刘贤良 宋保银 朱 嫣



热负荷及环境温度对机械泵驱动两相热控系统性能影响

刘贤良 宋保银 朱 嫣

（南京航空航天大学航空宇航学院 南京 210016）

运用传热学、流体力学、两相流和控制论等知识对机械泵驱动两相热控系统的各个部件建立混合物模型及Simulink仿真模块。借助于Matlab/Simulink计算软件，对系统进行了动态仿真计算，得到了系统分别在热负荷和冷凝器侧环境温度变化情况下的温度分布和变化情况。据此对系统进行了运行稳定性分析。结果表明蒸发器侧热负荷的阶跃变化对蒸发器出口温度影响较大，对冷凝器进出口温度影响则较小；冷凝器侧环境温度周期性变化对冷凝器出口温度、储液器入口温度及泵入口温度影响较大，对蒸发器进出口温度影响则较小。

机械泵；两相流；热控系统；传热；动态性能

0 引言

对于载人航天器而言，不仅要保证其结构部件、仪器设备在空间环境下处于一个合适的温度范围，使其能够正常工作，更重要的是，还必须保证航天员所处密封舱的大气环境满足一定的温度、湿度以及清洁度要求。载人航天器热管理技术以大型载人航天器为研究背景，从系统角度出发，对航天器有关热环境和子系统的热行为进行统一的调节，完成对航天器热量的收集、传输、利用和排散[1]。

在航天器的热管理领域中，单相流体回路系统是主动热控技术中的一种重要方式，在国外的许多航天器上都得到了采用。但随着载人航天器功率的不断增大、在轨运行时间的不断延长，采用两相流体回路技术已经是目前研究的重点。两相回路系统，是一种由毛细结构提供的毛细力或泵辅助驱动其工质循环的两相传热回路系统。这种系统无运动部件，可靠性高，加上是两相流传热，系统重量轻，性能高，因此是未来载人航天器热控制的理想系统。然而目前常用的毛细泵驱动两相热控系统虽易于实现温控，但启动困难，液体槽道内容易产生气蚀。在这个基础上，机械泵驱动两相热控系统设计方案被提出。

机械泵驱动的两相冷却系统在运行控制方面，更加简单。通过改变泵的输入电压可以实时地改变流量。同时机械泵的驱动力远大于毛细泵，这更适合于复杂形状和布局分散的热源散热。对于该系统，国内外都对其进行了多项研究。Delil等人[2]对二氧化碳为工质的机械泵驱动两相热控系统进行了稳态状态下的测试实验，证明该种形式的机械泵驱动两相热控系统能够达到AMS-2太空反物质探测器热控系统的设计需求。Mo等人[3]对机械泵驱动两相热控系统中单个蒸发器内压力降分布进行了数值分析，通过将计算数据与实验结果进行比较，提出了新的两相流压降关系式。刘杰等人[4]构建了系统试验台，将其基本性能与机械泵驱动单相热控系统及毛细泵驱动两相热控系统进行了比较，对其启动特性、过热现象、冷凝器侧环境温度波动等情况进行了分析，得出了启动温度越低，所产生的过热度越大；热流密度越大，过热时间维持的越短；系统质量流量与系统压降为单调二次对应关系等结论。莫冬传等人[5]利用SINDA/FLUINT和Maltab/Simulink分别对毛细驱动的平板型环路热管和泵驱动两相环路热控系统建立动态模型，从各个方面比较分析，发现泵驱动回路相对毛细驱动回路更加稳定，且受重力的影响更小，并对于这两种两相回路分别提出了双通道和双辐射器的改进方案。张双[6]利用传热和压降方程建立泵驱动两相回路的一维稳态数学模型，分析了回路各段的阻力对系统循环和换热的影响，提出了一种多回路两相换热装置，推导出总温度效率与回路数和单回路温度效率的计算公式。并通过试验研究，分析了泵驱动两相回路的流量特性和换热特性。就目前来看，对于机械泵驱动两相热控系统研究还不充分。鉴于上述原因，本文利用传热学、流体力学和控制论等知识对AMS-02硅微条轨迹探测器热控系统的各个部件建立混合物模型及Simulink仿真模块，进行了动态仿真。

1 系统热力过程分析

图1 AMS-02机械泵驱动两相热控系统简单示意图

该系统的基本工作原理为循环工质在蒸发器内吸收热量，经由流体回路输送至冷凝器侧，通过辐射换热器将热量散入太空，而驱动力则由机械泵提供。为了避免在机械泵内造成气蚀，机械泵入口处保持比蒸发器入口温度低5℃的过冷度。为了使在蒸发器侧工质以潜热方式吸热，在机械泵出口和蒸发器入口之间，需安装一个换热器对过冷工质进行加热，保证在蒸发器入口处为饱和工质。机械泵驱动两相热控系统与毛细泵回路（CPL）/环路热管（LHP）系统一样，是通过对储液器的控制来实现对系统工况的控制。储液器主要起到了补充工质在长期飞行过程中的泄露和实现回路温度控制的作用。

系统选用CO2作为工质，并在较大的真空度下运行。系统仿真的原理如下：初始时，系统内部被液态工质所充满，加热储液器至设定温度T，使蒸发器入口（节点1）压力达到饱和压力P。外界热负荷Q加于蒸发器表面，加热蒸发器内饱和液体工质；液体工质吸热后发生相变，变为两相流至蒸发器出口（节点2）；整个过程大环境箱温度保持为T，故该部分系统与外界环境传热量几乎为零，可以忽略；两相工质经过连接管道通过换热器（节点3、4），进入冷凝器入口（节点5），在其中放出热量冷凝成为液体工质（节点6），并在冷凝器中进一步冷却成为过冷工质，流至冷凝器出口（节点7）；过冷后的液体工质经由连接管道流至驱动泵入口（节点8），通过驱动泵出口（节点9）后，压力温度均有上升，经过换热器（节点10、11）之后，工质呈饱和液体状态进入蒸发器出口。

1.1 系统内压力损失

AMS-02机械泵驱动两相热控系统运行时，流体在整个回路依次经过相应的压力损失，压力从最高点（节点9）降至最低点（节点8），为保证系统工质的循环，此回路压差Δp将由驱动泵的驱动力Δp来平衡。

回路压降由以下各部分压降组成：

其中，Δp为换热器单相流侧压力损失；Δp为两相流段连接管道沿程阻力损失；Δp为蒸发器内压力损失之和；Δp为换热器两相流侧压力损失；Δp为冷凝器内压力损失；Δp为单相流段连接管道沿程阻力损失之和；Δp为回路中各连接处局部阻力损失之和。

蒸发器内压力损失Δp等于蒸发器工质蒸发过程的压力损失Δp、蒸发器内局部压力损失Δp以及沿程压力损失Δp之和。

只有在全面地了解我国心血管健康状况、疾病严重程度和流行现况的同时，评价我国的心血管疾病防控状况。CHI对于政府职能部门能很好的完善慢性保障政策，提高居民整体健康素养水平；在疾控系统可强化一级预防，提高疾病知晓率，并完善慢病监测网络以及危险因素的宣教与干预；对于临床工作，可完善医院防治体系建设，提高心血管疾病救治能力，并严格质量管理；更重要的是立足于基层医疗，提高基层医生的数量与诊疗水平，完善基本药物和检测设备的配备，同时提升基层全科医生的数量。

冷凝器内压力损失Δp等于冷凝器内两相区压力损失Δp与液相区压力损失Δp之和。而Δp则等于冷凝器内工质冷凝过程的压力损失Δp与两相区段沿程压力损失Δp之和。

1.2 单位时间内工质的冷凝量和蒸发量

蒸发器内单位时间产生的蒸汽量由下式求得：

冷凝器内两相区单位时间的冷凝量由下式求得：

故公式（6）可以写为：

1.3 系统热平衡分析

对系统内各节点进行热平衡分析，可得出各个节点温度关于时间的一组微分方程，求解方程便可得出各节点的温度参数为：

2 计算结果及分析

根据以上公式对各个节点建立控制方程，构建Simulink模块，对系统的动态响应状态进行模拟，得出结果如下。

2.1 热负荷阶跃变化下运行的仿真结果与分析

图2为热负荷阶跃变化下，蒸发器进、出口温度变化图。整体来看，随着热负荷的不断增加，蒸发器进、出口稳态温度皆有不同程度的上升，但是出口温度较之进口温度上升幅度略大，进、出口温差保持在1℃左右。就动态状态而言，以热负荷升为100W段为例，如图中虚线所示，在第217s时蒸发器出口温度升至16.106℃，第325s时蒸发器出口温度下降至14.127℃，之后逐渐趋向稳定。如图中实线所示，在第295s时蒸发器入口温度升至16.046℃，第347s时蒸发器入口温度降至15.174℃，之后逐渐趋向稳定。由此可见，对于热负荷的变化，蒸发器出口温度响应较快、温度波动量较大，而蒸发器入口温度则响应较慢、温度波动量较小。纵观热负荷升为100W段、200W段及300W段，蒸发器进出口温度响应时间均相应增加，温度波动量相应减少。

图2 热负荷阶跃变化下蒸发器进出口温度变化图

图3为热负荷阶跃变化下，储液器、机械泵入口温度变化图。整体来看，随着热负荷的不断增加，储液器、机械泵入口稳态温度皆有所上升。机械泵入口温度值与蒸发器出口温度相比，上升幅度较小，却比蒸发器入口温度上升幅度略大。而储液器入口温度上升幅度较小，基本稳定在15℃左右。就动态状态而言，以热负荷升为100W段为例，如图中实线所示，在第233s时储液器入口温度升至17.637℃，第345s时储液器入口温度降至15.547℃，之后逐渐趋向稳定。如图中虚线所示，在第371s时泵入口温度升至14.977℃，第769s时泵入口温度降至13.401℃，之后逐渐趋向稳定。由此可见，对于热负荷的变化，储液器入口温度响应较快、温度波动量也较大，而机械泵入口温度响应较慢、温度波动量也较小。纵观热负荷升为100W段、200W段及300W段，储液器入口温度、机械泵入口温度变化规律与蒸发器进出口温度相同。

图3 热负荷阶跃变化下储液器和机械泵入口温度变化图

图4 热负荷阶跃变化下冷凝器进出口温度变化图

图4为热负荷阶跃变化下，冷凝器进、出口温度变化图。整体来看，冷凝器进、出口稳态温度随热负荷增加而上升幅度与其他几点相比最小，进、出口温差保持在5℃左右，即冷凝器出口工质为过冷度约为5℃的液体工质。就动态状态而言，以热负荷升为100W段为例，如图中实线所示，在第254s时冷凝器入口温度升至16.341℃，第376s时冷凝器入口温度降至15.915℃，之后趋向稳定。如图中虚线所示，在第269s时冷凝器出口温度升至11.891℃，第394s时，冷凝器出口温度降至11.342℃，之后趋向稳定。同样的，在热负荷升为200W段以及300W段，冷凝器进、出口温度响应时间略有增加，温度波动量依旧较小。由此可见，热负荷的变化对冷凝器内温度变化影响不大，小幅温度波动之后，即趋向稳定状态。

从图2～图4可以看出，短暂温度波动后，蒸发器进出口、冷凝器进出口、储液器及机械泵入口温度在小幅温度波动后，迅速趋于稳定状态。其中蒸发器进出口、机械泵入口及储液器内温度受蒸发器侧热负荷影响较大，冷凝器进出口温度改变主要由冷凝器侧环境温度决定，受蒸发器侧热负荷影响较小。由此可知，在不超过蒸发器工作能力情况下，蒸发器侧热负荷的变化，对于系统稳定性影响甚小。

2.2 冷凝器侧环境温度周期变化下运行的仿真结果与分析

冷凝器侧环境温度，即机械泵驱动两相热控系统冷凝器侧小气候箱内温度。

如图5所示，在机械泵驱动两相热控系统中，大气候箱内温度保持与工作温度，即储液器内温度一致。目的是为了减少在运输过程中造成的热耗散，影响系统运行状态。而小气候箱内为冷凝器，以及与冷凝器相连的辐射换热器。其内温度容易产生波动，根据裴念强等人[7]模拟计算得到的轨道数据，针对小气候箱温度为0～-40℃周期性变化的工况，对系统各部件工作情况进行了仿真模拟。

图5 机械泵驱动两相热控系统结构示意图

图6 冷凝器侧环境温度在0～-40℃波动下蒸发器进出口及泵入口温度变化图

图7 冷凝器侧环境温度在0～-40℃波动下冷凝器进出口及储液器入口温度变化图

由图可知，小气候箱内温度T在0～40℃周期波动时，蒸发器入口温度T和蒸发器出口温度T随之变化幅度很少，并且有将近180°的延迟。蒸发器入口温度T一直保持稳定，至2371s时开始产生波动，波动范围约为1.18℃。蒸发器出口温度T一直稳定至2484s，方才开始产生波动，波动范围约为1.22℃。冷凝器入口温度T除波动初始略有变化，之后基本不受小气候箱温度T波动影响，温度保持不变。冷凝器出口温度T受小气候箱温度T波动影响较大，113s时开始范围为13.8℃的周期波动。储液器入口温度T也随之在147s开始范围为19.4℃的周期波动。机械泵入口温度T从178s开始范围为10.7℃的周期波动。

当小气候箱内温度周期变化时，蒸发器进出口、冷凝器进出口、储液器及机械泵入口温度经过不同延迟之后，开始周期波动。其中冷凝器出口、储液器及机械泵入口温度受冷凝器侧环境温度影响较大，而蒸发器进出口温度改变主要由蒸发器侧热负荷决定，受冷凝器侧环境温度影响较小。

3 结论

通过以上的分析，可以得出以下结论：

（1）蒸发器侧热负荷的阶跃变化对系统内各部件温度都会造成一定程度的影响，其中对蒸发器出口温度影响较大，对冷凝器进出口温度影响较小。仅受热负荷阶跃变化影响时，各部件温度在短暂波动之后，能够较快的恢复稳定。

（2）冷凝器侧环境温度周期性变化对系统内各部件温度也会造成一定程度影响，其中对冷凝器出口温度、储液器内温度及泵入口温度影响较大，对波动的响应也较快；蒸发器进、出口温度受影响较小，对波动响应延迟也较久；而冷凝器入口温度除初始段外，基本不受环境温度影响。

[1] 李亭寒.热管设计与应用[M].北京:化学工业出版社, 1987:17-22.

[2] Delil A A M, Pauw A, Woering A A. AMS-2 tracker thermal control system: Design and thermal modeling of the mechanically pumped two-phase CO2loop[C]. 2003, AIAA2003-0345.

[3] Mo D-C, Xiao W-J, Huang Z-C, et al. Comparison of pressure drop between calculation and experiment for a two-phase carbon dioxide loop[J]. Microgravity Science and Technology, 2008,20(3):183-186.

[4] 刘杰,裴念强,郭开华,等.机械泵驱动两相冷却系统特性分析和实验研究[J].制冷学报,2007,28(2):27-31.

[5] 莫冬传,吕树申,何振辉.空间两相回路热控系统的动力学特性[J].空间科学学报,2012,32(5):739-749.

[6] 张双.数据中心用泵驱动两相冷却回路换热特性研究[D].北京:北京工业大学,2015.

[7] 裴念强,刘杰,郭开华.一种空间热控箱及其在运行轨道中的热分析[J].工程热物理学报,2006,27(S2):73-76.

Effects of Heat Load and Surrounding Temperature on the Performance of a Pump Driven Two-Phase Thermal Control System

Liu Xianliang Song Baoyin Zhu Yan

( College of Aerospace Engineering, Nanjing University of Aeronautics and Astronautics, Nanjing, 210016 )

The physical model was developed based on the governing equations in two-phase flow and the knowledge of heat transfer, fluid mechanics and cybernetics in the present work. The Simulink blocks were built from the equations for the accessories in the pump driven two-phase thermal control system. By means of the software Matlab/Simulink, the numerical simulation of the performance of the system was performed, and the temperatures in the inlet and outlet of the accessories and their variations with evaporator heating flux and the surrounding temperature of the condenser were gained. Therefore the stability of the system was analyzed. The results show that the sharp increase in heating flux will markedly influence the outlet temperature of the evaporator but not obvious to the condenser temperatures. The cyclical variation of the surrounding temperature will result in the marked change of the temperatures at the condenser outlet, the accumulator and the pump inlets but not the evaporator.

mechanical pump; two-phase flow; thermal control system; heat transfer; dynamic performance

1671-6612（2017）05-447-06

V444.3+6

A

刘贤良（1994-），男，在读硕士研究生，E-mail：1356100989@qq.com

宋保银（1956-），男，教授，E-mail：bysong@nuaa.edu.cn

2017-03-13