基站用微通道分離式熱管換熱性能實(shí)驗(yàn)研究*

張　泉，吳亞凝，凌　麗，婁建民，廖曙光，沙正勇

(1.湖南大學(xué) 土木工程學(xué)院，湖南 長(zhǎng)沙　410082；2.長(zhǎng)沙麥融高科股份有限公司，湖南 長(zhǎng)沙　410015；3.香江科技股份有限公司，江蘇 揚(yáng)中　212000)

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基站用微通道分離式熱管換熱性能實(shí)驗(yàn)研究*

張泉1?，吳亞凝1，凌麗1，婁建民1，廖曙光2，沙正勇3

(1.湖南大學(xué) 土木工程學(xué)院，湖南 長(zhǎng)沙410082；2.長(zhǎng)沙麥融高科股份有限公司，湖南 長(zhǎng)沙410015；3.香江科技股份有限公司，江蘇 揚(yáng)中212000)

分離式熱管空調(diào)能夠有效降低基站能耗，采用微通道換熱器作為其蒸發(fā)器和冷凝器可提高其換熱性能.為了分析充液率對(duì)微通道分離式熱管換熱量、能效比及制冷劑壓力、溫度的影響，以及兩種風(fēng)量，不同室外溫度下最佳充液率范圍和換熱量的變化，由焓差實(shí)驗(yàn)臺(tái)模擬基站室內(nèi)外環(huán)境，以R22為工質(zhì)，對(duì)該系統(tǒng)進(jìn)行測(cè)試.結(jié)果表明：標(biāo)準(zhǔn)工況下，系統(tǒng)最大換熱量和EER分別為4.0 kW和11.8，最佳充液率范圍為79.3%～105.8%，系統(tǒng)壓力隨充液率增加而增大，蒸發(fā)器進(jìn)出口溫差隨充液率的增加先減小，后略有增大；蒸發(fā)器側(cè)的風(fēng)量由3 000 m3/h減少到1 700 m3/h時(shí)，最佳充液率范圍不變，最大換熱量和EER減少了29%，蒸發(fā)器出風(fēng)溫度由23.9 ℃降低到23.0 ℃.在不同室外溫度下，最佳充液率范圍隨室外溫度降低而變小，室內(nèi)外溫差增加能顯著提高該系統(tǒng)的換熱性能.研究結(jié)果對(duì)基站用微通道分離式熱管的理論模型建立、節(jié)能設(shè)計(jì)與運(yùn)行控制有一定參考價(jià)值.

熱管；微通道換熱器；換熱；基站；充液率

隨著通信技術(shù)的快速發(fā)展，通信基站的規(guī)模、數(shù)量不斷增加，其運(yùn)行能耗高的問題日益突出.其中，基站IT設(shè)備發(fā)熱功率高，需全年每天24 h對(duì)其工作環(huán)境供冷，據(jù)統(tǒng)計(jì)，空調(diào)能耗大約占基站整體能耗的47%.因此，有效降低空調(diào)運(yùn)行成本是基站建設(shè)中面臨的緊迫問題[1].熱管作為新型、高效的傳熱設(shè)備應(yīng)用于基站制冷系統(tǒng)中，能在保證機(jī)房?jī)?nèi)設(shè)備所需工作溫度和空氣品質(zhì)的同時(shí)，大幅度減少基站能耗[2].Zhou等[3]建立的能耗模擬模型表明熱管空調(diào)能夠應(yīng)用于全國(guó)87%的通信基站，其年節(jié)能率可超過30%.金鑫等[4]對(duì)分離式熱管機(jī)房空調(diào)性能的實(shí)驗(yàn)研究表明,與傳統(tǒng)機(jī)房空調(diào)系統(tǒng)相比，其節(jié)能率達(dá)62.4%.

分離式熱管換熱特性受諸多因素影響，其中換熱結(jié)構(gòu)和充液率是影響其傳熱效率的重要因素.陳嵐等[5]通過對(duì)水平排管串聯(lián)型分離式熱管進(jìn)行實(shí)驗(yàn)研究，計(jì)算出換熱量和傳熱系數(shù)，得到最佳充液率范圍為70%～114%.熊翰林等[6]將2根Φ42 mm的U形銅管結(jié)構(gòu)的分離式熱管用于顯熱回收，并對(duì)其傳熱特性進(jìn)行實(shí)驗(yàn)研究，指出充液率為66%～75%時(shí)，顯熱效率最高.洪光、任杰等[7-8]對(duì)采用水平布置蛇管串聯(lián)結(jié)構(gòu)和套片管式結(jié)構(gòu)的分離式熱管進(jìn)行了實(shí)驗(yàn)研究．湯廣發(fā)等[9]通過建立穩(wěn)態(tài)數(shù)學(xué)模型，分析了分離式熱管尺寸、工質(zhì)蒸發(fā)溫度和熱輸入量對(duì)充液率的影響.可見關(guān)于分離式熱管的實(shí)驗(yàn)研究多采用銅管翅片式結(jié)構(gòu)作蒸發(fā)器和冷凝器.微通道結(jié)構(gòu)換熱器相比銅管翅片結(jié)構(gòu)具有結(jié)構(gòu)緊湊、壓降低、換熱能力強(qiáng)、風(fēng)阻小及充注量低等優(yōu)點(diǎn)[10]，但目前針對(duì)以微通道換熱器作為分離式熱管蒸發(fā)器和冷凝器的研究較少.金鑫等[11]通過實(shí)驗(yàn)研究分析了充液率、高度差、進(jìn)出口數(shù)量等因素對(duì)微通道分離式熱管換熱量的影響.Ling等[12]通過對(duì)微通道結(jié)構(gòu)的分離式熱管建立穩(wěn)態(tài)數(shù)學(xué)模型，分析了質(zhì)量流量、結(jié)構(gòu)參數(shù)等對(duì)換熱性能的影響.國(guó)內(nèi)外很少有涉及微通道分離式熱管充液率對(duì)制冷劑壓力和溫度的影響、不同運(yùn)行條件下系統(tǒng)最佳充液率確定的實(shí)驗(yàn)研究，然而，這些參數(shù)對(duì)運(yùn)行機(jī)理的解析、運(yùn)行控制以及理論模型的驗(yàn)證，具有重要的參考意義.

本文采用微通道換熱器作為蒸發(fā)器和冷凝器，以R22為工質(zhì)，在焓差實(shí)驗(yàn)臺(tái)上對(duì)應(yīng)用于基站的分離式熱管進(jìn)行了實(shí)驗(yàn)研究，分析了標(biāo)準(zhǔn)工況下充液率對(duì)換熱量、EER、制冷劑壓力、溫度的影響，確定了2種蒸發(fā)器進(jìn)風(fēng)風(fēng)量下的最佳充液率范圍和換熱量的變化.通過測(cè)試不同工況下系統(tǒng)的換熱性能，分析了不同室外溫度對(duì)系統(tǒng)最佳充液率和EER的影響.

1　實(shí)驗(yàn)設(shè)備與測(cè)試條件

1.1微通道分離式熱管介紹

分離式熱管由蒸發(fā)器、冷凝器、上升氣管、下降液管、風(fēng)機(jī)及相關(guān)部件組成，如圖1所示.系統(tǒng)工作時(shí)，液態(tài)工質(zhì)在蒸發(fā)器中與室內(nèi)熱空氣換熱，蒸發(fā)后通過上升氣管進(jìn)入冷凝器，在冷凝器中與室外冷空氣換熱，冷凝為液態(tài)后通過重力作用由下降液管回流到蒸發(fā)器中，如此循環(huán)往復(fù)運(yùn)行.實(shí)驗(yàn)中，冷凝器出口與蒸發(fā)器入口高度差為2 m，上升氣管管徑為19 mm，長(zhǎng)度為3.66 m，下降液管管徑為16 mm，長(zhǎng)度為4.37 m.微通道換熱器由扁管、集流管和百葉窗翅片組成，結(jié)構(gòu)如圖2所示.其微通道尺寸為1.4 mm×0.9 mm，扁管寬度為25 mm，蒸發(fā)器和冷凝器扁管數(shù)量分別為75根和80根，長(zhǎng)度分別為0.78 m和0.82 m.百葉窗角度為30°，尺寸參數(shù)見表1.

1-蒸發(fā)器；2-上升氣管；3-下降液管；4-冷凝器； 5-壓力傳感器；6-PT100鉑電阻；7-科里奧利質(zhì)量流量計(jì)； 8-電子稱；9-制冷劑罐；10-真空泵；11-壓力表； 12-數(shù)據(jù)采集儀；13-電腦圖1　微通道分離式熱管結(jié)構(gòu)示意圖Fig.1　Schematic diagram of the micro-channel separate heat pipe

圖2　微通道換熱器結(jié)構(gòu)示意圖Fig.2　Schematic diagram of the micro-channel heat exchanger表1　百葉窗翅片的主要結(jié)構(gòu)參數(shù)Tab.1　Geometrical parameters of louver fin　mm

1.2實(shí)驗(yàn)條件與步驟

本實(shí)驗(yàn)通過焓差實(shí)驗(yàn)臺(tái)的制冷系統(tǒng)、加熱加濕系統(tǒng)及控制系統(tǒng)模擬室內(nèi)外環(huán)境，通過數(shù)據(jù)采集儀記錄溫度、濕度、壓力、流量、風(fēng)機(jī)運(yùn)行時(shí)的電壓和電流、風(fēng)量等參數(shù)，由焓差實(shí)驗(yàn)臺(tái)測(cè)定標(biāo)準(zhǔn)流量噴嘴前后靜壓差得到系統(tǒng)循環(huán)風(fēng)量.如圖3所示，在測(cè)點(diǎn)1和2測(cè)量室內(nèi)外環(huán)境的溫濕度，測(cè)點(diǎn)3測(cè)量蒸發(fā)器出風(fēng)溫度，測(cè)點(diǎn)4測(cè)量噴嘴處空氣干濕球溫度.在測(cè)點(diǎn)5，6，7，8布置壓力傳感器和PT100鉑電阻，分別測(cè)量蒸發(fā)器和冷凝器進(jìn)出口制冷劑壓力和溫度.制冷劑循環(huán)流量由安裝在下降液管上的科里奧利質(zhì)量流量計(jì)進(jìn)行測(cè)試.測(cè)量裝置與數(shù)據(jù)采集儀連接，具體安裝與連接位置如圖1所示，其控制精度見表2.

由于基站IT設(shè)備常年運(yùn)行，需要保證一定的室內(nèi)溫度，通過焓差實(shí)驗(yàn)臺(tái)將室內(nèi)側(cè)干濕球溫度控制為28.0 ℃/19.3 ℃，室外工況條件見表3.用真空泵對(duì)系統(tǒng)抽真空后，通過充注管路充注制冷劑，實(shí)驗(yàn)開始前預(yù)先充入0.8 kg制冷劑，之后逐次增加，直到3.6 kg.焓差實(shí)驗(yàn)臺(tái)和數(shù)據(jù)采集儀設(shè)置為每10 s記錄一組數(shù)據(jù)，運(yùn)行20 min后系統(tǒng)基本穩(wěn)定，40 min后進(jìn)行下一次充注.

a-調(diào)零風(fēng)機(jī)；b-加熱器；c-蒸發(fā)器；d-冷凝器； e-風(fēng)機(jī)；f-微通道換熱器；g-流量計(jì)；h-蒸發(fā)器； i-加濕器；j-加熱器；k-風(fēng)機(jī)；l-預(yù)熱器圖3　焓差實(shí)驗(yàn)臺(tái)與實(shí)驗(yàn)裝置布置示意圖Fig.3　Elevation view of the enthalpy difference laboratory and experiment devices表2　主要參數(shù)測(cè)量精度Tab.2　Measured parameters and the precision

測(cè)量裝置測(cè)溫裝置/℃Pt100鉑電阻/℃風(fēng)量測(cè)量裝置/kPa壓力傳感器/kPa質(zhì)量流量計(jì)/(kg·h-1)電流測(cè)量裝置/A電壓測(cè)量裝置/V測(cè)量誤差±0.2±0.1±1.5±7.5±1.0±0.2±2.5

表3　室外工況條件

2　試驗(yàn)結(jié)果與分析

分離式熱管充液率定義為：冷態(tài)時(shí)蒸發(fā)器中工質(zhì)體積與蒸發(fā)器容積之比[13]，計(jì)算式見式(1).

(1)

式中：FR為充液率；M為充注量，kg；ρl為制冷劑在20 ℃時(shí)的密度，kg/m3；Ve為蒸發(fā)器容積，m3.

換熱量和EER是評(píng)價(jià)該系統(tǒng)的重要技術(shù)指標(biāo)，系統(tǒng)換熱量采用空氣側(cè)焓差法計(jì)算，見(2).

(2)

式中：Q為換熱量，kW；Ga為空氣體積流量，m3/s；hin和hout分別為蒸發(fā)器進(jìn)出口空氣比焓，kJ/kg；v為噴嘴處空氣比體積，m3/kg；W為噴嘴處空氣含濕量，kg/kg.

系統(tǒng)EER如式(3)所示.

(3)

式中：P為系統(tǒng)運(yùn)行時(shí)消耗的總功率，kW.空氣側(cè)傳熱系數(shù)采用Kim等[14]列出的關(guān)系式來計(jì)算，如式(4)所示.

(4)

空氣流過百葉窗翅片的j因子，計(jì)算式見式(5).

(5)

式中：θ為百葉窗角度，°；Pf為翅片間距，m；Hf為翅片高度，m；Bf為翅片寬度，m；Ll為百葉窗長(zhǎng)度，m；Pt為扁管間距，m；δf為翅片厚度，m.

2.1充液率對(duì)換熱性能的影響

在標(biāo)準(zhǔn)工況下，微通道分離式熱管換熱量和EER隨充液率變化的關(guān)系如圖4所示.隨著充液率的增加，換熱量和EER先增大后減小.實(shí)驗(yàn)中發(fā)現(xiàn)充液率過低時(shí)，系統(tǒng)無法正常啟動(dòng)，換熱量幾乎為0 kW.當(dāng)FR=33.0%時(shí)，換熱量較低，因?yàn)樵谳^低充液率下，系統(tǒng)易出現(xiàn)干涸現(xiàn)象，少量液態(tài)工質(zhì)在蒸發(fā)器底部快速變?yōu)闅鈶B(tài)，蒸發(fā)器上部無液膜覆蓋，進(jìn)行的是蒸氣被加熱的過程，蒸氣熱容較小，換熱量較少，EER較低.當(dāng)充液率由33.0%增加到79.3%時(shí)，換熱量迅速上升，此范圍內(nèi)，隨著充液率增加，蒸發(fā)器中相變換熱比例不斷提高，換熱量和EER明顯提高.可以看出最佳充液率范圍為79.3%～105.8%，最佳換熱量為4.0 kW，EER為11.8，充分體現(xiàn)了微通道分離式熱管的高效換熱性能.隨著充液率繼續(xù)增加，換熱量和EER呈下降趨勢(shì)，這是由于蒸發(fā)器中液態(tài)工質(zhì)過多，液池長(zhǎng)度的增加減少了相變換熱的比例，且過高的充液率易使蒸發(fā)器入口處工質(zhì)出現(xiàn)不飽和狀態(tài)，影響蒸發(fā)器的傳熱性能.當(dāng)充液率增大到一定值，蒸發(fā)器只處于液相區(qū)時(shí)，系統(tǒng)無法運(yùn)行.

充液率/%圖4　換熱量和EER隨充液率的變化Fig.4　The heat transfer rate and EER with different filling ratio

2.2充液率對(duì)制冷劑側(cè)壓力和溫度的影響

在標(biāo)準(zhǔn)工況下，蒸發(fā)器和冷凝器進(jìn)出口制冷劑壓力及質(zhì)量流量隨充液率的變化情況如圖5所示.由圖可以看出，系統(tǒng)質(zhì)量流量隨著充液率增加而增大.充液率從33.0%增加到59.5%時(shí)，蒸發(fā)器進(jìn)口壓力由888.6 kPa上升到974.5 kPa，蒸發(fā)器和冷凝器內(nèi)的壓降很小，這是由于在低充液率下，流量較小，微通道扁管內(nèi)工質(zhì)流動(dòng)速度較小，壓降較小.隨充液率的繼續(xù)增加，系統(tǒng)壓力增加較緩，但當(dāng)流量增大時(shí)，蒸發(fā)器和冷凝器中工質(zhì)壓降也逐漸增大，且蒸發(fā)器中工質(zhì)壓降高于冷凝器中壓降.

充液率/%圖5　質(zhì)量流量、蒸發(fā)器和冷凝器進(jìn)口 壓力與充液率的關(guān)系Fig.5　The mass flow rate，inlet and outlet refrigerant pressures of evaporator and condenser with different filling ratio

圖6為不同充液率下，蒸發(fā)器進(jìn)出口制冷劑溫度、進(jìn)口過冷度和出口過熱度隨充液率變化曲線，可以看出，蒸發(fā)器進(jìn)出口溫差隨充液率增加先減小后增大.充液率為33.0%時(shí)，蒸發(fā)器進(jìn)出口溫差最大為7.1 ℃，出口過熱度為9.1 ℃，這是由于工質(zhì)在蒸發(fā)器中主要進(jìn)行顯熱交換.隨著充液率的增加，蒸發(fā)器進(jìn)口出現(xiàn)過冷，出口溫度和過熱度均降低.在充液率為79.3.%～105.8%時(shí)，進(jìn)口溫度和出口溫度曲線完全重合，進(jìn)口過冷度和出口過熱度基本為0 ℃，說明此充液率范圍內(nèi)蒸發(fā)器中工質(zhì)全部進(jìn)行潛熱換熱，系統(tǒng)處于最佳運(yùn)行狀態(tài).隨著充液率繼續(xù)增加，進(jìn)口過冷度略有上升，進(jìn)出口溫差略有增大，此時(shí)進(jìn)入蒸發(fā)器的工質(zhì)已處于過冷態(tài)，先進(jìn)行顯熱換熱，溫度升高達(dá)到飽和后，進(jìn)行潛熱換熱，直至流出蒸發(fā)器.工質(zhì)在蒸發(fā)器和冷凝器進(jìn)出口的狀態(tài)從換熱機(jī)理上驗(yàn)證了系統(tǒng)最佳充液率的范圍為79.3%～105.8%.

充液率/%圖6　蒸發(fā)器進(jìn)出口溫度、進(jìn)口過冷度 和出口過熱度隨充液率的變化Fig.6　Variation of temperatures at evaporator inlet and outlet, super cooling at the evaporator inlet and superheat at the evaporator outlet with different filling ratio

2.3風(fēng)量對(duì)換熱性能的影響

基站內(nèi)負(fù)荷以顯熱為主，宜采用大風(fēng)量、小焓差的空調(diào)系統(tǒng).由于基站IT設(shè)備部分開啟時(shí)負(fù)荷會(huì)有所減小，此時(shí)可減小室內(nèi)循環(huán)風(fēng)量.為測(cè)試標(biāo)準(zhǔn)溫度工況、較低風(fēng)量下微通道分離式熱管的換熱特性，將室內(nèi)側(cè)循環(huán)風(fēng)量由3 000 m3/h降低到1 700 m3/h，此時(shí)，平均空氣側(cè)傳熱系數(shù)降低了25%，由112.4W/(m2·K)降低到83.9W/(m2·K)，可見，風(fēng)量是影響換熱器空氣側(cè)傳熱系數(shù)的主要因素之一.

蒸發(fā)器側(cè)換熱量、EER和蒸發(fā)器出風(fēng)溫度隨充液率的變化情況如圖7和圖8所示.可以看出，2種風(fēng)量下，換熱量和EER隨著充液率增加均先增大后略有減小，蒸發(fā)器出風(fēng)溫度隨充液率增加先減小，之后略有增大.在低充液率范圍內(nèi)，2種風(fēng)量下蒸發(fā)器出風(fēng)溫度相接近，風(fēng)量對(duì)換熱量和EER的影響較?。@是因?yàn)榈统湟郝氏轮评鋭﹤?cè)換熱效果較差，總傳熱系數(shù)主要受制冷劑換熱系數(shù)影響，風(fēng)量對(duì)換熱量的影響較小.隨著充液率的增加，風(fēng)量對(duì)換熱量和EER的影響逐漸增大，這是因?yàn)殡S著充液率增加，制冷劑側(cè)傳熱系數(shù)快速增大，總傳熱系數(shù)主要受空氣側(cè)傳熱系數(shù)影響.在充液率為79.3%～105.8%時(shí)，不同風(fēng)量下的換熱量和EER均處于較高值，蒸發(fā)器出風(fēng)溫度達(dá)到較低值，系統(tǒng)處于最佳運(yùn)行狀態(tài).當(dāng)風(fēng)量由3 000 m3/h降低到1 700 m3/h時(shí)，系統(tǒng)最大換熱量和EER降低了29%，最低出風(fēng)溫度由23.9 ℃降低到23.0 ℃，可見降低風(fēng)量后，系統(tǒng)最佳充液率范圍未改變，但換熱性能有明顯降低.

充液率/%圖7　不同風(fēng)量下EER隨充液率的變化Fig.7　Variation of EER with filling ratio under different air flow rate

充液率/%圖8　不同風(fēng)量下蒸發(fā)器出風(fēng)溫度隨充液率的變化Fig.8　Variation of air temperature at evaporator outlet with filling ratio under different air flow rate

2.4不同室外工況對(duì)換熱性能的影響

為了保證微通道分離式熱管在不同室外工況下處于最佳的運(yùn)行模式，實(shí)驗(yàn)中對(duì)系統(tǒng)在室外工況1～4下進(jìn)行換熱性能測(cè)試，確定系統(tǒng)的最佳充液率及研究室外環(huán)境溫度對(duì)換熱性能的影響.不同室外工況下，微通道分離式熱管換熱量隨充液率的變化如圖9所示.由圖可知，在不同的工況下，換熱量隨充液率增加均呈先增大后減小的趨勢(shì)，且在低充液率下，室外溫度的降低對(duì)換熱量的影響較小.在工況1下，充液率為59.5%～112.4%時(shí)，換熱量基本不變，最大換熱量只有1.6 kW.在工況2和3下，系統(tǒng)進(jìn)入最佳運(yùn)行狀態(tài)時(shí)的充液率分別為79.3%和85.9%.當(dāng)充液率增加至99.1%時(shí)，系統(tǒng)在工況4下的換熱量達(dá)到最大值7.4 kW.可見，隨著室外溫度的降低，充液率對(duì)換熱量的影響逐漸增大，為保證系統(tǒng)處于最佳運(yùn)行狀態(tài)所需的充注量越來越大.但在充液率為99.1%時(shí)，系統(tǒng)在4種工況下均處于最佳運(yùn)行狀態(tài).

充液率/%圖9　不同室外工況下?lián)Q熱量隨充液率的變化Fig.9　Variation of heat transfer rate with filling ratio under different outdoor operating conditions

在最佳充液率99.1%時(shí)，EER隨室內(nèi)外溫差的變化如圖10所示.室內(nèi)外溫差為5 ℃時(shí)，熱管已經(jīng)可以運(yùn)行，換熱量較低，EER為4.8.這是因?yàn)槔淠鱾?cè)進(jìn)風(fēng)溫度較高，制冷劑與空氣溫差小，在冷凝器中液化的工質(zhì)較少，進(jìn)入蒸發(fā)器后快速蒸發(fā)，進(jìn)而過熱蒸氣與空氣進(jìn)行顯熱交換，換熱效果較差；另一方面，系統(tǒng)循環(huán)動(dòng)力較小，質(zhì)量流量較小，也是導(dǎo)致?lián)Q熱量小的原因之一.

溫差/℃圖10　EER與不同溫差的關(guān)系Fig.10　Variation of EER with temperature difference

當(dāng)溫差從5 ℃增加到10 ℃時(shí)，EER由4.8增加到11.8，這是因?yàn)殡S著冷凝器進(jìn)風(fēng)溫度的降低，冷凝器出口液態(tài)工質(zhì)增多，在蒸發(fā)器中發(fā)生相變換熱的液態(tài)工質(zhì)逐漸充足，換熱量增大，大大提高了系統(tǒng)的EER.溫差從10 ℃增大到20 ℃時(shí)，EER增加了71.6%，可達(dá)到20.7，充分體現(xiàn)了微通道分離式熱管在較低室外溫度下較高的節(jié)能性.由圖10還可以看出，隨著室內(nèi)外溫差的增加，EER的增大趨勢(shì)逐漸減弱，這是因?yàn)殡S著室外側(cè)溫度的降低，冷凝器中工質(zhì)被冷卻為過冷態(tài)，進(jìn)入蒸發(fā)器中的液態(tài)工質(zhì)充足，溫度降低，此時(shí)，換熱量增大的主要原因由潛熱換熱工質(zhì)的增多變?yōu)檫M(jìn)入蒸發(fā)器中的工質(zhì)與室內(nèi)側(cè)空氣溫差增大.

3　結(jié)　論

通過在焓差試驗(yàn)臺(tái)對(duì)微通道分離式熱管進(jìn)行基站標(biāo)準(zhǔn)工況及不同室外溫度下的實(shí)驗(yàn)，得到如下結(jié)論.

1) 在標(biāo)準(zhǔn)工況下：①隨著充液率的增加，微通道分離式熱管換熱量和EER先增大后減小，最大換熱量和EER分別為4.0 kW和11.8，最佳充液率范圍為79.3.%～105.8%.該系統(tǒng)應(yīng)用于基站時(shí)具有高效換熱性能.②系統(tǒng)壓力和壓降隨充液率的增加而增大，蒸發(fā)器中工質(zhì)壓降高于冷凝器中工質(zhì)壓降.蒸發(fā)器進(jìn)出口溫差隨充液率增加先減小后增大，在最佳充液率下，溫差為0 ℃，進(jìn)口過冷度和出口過熱度基本為0 ℃.結(jié)果對(duì)建立系統(tǒng)數(shù)值模型具有參考意義.③風(fēng)量由3 000 m3/h降低到1 700 m3/h，最佳充液率范圍沒有明顯變化，在最佳充液率范圍內(nèi)，換熱量和EER降低了29%，最低出風(fēng)溫度由23.9 ℃降低到23.0 ℃，試驗(yàn)結(jié)果能夠?yàn)樵撓到y(tǒng)運(yùn)行控制提供參考．

2) 不同室外溫度下：室外溫度越低，充液率對(duì)換熱量的影響越大，系統(tǒng)可取的最佳充液率范圍越小.在最佳充液率為99.1%時(shí)，室內(nèi)外溫差從10 ℃增加到20 ℃，EER由11.8增加到20.7.可見該系統(tǒng)利用自然冷源的時(shí)間較長(zhǎng)，且室外溫度的降低可顯著提高系統(tǒng)節(jié)能性.

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Experimental Investigation on Heat Transfer Characteristic of Micro-channel Separate Heat Pipe in Telecommunication Base Station

ZHANG Quan1?，WU Ya-ning1，LING Li1，LOU Jian-min1，LIAO Shu-guang2，SHA Zheng-yong3

(1. College of Civil Engineering，Hunan Univ，Changsha，Hunan410082，China；2. Changsha Maxxom High-tech Co Ltd，Changsha，Hunan410015，China；3. Jiangsu Xiangjiang Technology Co Ltd，Yangzhong，Jiangsu212000，China)

The separated heat pipe can effectively reduce the energy consumption of telecommunication base station, and the micro-channel heat exchangers can be adopted as the evaporator and condenser. In order to investigate the effect of the filling ratio on the heat transfer rate，EER，refrigerant pressure and temperature, and the variation of optimal filling ratio range and heat transfer rate under two air volumes and different outdoor temperatures, experimental test was carried out in the enthalpy difference laboratory, taken R22 as working fluids. The heat transfer rate and EER were 4.0 kW and 11.8, respectively, and the optimal filling ratio was 79.3% to 105.8%. The pressure of the system increased with the increase of the filling ratio. As filling ratio increased，the temperature difference between the inlet and outlet of the evaporator decreased firstly, and then increased slightly. When the air flow rate was reduced from 3 000 m3/h to 1 700 m3/h, the optimum filling ratio was almost remained, but the air temperature of evaporator outlet decreased and the maximum heat transfer rate decreased by 29%. Finally, the system was tested under different outdoor operating conditions. The test results showed that the range of the optimal filling ratio became narrow with the decrease of the outdoor temperature. The results are useful for modeling, design, and operation control of the micro-channel separate heat pipe.

heat pipes; micro-channel heat exchanger; heat transfer; telecommunication base station；filling ratio

1674-2974(2016)07-0139-07

2015-09-17

湖南省科技計(jì)劃重點(diǎn)項(xiàng)目(2013WK2001)；國(guó)家國(guó)際科技合作專項(xiàng)(2015DFA61170) ；湖南省建設(shè)科技計(jì)劃項(xiàng)目(KY2012013)

張泉(1970-)，男，江蘇淮安人，湖南大學(xué)教授，博士生導(dǎo)師

?通訊聯(lián)系人，E-mail:quanzhang@hnu.edu.cn

TU831.6

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