境模拟试验等，为自主研制的环路热管进入航天器热控系统的应用作了大量基础性的研究工作。

年，我国的某型号卫星上对国产环路热管进行了一次空间搭载试验，试验中一套环路热管被用于拉平卫星南北板间的温度差。

2.2环路热管的理论建模

理论分析和数学建模研究主要是为了对环路热管复杂的运行特性和过程进行解释和预测。

由于环路热管蒸发器和储液器内存在复杂的两相传热和流动过程，而且这个过程不是独立的，而是涉及到回路系统的压力响应，分析起来比较困难，所以目前对环路热管的建模还主要是针对其稳态运行规律和特性。

为了解蒸发器内毛细芯厚度和导热系数对环路热管运行温度的影响，对毛细芯结构进行优化设计，文献［10］最早对毛细芯内工质的流动和传热进行了一维分析，并对蒸发器处于竖直姿态时储液器内工质的自然对流现象对运行温度的影响进行了分析，计算结果表明:

储液器和液体干道内的自然对流越显着，储液器内工质温度越高；

储液器内的液体越多（液面越高），储液器内工质温度越低。

文献［11］在饱和压力-温度曲线上对环路热管工质的运行过程进行了分析，首次建立了根据饱和压力和温度关系计算环路热管工作温度的理论方法，此后的大多数数学建模工

作都是在这个理论基础上进行的。

在随后的相关研究中，文献［12］在此基础上通过饱和压

力和温度平衡关系建立了一维的数学模型，对环路热管的稳态工作温度进行预测。

该模型

作了较多假设：

毛细芯内表面温度等于储液器内饱和温度；

毛细芯内工质的流动和传热只沿着径向进行；

忽略了外回路管线内的压降；

忽略了与环境的换热。

文献［13］在蒸发器和冷凝器能量平衡的基础上建立了可计算环路热管工作温度和系统压降的稳态模型，其主要思想是通过迭代求解压力和能量平衡式，得出工质流量、压降、

温度等参数。

文献［13］还通过实验对模型进行了修正，得到一些实验关联式。

文献［14］通

过求解各部件能量和压力平衡的方法建立了环路热管的一维稳态数学模型。

该模型将蒸发器和储液器的温度被当作一个集总参数处理，但蒸气、液体管线和冷凝器上划分了数个节点。

文献［15］在能量平衡和压力平衡的基础上建立了一维的稳态数学模型，该模型考虑了与环境的散热，冷凝器内使用了两相流动关联式，同样液体干道和储液器内的工质温度被认为是一致的。

3.关键技术

环路热管运行过程会涉及到处于饱和状态的各部件间的压力平衡和能量平衡，而它们

因为环路热管内部的饱和温度变化范围很小，不易测量。

图3.16环路热管的热力循环过程示意图

从图3.16中的点1开始分析环路热管内工质的整个循环的热力学过程。

点1为毛细芯外表面弯月面蒸发侧的状态点，它位于饱和曲线上。

蒸发后的工质通过蒸气槽道流入蒸气管线的过程中被蒸发器外壳继续加热变成过热蒸气，前文已经提到，这个过热度一般很小，如图中点1—2，蒸气在蒸气槽道内流动的过程经历了一定的流动压降损失。

具有非常小过热度的蒸气进入蒸气管线后被环境冷却，微小的显热迅速释放变为两相

态，工质由过热蒸气变成饱和蒸气，如图中点2-2'

。

点2'

—3为两相区，饱和蒸气继

续释放潜热，由于蒸气管线和环境的换热量十分小，这段区域内冷凝的蒸气量很少，这段区域也经历了一定的流动压降损失。

两相态的工质流到冷凝器入口点3后潜热开始迅速释放，直到完全冷凝成液体（点4）,

图中3—4点为冷凝器内的两相换热区，经历了冷凝过程的压降损失。

而点4则是冷凝器

内过冷区的起始点，工质在冷凝器内继续流动被过冷，直到冷凝器出口5点，过冷段也经

历了流动阻力损失。

点5—6为液体管线内的流动过程，过冷的液体工质被环境加热，同时经历一定的压降。

如果环路热管在重力场中以反重力姿态运行，则这个过程中的压降除了包括流动阻力损失，还包含液体回流由于克服重力引起的压降损失。

仍具有一定过冷度的液体工质返回到储液器入口处6点，在液体引管点6—7段内流

动时被透过毛细芯的漏热加热，并经历了一定的流动阻力损失。

当过冷液体流到引管的出口（毛细芯内）时过冷度减小，在液体干道内向储液器方向流动不断被毛细芯吸收。

点8代表毛细芯内表面的状态点，这一点在饱和温度附近，沿毛细芯轴向温度会不同，靠近液体引管出口段温度稍低，靠近储液器段稍高。

液体沿毛细芯径向流动如图点8—9,这个过程经历了一定的压降和温升（毛细芯外向内漏热的影响）。

点9和点1分别是弯月面液体侧和蒸发侧的点，点9—1实际上是对弯

月面存在的描述，这两点温度很接近，但是却经历了一个较大压力差，这个压差就是毛细芯内液体和蒸气分界面因为弯月面的存在而产生的毛细压