Исследование нестационарных и колебательных режимов работы контурных тепловых труб тема автореферата и диссертации по физике, 01.04.14 ВАК РФ

На правах рукописи

Судаков Роман Григорьевич

ИССЛЕДОВАНИЕ НЕСТАЦИОНАРНЫХ И КОЛЕБАТЕЛЬНЫХ РЕЖИМОВ РАБОТЫ КОНТУРНЫХ ТЕПЛОВЫХ ТРУБ

Специальность 01.04.14 - Теплофизика и теоретическая теплотехника.

АВТОРЕФЕРАТ

диссертации на соискание ученой степени кандидата физико-математических наук

ЕКАТЕРИНБУРГ - 2004

Работа выполнена в Институте теплофизики УрО РАН

Научный руководитель -

доктор технических наук, Майданик Ю.Ф.

Официальные оппоненты:

доктор физико-математических наук, профессор Буланов Н. В.

кандидат физико-математических наук, доцент Долгирев Ю.Е.

Ведущая организация -

Московский энергетический институт (Технический университет)

Защита состоится «21» июня 2004г. в 15 часов. На заседании диссертационного совета 212.285.01 при Уральском государственном техническом университете -УПИ по адресу: 620002, Екатеринбург, ул. Мира, 19, ауд.Ф-419

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке УГТУ-УПИ.

Ваш отзыв в одном экземпляре, заверенный печатью, просим направлять по адресу: 620002, Екатеринбург, К-2, УГТУ-УПИ им.С.М.Кирова, ученому секретарю совета, тел.(3432) 375-45-94.

Автореферат разослан «20» мая 2004г.

Ученый секретарь диссертационного совета,

к ф.-м. н.

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность темы. При экспериментальных исследованиях и практическом использовании контурных тепловых труб (КТТ) было обнаружено существование автоколебательных режимов работы таких устройств. Основной особенностью данных режимов работы является колебание температур и границ раздела жидкость-пар в устройстве при неизменных внешних условиях. Как правило, такие колебания не оказывают критического влияния на теплопередающие характеристики КТТ. Однако, при реальном использовании этих устройств, например, в космической технике требуется объяснение факторов, вызывающих данные колебания, анализ их влияния на надежность системы и поиск возможных способов устранения. До настоящего времени не проводилось систематических исследований, которые бы в полной мере отвечали на эти вопросы. Большинство публикаций, касающихся данной тематики, ограничивались, в основном, представлением

несистематизированных экспериментальных данных. Теоретический анализ факторов, вызывающих температурные колебания, основывался на уравнениях, разработанных для описания стационарных режимов работы КТТ, и не мог достаточно полно и корректно объяснить рассматриваемое явление. Классификация различных типов температурных колебаний и теоретический анализ механизмов их появления, основанный на рассмотрении нестационарных процессов теплообмена, позволил бы более полно объяснить их влияние на теплопередающие характеристики КТТ и выработать рекомендации, повышающие устойчивость работы устройства.

Существует другая проблема, решение которой также требует рассмотрения нестационарного теплообмена в КТТ. Экспериментальные исследования показывают, что для начала процесса теплопередачи в устройстве - его запуска требуется, чтобы величина подводимой к испарителю тепловой нагрузки превысила некоторый минимальный уровень. Этот факт обусловлен

различными причинами. В ряде работ показано, что одним из наиболее важных факторов, влияющих на запуск, является начальное распределение теплоносителя в КТТ. Однако, помимо этого поведение КТТ при запуске зависит от её конструкции, теплофизических свойств её частей, от внешних условий. Для количественной оценки влияния данных факторов требуется разработать математическую и физическую модель запуска, которая также требует рассмотрения нестационарного теплообмена в КТТ.

Цель работы. Выявить основные закономерности температурных колебаний, возникающих при работе КТТ. Изучить влияние конструкции и внешних условий на запуск устройства.

Исходя из поставленной цели работы, основные задачи исследований сформулированы следующим образом:

• Провести экспериментальные исследования различных конструкций КТТ с целью определения и систематизации основных факторов вызывающих температурные колебания;

• Разработать физическую и математическую модель температурных колебаний в КТТ;

• Разработать физическую и математическую модель, описывающую запуск КТТ. Определить влияние теплообмена с окружающей средой и теплофизических свойств охлаждаемого объекта на запуск устройства.

Научная новизна

• Обнаружено два различных типа температурных колебаний в контурных тепловых трубах, различающихся механизмом реализации и появляющихся при различных режимах работы;

• Разработаны математические модели, описывающие механизмы температурных колебаний;

• Выработаны рекомендации, позволяющие повысить устойчивость работы КТТ и устранить появление температурных колебаний;

• Разработана математическая модель, позволяющая оценить влияние на запуск конструкции КТТ и условий её работы.

Практическая значимость работы. Результаты проведенных исследований используются при расчете и разработке КТТ. С помощью предложенных методик возможно оценить величину минимальной пусковой нагрузки в зависимости от конструкции КТТ, от типа охлаждаемого объекта и теплового, интерфейса. Выработаны рекомендации по устранению температурных колебаний и повышению устойчивости работы КТТ. Предложенные технические решения и конструкции защищены патентом РФ.

Достоверность и обоснованность результатов работы обеспечивается:

большим объемом проведенных экспериментальных исследований и воспроизводимостью результатов испытаний, выполненных в различное время на различных конструкциях КТТ хорошей согласованностью результатов расчета с экспериментальными данными.

Апробация работы. Материалы, вошедшие в диссертацию, докладывались на следующих конференциях:

-4-ый Международный семинар "Тепловые трубы, тепловые насосы, холодильники". Минск. 2000.

-12-ая Международная конференция по тепловым трубам. Москва. 2002.

-Урало-Сибирская научно-практической конференция. Екатеринбург. 2003.

Основное содержание диссертации опубликовано в 5 работах. Список работ приводится в конце реферата.

Публикации по работе. Основные положения и результаты работы изложены в 5 статьях и докладах, при выполнении работы получен 1 патент РФ на изобретение.

Основные положения, представляемые к защите:

• Результаты экспериментального исследования температурных колебаний, возникающих в КТТ;

• Математическая модель, описывающая механизмы температурных колебаний в КТТ;

• Математическая модель, рассчитывающую величину минимальной пусковой тепловой нагрузки.

Структура и объем работы. Диссертация состоит из введения, трех глав, заключения, списка литературы (110 источников) и приложения. Объем работы 100 стр. Основной текст-(95 стр.) содержит 20 рисунков и 3 таблицы.

Краткое содержание работы

Во введении обосновывается актуальность и прикладная значимость темы, сформулированы цели и задачи.

В первой главе приводится обзор литературы по теоретическому исследованию теплообмена в КТТ. Показаны различные методы расчета таких основных теплопередающих характеристик устройства, как предельная тепловая нагрузка, термическое сопротивление, коэффициенты теплоотдачи при испарении. Оказалось, что большая часть рассмотренных методов выполнена при условии, что распределение температур в устройстве стационарно и пригодно лишь для описания установившихся режимов работы.

Вместе с тем, в настоящий момент актуальной задачей является анализ нестационарных режимов работы и обеспечение устойчивости теплопередачи в КТТ. Значительное число публикаций посвящено экспериментальному исследованию температурных колебаний, возникающих при работе устройства. Однако до последнего времени не проводилась классификация и системное теоретического исследование этого явления. Было сделано несколько попыток анализа температурных колебаний с помощью уравнений, описывающих теплопередачу в КТТ в стационарных условиях. Результаты таких

исследований не могут корректно описать факторы, вызывающие колебания температуры и рассчитать их период и амплитуду. Для решения этой задачи необходимо создать математическую модель, описывающую теплопередачу в КТТ при условии, что распределение температур и положение границы раздела жидкость-пар изменяется во времени.

Разработка математической модели нестационарного теплообмена в КТТ позволила бы провести анализ запуска устройства; Актуальность данной задачи обусловлена следующим обстоятельством. Для начала циркуляции теплоносителя в устройстве и, соответственно, процесса теплопередачи необходимо, чтобы тепловая нагрузка, подводимая к испарителю, превысила некоторый минимальный уровень. Экспериментальные исследования показывают, что величина минимальной пусковой тепловой нагрузки зависит от конструкции устройства, его пространственной ориентации, типа теплоносителя. Однако для количественной оценки этой величины требуется провести анализ нестационарного теплообмена в КТТ.

Основываясь на проведенном анализе литературы, формулируются цели и задачи исследований, представленных в настоящей диссертации.

Во второй главе представлен анализ температурных колебаний и запуска КТТ. Одна из наиболее важных целей исследования состояла в систематизации температурных колебаний. С этой целью были разработаны и испытаны несколько конструктивных вариантов КТТ, основные конструктивные характеристики которых приводятся в таблице I.

В результате испытаний удалось выявить два независимых вида температурных колебаний. Первый из них возникал при относительно низких плотностях теплового потока - 2,5-3,0 кВт/м2 (рис. 1 а, б). Несмотря на то, что представленные температурные колебания получены при испытании различных конструкций контурных тепловых труб, они имели сходную пилообразную зависимость температуры от времени.

Конструкция Теплоноситель Испаритель, диаметр, мм Длина, м Свойства фитиля материал, радиус пор

РКТТ1 аммиак 24 2.0 никель 1 цм

КТТ 2 ацетон 14 0.5 никель 1 цм

КТТЗ аммиак 18 3.0 никель 1 цм

КТТ 4 аммиак 14 0.5 никель 1 цм

Второй вид температурных колебаний (рис. 1 в,г) был обнаружен в относительно узком диапазоне тепловых нагрузок (35-55 кВт/м2). Соответственно, различались физические механизмы, ответственные за появление этих температурных колебаний. Для определения причин их появления, был проведен теоретический анализ распределения температур и теплоносителя в устройстве в нестационарных условиях.

В первую очередь рассматривались температурные колебания первого типа. С этой целью моделировался запуск КТТ. Предполагалось, что в начальный момент времени устройство находится в нерабочем состоянии. Граница раздела жидкость пар располагалась в паропроводе вблизи испарителя и в компенсационной полости. В начальный момент времени к боковой поверхности испарителя подводится тепловая нагрузка, которая нагревает жидкость, расположенную в порах на испаряющей поверхности фитиля. К конденсатору подключается сток тепла. Давление пара, находящегося над испаряющей поверхностью фитиля становится больше давления пара в компенсационной полости. В результате начинается циркуляция теплоносителя. Пар, образующийся в зоне испарения, выталкивает жидкость из паропровода в компенсационную полость. Когда граница раздела жидкость пар достигала конденсатора, пар начинал интенсивно конденсироваться в нем

Рис. 1 Различные виды температурных колебаний, полученные при испытаниях следующих КТТ: а - РКТТ1, б - КТТ2, в - КТТЗ, г - КТТ4.

благодаря высокому теплообмену с приемником тепла. -

Для определения, причин, приводящих к появлению температурных колебаний непосредственно после запуска, необходимо рассчитать поле температур в испарителе в условиях, когда жидкость выталкивается из паропровода и конденсатопровода. С этой целью решаются две сопряженные задачи: расчет поля температур в испарителе и расчет положения границы раздела жидкость пар в паропроводе и конденсаторе. Расчет поля температур в испарителе

Рассматривается продольное сечение испарителя (рис.2).

Рис.2. Продольное сечение испарителя. 1 - корпус, 2 - пароотводные каналы, 3 -фитиль, 4 - центральный канал, 5,6 - жидкость в центральном канале и компенсационной полости. I, П, Ш, IV -поверхности, на которых определяются граничные условия.

Для расчета распределения температур в испарителе используется уравнение теплопроводности (1)

А • Ср,'- ¿МЯ , • £гск/(ы)) = . (1)

Искомая переменная имеет вид (2)

^,х,у) = Т^,х,у)-Ттг, (2)

где Т^цу температура окружающей среды. Начальное условие имеет вид (3):

Граничные условия определяются следующим образом. К части боковой поверхности испарителя I подводился тепловой поток д, поэтому граничное условие здесь имеет вид (4):

(4)

На частях испарителя П, Ш граничные условия определяются, исходя из учета теплообмена с окружающей средой (5):

(5)

Поскольку в компенсационной полости находится поверхность раздела жидкость пар, то здесь следует задать граничное условие, исходя из учета теплообмена при испарении конденсации (6):

-п-\-&аа(и) = а1Шу-(Тсн-Т1у)у (6)

где - средняя температура пара в компенсационной полости и жидкости

на границе IV. Расчет величины Т]у будет показан ниже при постановке сопряжения двух задач.

На границах соприкосновения различных элементов испарителя задается граничное условие четвертого рода, определяющее равенство температур и тепловых потоков.

При подаче теплового потока к испарителю в активной зоне начинается испарение теплоносителя. Для описания этого процесса в испаряющем слое фитиля задается объемный сток тепла (7):

«•/¡5 • grad(u) = q

п-^-^гай^-а^у-и

qvit)E-(Gv{f)-k + ac.Sc{i).{Ty{t)-Tc))/VAZ, (7)

Для подпитки испарителя охлажденной жидкостью, поступающей из конденсатора, в центральный канал на половину его длины вводится патрубок. На разогрев этой жидкости расходуется тепло, проникающее через фитиль из зоны испарения. В модели вводится объемный сток тепла в центральном канале (8), учитывающий процесс поглощения тепла охлажденной жидкостью.

qMtc = 0М')£ -(^(О-Гс)Wlc •*).

(8)

Расчет положения границы пар жидкость в паропроводе и конденсаторе и условия сопряжения

Предполагается, что в начальный момент времени уровень жидкости находится в паропроводе вблизи испарителя. При разогреве испарителя образуется разница температур и давления пара над испаряющей поверхностью и в компенсационной полости. В результате жидкость начинает выталкиваться из паропровода. Массовый расход выталкиваемой жидкости можно рассчитать по (9):

(9)

— -sum •sum

где R-sum - гидравлическое сопротивление участка контура, по которому движется жидкость, h - - разница уровней границы раздела фаз в паропроводе и компенсационной полости. Значение Ту берется из решения первой задачи. Величина Тсн определяется исходя из следующих соображений. Жидкость, выталкиваемая в компенсационную полость из паропровода, уменьшает объем паровой фазы, находящейся там. Изменение объема пара за небольшой промежуток времени связано с массовым расходом выталкиваемой жидкости соотношением (10)

Сжатие пара сопровождается ростом его температуры, при этом часть пара конденсируется на поверхности раздела фаз в компенсационной полости. Изменение массы пара за счет конденсации рассчитывается согласно (11).

По вычисленным изменениям объема и массы определяется плотность пара в компенсационной полости. Поскольку предполагалось, что пар является насыщенным, то по известной плотности можно определить температуру Тсн и соответственно его давление.

Общий алгоритм расчета приведен на рис. 3. Анализ распределения температур в испарителе КТТ позволяет сделать вывод, что при низких плотностях тепловой нагрузки температура впитывающей поверхности фитиля может значительно превышать температуру пара в компенсационной полости. Результаты расчетов, проведенных для КТТ2, показали, что величина перегрева может достигать 3-5 °С. Следовательно, вблизи впитывающей поверхности фитиля возможно кипение жидкости. Для учета данного процесса в модель был введен объемный сток тепла который начинал действовать в этой области, если выполнялось условие (13)

где величина перегрева жидкости необходимого для начала кипения. Известно, что при кипении на вертикальной стенке наблюдается гистерезис. Величина перегрева жидкости инициализирующая кипение - а и перегрев, при котором кипение прекращается - Ь, различны. Соответственно, условие прекращение кипения имеет вид (14)

(11)

асн ' ^г-сн ' Уу-сн (')-г(О 1-СН к

Тст-Тсн >а,

(13)

Рис.3. Алгоритм расчета.

Интенсивность кипения жидкости на впитывающей поверхности фитиля описывалась соответствующим коэффициентом теплоотдачи аст- Тогда дуст рассчитывалось из соотношения (15)

(15)

Сток тепла начинал действовать при выполнении условия (13). Предполагалось, что пар, образующийся в результате кипения жидкости на впитывающей стенке фитиля, попадает в компенсационную полость, увеличивая давление и температуру пара, находящегося там. Количество образующегося пара пропорционально интенсивности кипения, определяемого по соотношению (15). Баланс давления нарушается, и согласно (9), жидкость выталкивается из компенсационной полости в паропровод, вследствие чего рабочая температура пара увеличивается. Кипение жидкости на впитывающей стенке фитиля приводит к выравниванию её температуры с температурой пара в компенсационной полости. При выполнении условия (14) кипение прекращается. Пар начинает опять выталкивать жидкость из паропровода. При достижении паром конденсатора складываются условия, при которых происходит вскипание жидкости на впитывающей поверхности фитиля, и процесс повторяется. Вид таких колебаний был сходен с температурными колебаниями, полученными экспериментальным путем. Косвенным образом удалось определить перегревы жидкости, при которых начиналось и прекращалось кипение жидкости на впитывающей поверхности фитиля. Для КТТ2 эти величины составляли, соответственно, 3-5 °С и 0,05-0,1°С. Сравнение экспериментальных и расчетных данных для РКТТ1 и КТТ2, представленные на рис. 4, показывают их хорошую согласованность. Разницу в периодах колебаний реализуемых на РКТТ1 и КТТ2 можно объяснить существенной разницей их конструкций. В РКТТ1 имеется два последовательных фитиля. При выталкивании жидкости из паропровода, она вынуждена двигаться через фитиль, имеющий значительное гидравлическое сопротивление. Согласно (9) при увеличении гидравлического сопротивления массовый расход жидкости и

скорость выталкивания замедляются. Поскольку для создания необходимых условий для вскипания жидкости на впитывающей поверхности фитиля необходимо, чтобы граница раздела жидкость пар достигла конденсатора, а скорость выталкивания у РКТТ1 меньше чем у КТТ2, то соответственно период колебания у РКТТ1 увеличивается.

56

U

о

я* 54

&

я 52

О.

и

S 50 48

8000 8500 9000 9500 10000 450 470 490 510 530 550

Время, сек Время, сек

а) б)

Рис.4. Сравнение экспериментальных данных и результатов расчета колебаний температуры пара РКТТ1 (а) и КТТ2 (б).

Результаты этих расчетов демонстрируют, что при увеличении плотности теплового потока период колебаний температуры уменьшается. Затем они прекращаются из-за недостаточного перегрева жидкости на впитывающей поверхности фитиля, что и подтверждается экспериментом. Следовательно, можно выделить другой тип температурных колебаний, возникающий в КТТ в диапазоне относительно низких плотностей теплового потока, связанный с количеством теплоносителя в системе.

Колебания температуры, обусловленные недостаточной заправкой устройства теплоносителем

Колебания температуры, возникающие при работе КТТ вследствие недозаправки (рис.1 в,г), отличаются большей амплитудой и величинами плотности теплового потока, при которой они реализуются, чем рассмотренные

ранее. Основные закономерности данных температурных колебаний были определены при испытаниях КТТЗ.

При заправке были обнаружены следующие характерные особенности поведения устройства. При уменьшении количества теплоносителя в нем и снижении температуры охлаждения конденсатора в диапазоне тепловых нагрузок 250-300 Вт появлялись колебания температуры с амплитудой примерно 5 °С (рис. 1 в). При подаче тепловой нагрузки, выходящей за данный диапазон, колебания исчезали. Повышение температуры охлаждения также приводило к исчезновению температурных колебаний. Этот же сценарий повторился и при изменении объема заправки в пределах ±2 см3. Основываясь на приведенных экспериментальных данных, можно сделать вывод о существенном влиянии объема жидкости в устройстве на появление колебаний температуры.

Механизм образования колебаний температуры при недозаправке можно описать следующим образом. Пусть в начальный момент времени КТТ работала устойчиво. Поверхность конденсации постоянна. В компенсационной полости присутствует небольшой объем паровой фазы, имеющий величину немного большую, чем объем жидкости в конденсаторе. При увеличении тепловой нагрузки создается избыточная разность давления, необходимая для выталкивания жидкости из конденсатора в компенсационную полость. При достаточно высоком перепаде температур между компенсационной полостью и паром возможна ситуация, при которой жидкость залавливает паровую фазу в компенсационной полости. В этом случае конденсатор полностью освобождается, а в жидкостную линию попадает пар. Поскольку конденсация в конденсаторе продолжается, то через некоторый промежуток времени там образуется столбик жидкости, который запирает столбик пара и движется по конденсатопроводу к компенсационной полости. В том же направлении движется и столбик пара, постепенно охлаждаясь и конденсируясь. Так как в

результате этого уменьшилась поверхность конденсации, то происходит рост рабочей температуры пара.

Достигая компенсационной полости, имеющей более низкую температуру, благодаря эффективному теплообмену с жидкостью, расположенной там, паровой столбик быстро конденсируется. Данное обстоятельство приводит к резкому увеличению поверхности конденсации в конденсаторе и снижению температуры пара. Конденсатор полностью открывается и пар проникает в конденсатопровод. Система возвращается к исходному состоянию.

Точное описание данного процесса представляет собой достаточно сложную задачу, поскольку в настоящий момент невозможно вполне корректно описать теплоотдачу при конденсации пара в трубке при различных режимах течения двух-фазного теплоносителя. Однако, можно приблизительно оценить амплитуду и период температурных колебаний.

Предполагается, что конденсатор периодически освобождается от жидкости, а затем заполняется ею. Жидкость в конденсаторе располагается примерно таким же образом как она расположилась бы при оптимальной заправке, поскольку недостаток теплоносителя компенсируется столбом пара в конденсатопроводе. Зная величину поверхности конденсации для двух крайних случаев, можно оценить амплитуду таких температурных колебаний согласно соотношению (16):

Другим важным параметром, характеризующим этот процесс, является период колебаний. Для его определения необходимо оценить время протекания основных процессов, сопровождающих такой тип колебания:

1. Образование парового столбика в жидкостной линии.

2. Движение парового столбика к компенсационной полости.

3. Конденсация парового столбика в компенсационной полости.

Время образования парового столбика определяется периодом времени необходимым для образования столбика жидкости в конденсаторе, который блокирует проникновение пара в конденсатопровод. Предполагается, что при вытеснении всей жидкости из конденсатора на стенках трубки начинает образовываться жидкостная пленка. Затем создается жидкостной столбик, который движется к выходу из конденсатора и запирает пар в конденсатопроводе. Время протекания данного процесса можно оценить по времени, необходимому на конденсацию объема жидкости равному объему столбика.

Промежуток времени, необходимый чтобы столбик пара достиг компенсационной полости, определяется скоростью движения теплоносителя в компенсационной полости.

Согласно проведенным оценочным расчетам время, затрачиваемое на конденсацию, много меньше, чем на движение парового столбика к компенсационной полости, поэтому расчет данной величины не рассматривается. Приведенные формулы позволяют оценить основные характеристики температурных колебаний, возникающих вследствие недозаправки устройства.

Моделирование запуска КТТ

КТТ способна самостоятельно запускаться при подведении тепловой нагрузки к испарителю без использования каких-либо дополнительных технических средств. Однако, в некоторых случаях для начала процесса

теплопередачи необходимо, чтобы величина тепловой нагрузки превысила некоторый минимальный уровень. Это обусловлено тем обстоятельством, что, в зависимости от начального распределения теплоносителя, поведение устройства при запуске может существенно различаться. Если до начала работы в активной зоне присутствовали пузырьки пара, то запуск будет происходить по сценарию показному на рис. 5 а). В противном случае для начала циркуляции теплоносителя требуется обеспечить вскипание жидкости в активной зоне и характерное поведение устройства в этом случае имеет вид, показанный на рис. 5 б).

Рис.5. Варианты поведения КТТ при запуске: а) без перегрева, б) с перегревом.

Присутствие скачка температур, показанного на рис. 56, определяется величиной перегрева жидкости, необходимого для инициирования парообразования в ней. Под перегревом здесь следует понимать разность температур жидкости в зоне испарения и насыщенных паров в компенсационной полости (19):

Тиг ТуСН ,

(19)

Анализ теплопередачи в зоне испарения показывает, что наиболее вероятно зарождение паровой фазы на боковой поверхности пароотводных

каналов в зоне испарения, поскольку при нагреве испарителя данная область имеет более высокую температуру. Зная температурный напор, необходимый для запуска, возможно оценить температурный уровень КТТ на момент запуска и, соответственно, пусковую тепловую нагрузку. Решение такой задачи позволяет определить величину минимальной пусковой тепловой нагрузки в зависимости от конструктивных особенностей КТТ и охлаждаемого объекта. С этой целью проводился численный анализ распределения температур в боковом сечении системы испаритель-нагреватель (рис.6).

Рис. 6. Варианты крепления охлаждаемого объекта к испарителю: 1-охлаждаемый объект; 2-корпус испарителя; 3-впитывающая поверхность фитиля; 4-фитиль; 5-алюминимевое седло; 6-медный цилиндр.

Для расчета распределения температур в системе испаритель-нагреватель используется уравнение (1), а искомая переменная имеет вид (2). Начальное условие задается из условия, что в начальный момент времени температура системы равна температуре окружающей среды. Предполагается также, что в начальный момент пароотводные каналы полностью затоплены жидкостью, поскольку такая ситуация является наиболее сложной для запуска. На наружной поверхности граничные условия определяются из учета теплообмена с окружающей средой (5). На границах контакта различных элементов системы

задается граничное условие 4-го рода, определяющее равенство температур и тепловых потоков.

Граничные условия на впитывающей поверхности фитиля определяются следующим образом. Предполагается, что при разогреве испарителя часть центрального канала осушается и подводимое тепло расходуется на испарение жидкости, расположенной в менисках на впитывающей поверхности фитиля. Образующийся пар движется к стенке компенсационной полости, где, за счет теплообмена с окружающей средой, отдает тепло и конденсируется. Теплопередача от впитывающей поверхности фитиля к окружающей • среде описывается коэффициентом Тогда граничное условие можно записать в таком виде (20):

(20)

Тепловая нагрузка имитируется заданием объемного источника тепла, действующим в нагревателе.

С учетом данных начальных и граничных условий численно, методом конечных элементов, проводится расчет поля температур и тепловых потоков в испарителе при его разогреве. Зная распределение температур в испарителе в любой момент времени, можно оценить тепловой поток, проникающий в компенсационную полость и найти её среднюю температуру. Затем по условию (19) определяется перегрев жидкости в пароотводных каналах как функция времени Расчет ведется до тех пор, пока не превысит

минимальный перегрев, необходимый для начала парообразования. Кроме того, такой метод позволяет определить среднюю температуру испарителя на момент запуска, которая может быть различной в зависимости от условий эксплуатации. Это необходимо для оценки работы КТТ в случае, когда температура охлаждаемого объекта при запуске превышает некоторый

максимально допустимый уровень, что может привести к его недопустимому перегреву.

Расчеты и эксперимент показывают, что существует диапазон относительно малых тепловых нагрузок, при которых минимальный перегрев необходимый для запуска, не может быть достигнут. В этом случае температура испарителя стабилизируется за счет теплообмена с окружающей средой, а вскипание теплоносителя в пароотводных каналах и, соответственно, запуска КТТ не происходит.

Основываясь на проведенных расчетах, можно сделать следующие выводы:

1. Увеличение интенсивности теплообмена с окружающей средой приводит к увеличению минимальной пусковой тепловой нагрузки;

2. В зависимости от теплофизических свойств охлаждаемого объекта величина минимальной пусковой тепловой нагрузки изменяется.

В третьей главе_приводится описание моделей КТТ, использованных при проведении экспериментальных исследований. Описывается методика проведения экспериментов и приводятся технические, характеристики применявшегося измерительного оборудования. Определяются погрешности измерения, появляющиеся при проведении экспериментов.

Для исследования нестационарного теплообмена в КТТ требовалась измерительное оборудование, способное отслеживать поле температур в устройстве в режиме реального времени. С этой целью использовалась измерительно-информационная система на базе многоканального мультиплексора Agilent 34970a. Для уменьшения влияния окружающей среды на температурное, поле КТТ во время эксперимента все устройства теплоизолировались.

В некоторых экспериментах требовалось обеспечить высокую точность дозирования теплоносителя, заливаемого в ЮТ. Для решения этой задачи был разработан заправочный стенд, позволявший точно варьировать величину заправки КТТ, обладавших различным внутренним объемом.

В приложении приводятся рисунки, описывающие основные фазы температурных колебаний, и таблицы, содержащие основные размеры и свойства частей КТТ, использованных для исследований.

В заключении сформулированы основные выводы по результатам диссертационной работы:

1. Разработана математическая модель, описывающая динамику разогрева испарителя КТТ. С её помощью определена зависимость величины минимальной пусковой тепловой нагрузки от условий эксплуатации (тешюфизических свойств охлаждаемого объекта, влияния окружающей среды и др.).

2. Проведены испытания КТТ, имеющих различную конструкцию, размеры, и с различными теплоносителями, которые позволяют определить и систематизировать общие закономерности запуска устройства. Такие исследования позволяют определить экспериментальным путем величину минимального перегрева жидкости в пароотводных каналах зоны испарения.

3. Сформулирована физическая и математическая модель, описывающая такие нестационарные процессы в КТТ, как переход с одной тепловой нагрузки на другую, а также режимы работы с температурными колебаниями.

4. Проведены экспериментальные исследования с целью систематизации температурных колебаний в КТТ. Определено, что существует два основных типа температурных колебаний. Первый низкоамплитудный,

имеющий пилообразную зависимость рабочей температуры пара от времени, появляется при работе устройства в области малых тепловых нагрузок. Второй тип колебаний возможен при работе в области номинальных тепловых нагрузок или при переходе от режима работы с переменной проводимостью к постоянной. Характерной чертой такого процесса является наличие столбиков пара в жидкостном канале, движущихся к испарителю.

5. Проведено моделирование процессов теплопередачи в испарителе в области малых тепловых нагрузок с целью определения механизмов тепловых колебаний, возникающих при данном режиме работы. Показано, что причиной возникновения таких колебаний является перегрев жидкости на впитывающей стенке фитиля.

6. Разработана физическая и математическая модель, описывающая температурные колебания, возникающие при работе в области номинальных тепловых нагрузок. Показано, что их появление обусловлено либо недостаточным количеством теплоносителя в КТТ, либо таким изменением внешних условий, которые приводят к "недозаправке".

7. Выработаны рекомендации по устранению температурных колебаний, которые могут быть использованы при проектировании КТТ.

8. Материалы диссертации опубликованы в пяти статьях и одном патенте РФ, докладывались на трех конференциях, в том числет на двух международных.

Список условных обозначений:

Р - давление; Т - температура; О - расход; Q - тепловой поток; 8 - площадь; X -теплопроводность; р- плотность; Ц— динамическая вязкость; — поверхностное натяжения;

к - скрытая теплота парообразования; ср - теплоемкость; г-радиус; 1-длина; S-площадь; а-коэффициент теплоотдачи;

Индексы: L - жидкость; V - пар, W - фитиль; AZ - активная зона; СН - компенсационная полость; С - конденсатор; Е - испаритель; СТ - впитывающая поверхность фитиля; ЕХТ -внешний относительно испарителя; SUM - суммарный; cool - холодильник; out - внешний; in - внутренний;

Основные материалы диссертации опубликованы в следующих работах:

1. R.G. Sudakov, Y.F. Maidanik. Development and Tests of a Reversible Loop Heat Pipe. International Journal of Environmentally Conscious Design & Manufacting. Vol,9, No, 3,2000.

2. R.G. Sudakov, Y.F. Maidanik. Development and investigation of an ammonia reversible loop heat pipe. Proceedings of the 12th International Heat Pipe Conference, May 19-24,2002. pp. 177-181.

3. Судаков Р.Г., Майданик Ю.Ф., Анализ особенностей запуска контурной тепловой трубы// Метастабилъные состояния и фазовые переходы. Екатеринбург, 2003. С. 127-136.

4. Майданик Ю.Ф., Судаков Р.Г. Обеспечение тепловых режимов приборов и оборудования различного назначения с использованием контурных тепловых труб // Практика приборостроения, 2003 №2(3) стр. 26-31.

5. Майданик Ю.Ф., Судаков Р.Г. Контурные тепловые трубы -высокоэффективные теплопередающие устройства для систем терморегулирования // Сборник трудов Урало - Сибирской научно-практической конференции, 2003, стр. 77-79.

6. Патент РФ №2224967, МКИ7 F28 D15/00. Испарительная камера

контурной тепловой трубы / Р.Г. Судаков, Ю.Ф. Майданик, СВ. Вершинин. Опубл. 27.02.2004; Бюл.№6.

Подписано в печать 30.04.2004 Формат 60*84 1/16 Бумага писчая Офсетная печать Тираж 100 Заказ № 80

Ризография НИЧ ГОУ ВПО УГТУ-УПИ

620002, г. Екатеринбург, ул. Мира 19

»10398

ОСНОВНЫЕ ОБОЗНАЧЕНИЯ.

ВВЕДЕНИЕ.

1. ЗАДАЧИ, ВОЗНИКАЮЩИЕ ПРИ ПРОЕКТИРОВАНИИ КТТ.

1.1. Общее описание конструкции КТТ.

1.2. Гидродинамический анализ теплопередачи в КТТ.

1.3. Расчет распределения температур в КТТ.

1.4. Расчет термического сопротивления при испарении в фитиле.

1.5. Математическое моделирование нестационарных процессов теплопередачи в КТТ.

2. МОДЕЛИРОВАНИЕ НЕСТАЦИОНАРНЫХ РЕЖИМОВ РАБОТЫ КТТ.

2.1. Моделирование запуска КТТ.

2.2. Моделирование колебательных режимов работы КТТ.

2.2.1 Модель температурных колебаний в КТТ в области малых тепловых нагрузок.

2.2.2 Исследование факторов, определяющих температурные колебания, вызванные недостаточным количеством теплоносителя в устройстве.

3. ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНАЯ УСТАНОВКА, МЕТОДИКА ЭКСПЕРИМЕНТА И РЕЗУЛЬТАТЫ ИССЛЕДОВАНИЯ НЕСТАЦИОНАРНЫХ И КОЛЕБАТЕЛЬНЫХ ПРОЦЕССОВ В КТТ.

3.1. Экспериментальная установка.

3.1.1. Описание конструкций исследуемых КТТ.

3.1.2. Стенд для заправки КТТ теплоносителем.

3.1.3. Система сбора и обработки данных.

3.2. Методика проведения экспериментов.

3.2.1. Исследование пусковых характеристик КТТ.

-33.2.2. Исследование температурных колебаний в KIT.

3.3. Оценка погрешностей измерения.

Развитие современной микроэлектронной техники требует создания эффективных теплопередающих устройств, используемых в системах теплового регулирования. Все полупроводниковые приборы, к которым, в частности, относятся и современные процессоры компьютеров, при своей работе выделяют энергию в виде тепла, которое необходимо отводить, так как допустимый диапазон рабочих температур полупроводников лежит внутри интервала от -60 "С до 150 "С. При выходе температуры за допустимые рамки, возможны, как механические повреждения полупроводниковой структуры, так и сильное изменение электрических параметров. Поэтому, со времен появления первых процессоров, их охлаждению отводится особое место, и они снабжаются различными охлаждающими устройствами, призванными не допустить чрезмерный перегрев. По мере того, как полупроводниковая промышленность идет по пути миниатюризации, традиционные способы охлаждения оказываются все менее действенными.

Данная проблема особенно актуальна для портативных компьютеров, где охлаждение затруднено из-за относительно малых размеров системы. Традиционной системой теплового регулирования в данном случае является охладитель, состоящий из вентилятора и радиатора. Однако увеличение производительности процессоров и соответственно тепловыделения требует увеличения размеров радиатора и мощности вентилятора, что не всегда возможно в габаритах современных ноутбуков. Кроме того, использование более мощных вентиляторов приводит к росту энергопотребления и шумности.

Одним из возможных решений здесь является использование систем водяного охлаждения процессора. Такие устройства способны отводить значительно большие тепловые потоки, чем охладители с принудительным воздушным охлаждением. Однако использование механического устройства для прокачки жидкости - насоса требует дополнительного энергопотребления и снижает надежность системы охлаждения.

Другим альтернативным решением является применение тепловых труб, использующих для передачи тепла замкнутый испарительно-конденсационный цикл. Прокачка теплоносителя в них осуществляется благодаря капиллярным силам. Классические тепловые трубы не потребляют электроэнергию, имеют значительный срок службы, обладают простой и технологичной конструкцией, но их теплопередающие характеристики относительно малы и зависят от ориентации устройства в пространстве. Более перспективным для использования в системах теплового регулирования является применение контурных тепловых труб (КТТ).

КТТ обладают всеми преимуществами обычных тепловых труб, но имеют более высокие теплопередающие характеристики, не зависящие от пространственной ориентации. Кроме того, данные устройства являются легко адаптируемыми к различным условиям эксплуатации благодаря следующим базовым конструктивным принципам [1]:

1. Для прокачки теплоносителя используются мелкопористые капиллярные структуры, расположенные непосредственно в зоне теплоподвода.

2. Зоны испарения и конденсации организованы с учетом особенностей теплообмена в стесненных условиях.

-83. Испаритель и конденсатор соединяются гибкими трубками, предназначенными для раздельного переноса теплоносителя в паровой и жидкой фазах.

Теплопередающие характеристики КТТ могут существенно зависеть от конструкции её частей, передаваемой мощности, условий эксплуатации и др. Вследствие этого существует необходимость разработки эффективных методов их проектирования. Решение данной задачи требует детального рассмотрения механизмов передачи тепла. Анализ процессов передачи тепла в устройстве включает в себя решение сопряженных задач тепло и массопереноса, зависит от множества факторов и является весьма трудоемким.

На сегодняшний день разработаны различные приближенные методы предсказания основных теплопередающих характеристик КТТ (максимальная и минимальная передаваемая мощность, термическое сопротивление и др.). Данные методы разработаны для стационарных условий, когда распределение температур и давлений в КТТ стабильно. Однако режим работы современной электронной аппаратуры характеризуется частыми изменениями выделяемой тепловой мощности. Например, степень загруженности процессора компьютера зависит от решаемой задачи и может часто изменяться. Соответственно появляется необходимость оценки поведения КТТ в условиях изменения тепловой нагрузки.

Вместе с тем имеется ряд технических задач, в которых приемник и сток тепла могут меняться местами во время эксплуатации. Например, такая ситуация встречается при тепловом регулировании боковой поверхности геостационарного спутника, которая периодически служит либо для приема солнечного тепла, либо сброса его в окружающее пространство. Для решения этой задачи была разработана реверсивная контурная тепловая труба (РКТТ), состоящая из нескольких испарителей, которые периодически могут выступать в роли конденсаторов. Во время работы данного устройства периодически происходит переключение направления передачи тепла и запуск одного из испарителей. Важной характеристикой РКТТ, которую необходимо оценить, является время переключения теплопередачи и изменение температуры на охлаждаемом объекте. Очевидно, что решение подобных задач невозможно в рамках разработанных стационарных моделей.

Многочисленные экспериментальные данные показывают, что при некоторых режимах работы возникают значительные колебания рабочей температуры пара. Параметры температурных колебаний зависят от количества теплоносителя в КТТ, температуры охлаждения, пространственной ориентации. Поскольку в большинстве технических задач необходимо поддерживать постоянную температуру на охлаждаемом объекте, то при конструировании устройства требуется устранить температурные колебания при различных условиях эксплуатации. Для решения этой задачи следует провести анализ факторов, вызывающих данные колебания, который невозможен без рассмотрения нестационарных режимов теплопередачи в КТТ.

Экспериментальное изучение переходных и колебательных режимов работы КТТ требует больших затрат времени и ресурсов. Поэтому значительный научный и практический интерес представляют исследования, направленные на моделирование таких режимов. Разработка таких методов позволит более четко определить механизм теплопередачи в КТТ и создать более эффективные и стабильно работающие устройства.

Целью настоящей работы является: изучение поведения КТТ при нестационарных режимах работы и выработка рекомендаций для проектирования и изготовления. Для решения поставленной задачи были проведены следующие исследования:

1. Экспериментальное исследование пусковых характеристик КТТ;

2. Экспериментальное определение основных режимов температурных колебаний;

3. Создание математической модели, описывающей нестационарный теплообмен в КТТ;

4. Анализ факторов, определяющих запуск и температурные колебания в КТТ;

Апробация работы. Основные результаты проведенных исследований докладывались и обсуждались на 4— Международном семинаре "Тепловые трубы, тепловые насосы, холодильники" (Минск 2000), на 12м Международной конференции по тепловым трубам (Москва 2002) на Урало-Сибирской научно-практической конференции. (Екатеринбург 2003).

Основное содержание изложено в 5 статьях и докладах, при выполнении работы получен патент РФ на изобретение, подана заявка на получение патента США.

Работа состоит из введения, трех глав, заключения и приложения.

В первой главе приводится обзор существующих математических моделей, описывающих поведение КТТ. Приводится анализ работы КТТ в стационарных условиях, основанный на учете баланса тепловых потоков в испарителе. Обсуждаются результаты исследований переходных режимов работы КТТ, выполненных другими авторами.

Во второй главе приведено описание предложенной математической модели, описывающей поведение КТТ при переходных режимах работы. Проведен анализ пусковых характеристик при различных условиях работы. Показаны основные типы температурных колебаний, возникающих при работе КТТ. Определены основные причины и характер температурных колебаний. Представлены результаты сравнения данных, полученных экспериментальным и расчетным путем.

В третьей главе рассмотрена использованная измерительная аппаратура, методика эксперимента и приведены результаты исследования нестационарных и колебательных режимов работы контурных тепловых труб.

В приложении содержатся рисунки, демонстрирующие основные фазы температурных колебаний, и конструктивные характеристики испытанных КТТ.

Работа содержит 100 страниц, в том числе в основном тексте 95 страниц, включая 20 рисунков, 3 таблицы; в приложении 5 страниц, 5 рисунков, 3 таблицы; список литературы, включающий 110 источников.

Работа выполнена в Институте Теплофизики УрО РАН. Автор выражает глубокую признательность научному руководителю, доктору технических наук Майданику Юрию Фольевичу за помощь в работе.

Основные результаты работы:

1. Разработана математическая модель, описывающая динамику разогрева испарителя КТТ. С её помощью определена зависимость величины минимальной пусковой тепловой нагрузки от условий эксплуатации (теплофизических свойств охлаждаемого объекта, влияния окружающей среды и др.).

2. Проведены испытания КТТ, имеющих различную конструкцию, размеры, и с различными теплоносителями, которые позволяют систематизировать и определить общие закономерности запуска устройства. Такие исследования позволяют определить экспериментальным путем величину минимального перегрева жидкости в пароотводных каналах зоны испарения.

3. Сформулирована физическая и математическая модель, описывающая такие нестационарные процессы в КТТ, как переход с одной тепловой нагрузки на другую, а также режимы работы с температурными колебаниями.

4. Проведены экспериментальные исследования с целью систематизации температурных колебаний, в КТТ. Определено, что существует два основных типа температурных колебаний. Первый низкоамплитудный, имеющий пилообразную зависимость рабочей температуры пара от времени, появляется при работе устройства в области малых тепловых нагрузок. Второй тип колебаний возможен при работе в области номинальных тепловых нагрузок или при переходе от режима работы с переменной проводимостью к постоянной. Характерной чертой такого процесса является наличие столбиков пара в жидкостном канале, движущихся к испарителю.

5. Проведено моделирование процессов теплопередачи в испарителе в области малых тепловых нагрузок с целью определения механизмов тепловых колебаний возникающих при таком режиме работы. Показано, что причиной возникновения таких колебаний является перегрев жидкости на впитывающей стенке фитиля.

6. Разработана физическая и математическая модель, описывающая температурные колебания, возникающие при работе в области номинальных тепловых нагрузок. Показано, что их появление обусловлено либо недостаточным количеством теплоносителя в КТТ, либо таким изменением внешних условий, которые приводят к "недозаправке".

7. Выработаны рекомендации по устранению температурных колебаний, которые могут быть использованы при проектировании КТТ.

8. Материалы диссертации опубликованы в пяти статьях и одном патенте РФ, докладывалась на трех конференциях.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

1. Контурные тепловые трубы: разработка, исследование, элементы инженерного расчета/ Ю.Ф. Майданик, Ф.Г. Ферштатер, В.Г. Пастухов. Свердловск: УрО АН СССР, 1989. 52 с.

2. W.B. Bienert, D.A. Wolf, М. Nikitkin. The Proof-of-Feasibility of Multiple Evaporator Loop Heat Pipes. Proceedings of the 6 European Symposium on Space Environmental Control System, Noordwijk, The Netherlands, 20-22 May 1997.

3. T. Hoang, J. Ku. Hydrodynamic Stability of Capillary Pumped Loops with Multiple Evaporators and Condensers. 10th International Heat Pipe Conference, September 21-25, Stuttgart, Germany 1997. A 1-4.

4. Y.J. Seokgeun, D. Wolf, E. Kroliczek. Multiple Evaporator Loop Heat Pipe. 30th ICES/European Symposium on Space Environmental Control Systems.

5. Y.F. Maidanik, V.G. Pastukhov, M.A. Chernysheva. Development and Test Results of a Multi-Evaporator-Condenser Loop Heat Pipe. Space Technology and Applications International Forum Staif 2003, Albuquerque, New Mexico, 2-5 February 2003.

6. K. Goncharov, V. Kolesnikov. Components Volume Ratio in LHP with Single and Several Evaporators. CPL 98 International Workshop, USA. P 2.3-1-11.

7. R.G. Sudakov, Y.F. Maidanik. Development and Tests of a Reversible Loop Heat Pipe. International Journal of Environmentally Conscious Design & Manufacting. Vol,9, No, 3, 2000.

8. R.G. Sudakov, Y.F. Maidanik. Development and investigation of an ammonia reversible loop heat pipe. 12th international heat pipe conference, may 19-24, 2002. P. 177-181.

9. V. Kiseev, A. Belonogov. Miniature heat Transport System with Loop heat Pipes. 4th International Seminar Heat Pipes, Heat Pumps, Refrigerators, September 4-7, 2000, Minsk, Belarus. P. 15-22.

10. Y.F. Maidanik, S.V. Vershinin, M.A. Chernysheva. Development and Tests of Miniature Loop Heat Pipe with a Flat Evaporator. 30th ICES/European Symposium on Space Environmental Control Systems.

11. M. Nikitkin, W. Bienert, G. Birur. Thermal Performance of a Miniature Variable Conductance Loop Heat Pipe. 30th ICES/European Symposium on Space Environmental Control Systems.

12. Y.F. Maidank, S.V. Vershin, V.G. Pastukhov. Generalization of the Experience of Development and Tests of Miniature LHPs with a Cylindrical and a Flat Evaporator. International Two-Phase Thermal Control Technology Workshop, June 7-8, 2001.

13. A. Delil. Experimental results of heat transfer phenomena in a miniature loop heat pipe with a flat evaporator. 12th international heat pipe conference, may 19-24, 2002. P. 126-133.

14. G. Birur, M. Pauken. Thermal control of mars rovers and landers using mini loop heat pipes. 12th international heat pipe conference, may 19-24, 2002. P. 189-194.

15. D. Bugdy. Across Gimbal and Miniaturized Cryogenic Loop Heat Pipes. International Two Phase Thermal Control Technology Workshop 2002.

16. N. Dunbar, R. Jakobs, W. Supper. Design, Development and Testing of a Miniature Capillary Pumped Loop. Sixth European Symposium on Space Environmental Control Systems, 20-22 May, 1997, Hotel Huis ter Duin, Noordwijk, The Netherlands. P. 283-298.

17. Ферштатер Ю.Г. Теплообмен в тепловых трубах с раздельными каналами.- Дисс. .канд. физ.-мат. Наук Свердловск, 1988. - 194 с.

18. Дан П., Рей Д. Тепловые трубы. М: Энергия, 1979. - 272 с.

19. Чи С. Тепловые трубы: теория практика. М: Машиностроение, 1981.-207 с.-8325. Васильев JI.JI., Конев С.В. Хроленок В.В. Интенсификация теплообмена в тепловых трубах. Мн.: Наука и техника, 1983. — 152 с.

20. Васильев Л.Л., Конев С.В. Теплопередающие трубки. Мн.: Наука и техника, 1972. - 152 с.

21. Алексеев В.А. Арефьев В.А. Тепловые трубы для охлаждения и термостатирования радиоэлектронной аппаратуры. М: Энергия, 1976.- 128 с.

22. Ивановский М.Н., Сорокин В.П., Ягодкин И.В. Физические основы тепловых труб. М: Атомиздат, 1987. 256 с.

23. Ивановский М.Н., Сорокин В.П., Чулков Б.А. Технологические основы тепловых труб. М: Атомиздат, 1980. — 160 с.

24. Васильев Л.Л., Вааз С.Л., Киселев В.Г. Низкотемпературные тепловые трубы. Минск: Наука и техника, 1976. 136 с.

25. Пиоро А.С., Пиоро И.Л. Двухфазные термосифоны и их применение в промышленности. Киев: Науковадумка, 1988. — 131 с.

26. Левитан М.М., Перельман Т.Л. Основы теории и расчета тепловых труб// Журнал технической физики. 1974 Т.44, Вып.8.

27. Перельман Т.Л., Левитан М.М. Основы теории тепловых труб// Инж.-физ.ж. 1973. Т.25, №5. - С.816-826.

28. Квэйл Дж.Р., Леви Е.К. Ламинарное течение в трубе с оттоком через пористую стенку. Теплопередача. 1975. - Т.97., №1. - С.66.

29. Deveroll J.E., Kemme J.E. Flarshnets L.W. Some limitation and trap up problems of heat pipe// Repore N LA 4518, 1970.

30. Быстров П.И., Попов A.H. Скачки уплотнения в паровом потоке тепловых труб// Теплофиз. высок, темп. — 1978. Т.16, №1. С.137-142.

31. Михаилов B.C., Крапивин А.И., Быстров П.И. Исследование гидродинамики парового потока в тепловых трубах при турбулентном режиме // Инж.-физ.ж. 1978. - Т.34, №2. - С. 197 -201.

32. Быстров П.И., Михаилов B.C., Покандюк Г.И. Экспериментальное исследование гидродинамики турбулентного потока в тепловых трубах // Теплофиз. высок, темп. 1975. - Т.13, №2 - С.379-385.

33. Tien C.L. Fluid Mechanics of Heat Pipes // Annual Review of Fluid Mechanics. 1975. - V.7. - P. 167.

34. Кутателадзе C.C., Боришанский B.M. Справочник по теплопередаче. М: Государственное энергетическое издательство, 1959. — 414 с.

35. Исаченко В.П., Осипова В.А., Сукомел А.С. Теплопередача. М: Энергоиздат, 1981.-416 с.

36. Дульнев Г.Н. Тепло и массообмен в радиоэлектронной аппаратуре. -М: Высшая школа, 1984. 247 с.-8545. Петухов Б.С. Справочник по теплообменникам: в 2 т. Т. 1. — М: Энергоатомиздат, 1981. 560 с.

37. А.с. 449213 СССР, МКИ F28 d 15/00. Тепловая труба / Ю.Ф. Герасимов, Г.Т. Щеголев, Ю.Ф. Майданик, и др. Заявлено 03.05.72; Опубл. 05.11.74. Бюл. №37.

38. А.с. 495522 СССР, МКИ F28 d 15/00. Испарительная камера тепловой трубы/ Ю.Ф. Герасимов, Ю.Ф. Майданик, В.М. Кисеев и др. Опубл. 15.12.75. Бюл. №46.

39. А.с. 485296 СССР, МКИ F 28 d 15/00. Тепловая труба/ Ю.Ф. Герасимов, Г.Т. Щеголев, Ю.Ф. Майданик и др. Опубл. 25.09.75. Бюл. №35.

40. А.с. 556307 СССР, МКИ F28 d 15/00. Тепловая труба / Ю.Ф. Герасимов, Ю.Ф. Майданик, В.М. Кисеев и др. Опубл. 30.04.77. Бюл. №16.

41. А.с. 691672 СССР, МКИ F28 d 15/00. Тепловая труба / Ю.Ф. Герасимов, В.М. Кисеев, Ю.Ф. Майданик и др. Опубл. 15.10.79. Бюл. №38.

42. А.с. 1196665 СССР, МКИ F28 d 15/00. Тепловая труба / Ю.Ф. Майданик, С.В. Вершинин, В.Д. Холодов и др. Опубл. 07.12.85. Бюл. №45.

43. А.с. 1139958 СССР, МКИ F28 d 15/00. Тепловая труба / А.С. Непомнящий, Ю.Ф. Герасимов, В.Е. Атанов, В.Е. Долгирев. Опубл. 15.02.85. Бюл. №6.

44. Майданик Ю.Ф., Кусков Г.В. Титановые пористые материалы для капиллярных структур тепловых труб // Порошковая металлургия. — 1983, №1, С. 36-38.

45. Кусков Г.В., Майданик Ю.Ф. Исследование структурных и гидравлических свойств капиллярно пористых материалов для тепловых труб // Инж.-физ.ж. 1986. - Т.50, №4. С.582-588.

46. Ю.Ф. Герасимов, Ю.Ф. Майданик, В.М. Кисеев Капиллярно-пористые фитили для низкотемпературных тепловых труб // Атомная и молекулярная физика, Свердловск, Уральский поли-техн. Ин-т им. С.М. Кирова, Сб. трудов вузов Российской федерации, 1976.-С. 104-106.

47. N.L. Gruzdova, V.M. Kiseev, А.В. Ostrovnskii. Models of the heat and mass transfer in LHP evaporator. 12th IHPC, may 19-24, 2002, Moscow. P. 108-114.

48. J. Baumann. Heat Pipe, CPL, and LHP Analysis Integrated with Finite Element and Finite Difference CAD-Based Thermal Modeling. International Two Phase Thermal Control Technology Workshop,

49. Mitchellville, Maryland, September 24th 26th, 2002.

50. Ю.Е. Долгирев, B.E. Атанов, B.H. Кривда. Исследование тепловой трубы с раздельными каналами в поле центробежного ускорения. Материалы международной школы семинара: Тепловые Трубы: Теория и практика. Минск, 1990. стр. 138-143.

51. E.I. Altman, M.I. Mukminova, H.F. Smirnov. The loop heat pipe evaporators theoretical analysis. 12th IHPC, May 19-24, 2002, Moscow. P. 159-164.

52. Ю. E. Долгирев, Ю.Ф. Майданик, Ю.Г. Ферштатер Влияние теплопроводности фитиля на температуру антигравитационной тепловой трубы. Фазовые превращения в метастабильных системах. Свердловск, 1983. стр. 23-27.

53. Ю.Г. Ферштатер, Ю.Ф. Майданик. Влияние свободной конвекции в компенсационной полости на температурный уровеньантигравитационной контурной тепловой трубы. Фазовые превращения и энергонапряженные процессы. 1988. стр. 105-111.

54. Долгирев Ю.Е., Непомнящий А.С., Федько К.В. и др. Распределение скоростей и температур в компенсационной полости антигравитационной тепловой трубы. Свердловск. 1982. - 16 е./ Деп. В ВИНИТИ № 5216-82.

55. Ферштатер Ю.Г., Майданик Ю.Ф. Анализ температурного поля в капиллярной структуре антигравитационной тепловой трубы // Инж.-физ.ж. 1986. - Т.51, №2. - С. 203 - 207.

56. Долгирев Ю.Е., Карачев А.А. Определение температурного поля испарителя антигравитационной тепловой трубы. — Свердловск. 1984. 4 с. - Деп. В ВИНИТИ № 4044-84.

57. Долгирев Ю.Е., Карачев А.А., Толкачев В.В. и др. Численное исследование тепло- и массопереноса в испарителе антигравитационной тепловой трубы. — Свердловск. 1986. 38 с. -Деп. в ВИНИТИ № 3975-В86.

58. М. Pauken J. I. Rodriguez. Performance Characterization and Model Verification of a Loop Heat Pipe. 30th ICES/European Symposium on Space Environmental Control Systems, 2000, France.

59. B. Cullimore, J. Baumann. Steady-State and Transient Loop Heat Pipe Modeling. 30th ICES/European Symposium on Space Environmental Control Systems, 2000, France.

60. J. Baumann, B. Cullimore. Modelling of Two-Phase Thermal Loops using Sinda/Fluint and Sinaps. Capillary Pumped Two-Phased Loops "CPL 96" Internatonal Workshop. 8-10 May, 1996.

61. P. Ryan. Computer Simulation of U.S. Air Force Research Laboratory (AFRL/VSDVT) Capillary Pumped Loop using Sinda/Fluint. CPL 98 International Workshop, USA. P 2.7-1-8.

62. Ферштатер Ю.Г., Майданик Ю.Ф., Вершинин С.В. Модель теплообмена при парообразовании в порах капиллярной структуры, работающей по принципу перевернутого мениска // Термодинамика и кинетика фазовых переходов. Екатеринбург, 1992. С. 107-114.

63. Чернышева М.А., Майданик Ю.Ф., Вершинин С.В. Модель теплообмена при образовании, адаптированная для бипорстой капиллярной структуры // Метастабильные состояния и фазовые переходы. Екатеринбург, 1999. С. 123-134.

64. Maidanik Y.F., Vershin S.V., Fershtater Y.G. Heat transfer enchancement in a loop heat pipe evaporator // 10th IHPC A1-3. Stuttgart, Germany, 2125, Sept. 1997.

65. Вершинин C.B., Ферштатер Ю.Г., Майданик Ю.Ф. О влиянии контактного термического сопротивления на теплообмен при испарении из мелкопористых капиллярных структур. ТВТ. 1992. Т. 30, №4. С. 811-817.

66. Wulz Н., Embacher Е. Capillary Pumped Loops for Space Applications — Experimental and Theoretical Studies on the Perfomance of Capillary Evaporator Design. AIAA 90-1739.

67. Gao Y., Faghri A. Conjugate analysis of a flat plate type evaporator for capillary pumped loops with three dimensional vapor flow in the groove. Int. J. Heat and Mass Transfer. 1994. Vol 37 №. 3. P. 401-409.4

68. Demidov A.S., Yatsenko E.S. Investigation of heat and mass transfer in the evaporation zone of a heat pipe operating by the inverted meniscus principle. 1994. Vol 37 №. 37. P. 2155-2163.

69. Ковалев C.A., Соловьев СЛ. Испарение и конденсация в тепловых трубах. М.: Наука, 1989. 112 с.

70. Соловьев C.JL, Ковалев С.А. Теплообмен с поверхности капиллярно пористого тела // Тепломассобмен VII: Материалы 7 Всесоюзной конференции по тепломассобмену. Минск, май 1984. - Минск: ИТМО АН БССР, 1984. - с.22-25.

71. Gluck D., Gerhart С., Stanley S., Start up of a Loop heat Pipe with Initially Cold Evaporator, Compensation Chamber and Condenser. 11th Inetrnational Heat Pipe Conference. September 12-16. 1999. Musashioshi Tokyo. Japan. P. 36-41.

72. Li Т., Chopin F., Ochterbeck J. Visualization of Capillary Pumped Loop Evaporator: Test on Start Up and Heat Load Sharing. 11th Inetrnational Heat Pipe Conference. September 12-16. 1999. Musashioshi Tokyo. Japan. P. 164-167.

73. Rodriguez J., Pauken M., Na-Nakornpanom A. Transient Characterization of a Propylene Loop Heat Pipe During Startup and Shutdown. 30th ICES/European Symposium on Space Environmental Control Systems.

74. Ku J., Ottenstein L., Kaya T. Testing of a Loop Heat Pipe Subjected to Variable Accelerating Forces, Part 1: Start-upy. 30th ICES/European Symposium on Space Environmental Control Systems.

75. Kiseev V. Transient and start up behavior of loop heat pipes due to gravity. 12th IHPC, May 19-24,2002, Moscow. P. 114-119.

76. Nikitkin M. Self-Starting Behavior of an LHP. International Two Phase Thermal Control Technology Workshop 2002.

77. Wang J., Ma Т., Zhang Z. Experimental Study on Fluctuation Phenomenon of Fluid Circulation in Two-Phase Capillary Pumped Loop. 10th International Heat Pipe Conference. September 21-25. Stuttgart. Germany 1997. A1-6.

78. Goncharov K., Kotlyrov E., Smirnov F. Investigation of Temperature Fluctuations in LHP. 24 ICES & 5 ESSECS. Fredrichshafen. Germany. June 20-23. 1994.

79. Ku J., Hoang T. An Experimental Study of Pressure Oscillation and Hydrodynamic stability in a Capillary Pumped Loop. National Heat Transfer Conference, Portland, Oregon, August 6-9, 1995.

80. Т. T. Hoang, J. Ku. Transient Modeling of Loop Heat Pipes. International Two Phase Thermal Control Technology Workshop, Mitchellville,

81. Maryland, September 24th 26th, 2002.

82. Судаков Р.Г., Майданик Ю.Ф., Анализ особенностей запуска контурной тепловой трубы// Метастабильные состояния и фазовые переходы. Екатеринбург, 2003. С. 127-136.

83. Майданик Ю.Ф., Судаков Р.Г. Обеспечение тепловых режимов приборов и оборудования различного оборудования с использованием контурных тепловых труб // Практика приборостроения, 2003 №2(3) стр. 26-31.

84. Майданик Ю.Ф., Судаков Р.Г. Контурные тепловые трубы -высокоэффективные теплопередающие устройства для систем теплорегулирования // Урало Сибирская научно-практическая конференция, 2003, стр. 77-79.

85. П.А. Павлов Динамика вскипания сильно перегретых жидкостей. -Свердловск, 1988. 246 с.

86. Несис Е.И. Кипение жидкостей. -М.: Наука, 1973, 280с.

87. Скрипов В.П. Метастабильная жидкость. -М.: Наука, 1972, 312с.