Исследование основных факторов, определяющих теплотранспортные характеристики контурной тепловой трубы тема автореферата и диссертации по физике, 01.04.14 ВАК РФ

Уральское отделение Российская академия наук

Институт теплофизики

На правах рукописи

Чернышёва Мария Анатольевна

ИССЛЕДОВАНИЕ ОСНОВНЫХ ФАКТОРОВ, ОПРЕДЕЛЯЮЩИХ ТЕПЛОТРАНСПОРТНЫЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ КОНТУРНОЙ ТЕПЛОВОЙ ТРУБЫ.

Специальность 01.04.14 - Теплофизика и теоретическая теплотехника

АВТОРЕФЕРАТ диссертации на соискание ученой степени кандидата физико-математических наук

ЕКАТЕРИНБУРГ, 2006

Работа выполнена в Институте теплофизики Уральского отделения РАН, Г. Екатеринбург

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: 28.02.2006 в 15.00 на заседании диссертационного совета К 212.285.01 при Уральском государственном техническом университете -УПИ по адресу: 620002, Екатеринбург, ул. Мира, 19, Зал Ученого Совета.

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке УГТУ-УПИ

Ваш отзыв в одном экземпляре, заверенном печатью, просим направлять по адресу: 620002, Екатеринбург, к-2, УГТУ-УПИ им. С.М.Кирова, ученому секретарю совета, тел. (343) 375-48-92.

Автореферат разослан 27 января 2006 г.

Ученый секретарь диссертационного совета,

к.х.н.

Недобух Т. А.

100 С А 2.48 7 '

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность темы.

В настоящее время всё большую актуальность приобретают научно-технические задачи, связанные с тепловым регулированием различных технических объектов. Выделение избыточного тепла является одним из наиболее характерных и распространенных процессов, который сопровождает их работу. В большинстве случаев это тепло является "вредным", поскольку приводит к нарушению тепловых режимов, и его необходимо отводить. Подобного рода проблемы приобретают экстремально сложный характер, когда они сопряжены с жесткими условиями эксплуатации. Среди них можно назвать следующие: малая разность температур между источником и стоком тепла, повышенные требования к надежности и рабочему ресурсу, ограничения по массе и габаритпым размерам. Одним из возможных решений по обеспечению тепловых режимов, удовлетворяющих всем этим требованиям, может быть использование систем терморегулирования на базе теплопередающих устройств с капиллярной прокачкой теплоносителя, в частности, контурных тепловых труб (КТТ).

В настоящее время КТТ успешно используются в системах терморегулирования космических аппаратов, для охлаждения теплонапряженных компонентов электронных приборов и компьютерной техники, при утилизации низкопотенциального тепла, а также для других целей, связанных с передачей тепла, охлаждением и нагревом различных технических объектов.

Существующие на данный момент математические модели тепло-переноса в КТТ и инженерные методики расчета рабочей температуры разработаны только для режима работы, когда в полости присутствует

паровая фаза. Фактически остался без рассмотрения и не исследовался режим работы КТТ с заполненной компенсационной полостью. Такой односторонний подход является серьезным недостатком, снижающим ценность существующих методик и сужающим область их использования. Кроме того, на основании имеющихся публикаций, можно сделать вывод о том, что проблема снижения термического сопротивления КТТ является одной из наиболее актуальных проблем, стоящих перед разработчиками КТТ на сегодняшний день. В тоже время, её успешному решению во многих случаях препятствует недостаточная степень теоретического исследования этого вопроса, а также отсутствие методик расчета термического сопротивления КТТ.

Возрастающие требования к функциональным возможностям КТТ диктуют необходимость активного продолжения их исследований, целью которых является, прежде всего, более детальное изучение физических процессов, происходящих в этих устройствах. Это позволит определить степень влияния различных факторов и параметров на основные теплопередающие характеристики КТТ, выявить дополнительные пути и новые способы для более эффективной работы теплопередающего устройства.

Цель работы. Целью работы является развитие модельных представлений об основных физических процессах, происходящих в контурных тепловых трубах; объяснение на их основе особенностей поведения рабочих характеристик КТТ, выявленных экспериментально; разработка методов расчета рабочей температуры пара и термического сопротивления при различных режимах работы КТТ, необходимых для решения задач инженерного проектирования теплопередающих устройств с требуемыми рабочими характеристиками.

Научная новизна.

• На основании классификации режимов работы КТТ по критерию

наличия или отсутствия паровой фазы теплоносителя в компенсационной полости предложена новая редакция формулировки второго условия работоспособности КТТ.

• Разработана математическая модель, позволяющая определять зависимость рабочей температуры контурной тепловой трубы от передаваемой тепловой мощности для режима работы с заполненной компенсационной полостью.

• Разработаны методики расчета термического сопротивления КТТ для основных режимов работы КТТ.

• Предложены обобщающие комплексы, объединяющие геометрические параметры транспортных участков КТТ и комплексы теплофизических характеристик теплоносителя, позволяющие анализировать вклад каждого из них в формирование рабочей температуры пара, а также степень их влияния на величину термического сопротивления КТТ.

Практическая значимость работы. Результаты работы были использованы в расчетах при проектировании контурных тепловых труб и систем терморегулирования на их основе. Полученные результаты позволяют предложить новые подходы и решения при создании усовершенствованных конструкций КТТ, обладающих улучшенными рабочими характеристиками. Указана граница области применимости существующей методики расчета рабочей температуры КТТ и предложена новая методика, учитывающая два основных режима работы КТТ. Результаты работы используются при разработке и расчете КТТ, а также для оптимизации параметров элементов конструкции теплопередающего устройства.

Достоверность и обоснованность результатов работы обеспечиваются: большим объемом проведенных исследований, хорошей согласованностью результатов расчета с результатами экспериментальных исследований.

Основные положения, представляемые к защите:

• Классификация режимов работы КТТ по наличию или отсутствию границы раздела пар-жидкость в компенсационной полости.

• Аналитическая зависимость рабочей температуры КТТ от передаваемой тепловой нагрузки при отсутствии границы раздела пар-жидкость в компенсационной полости.

• Методика расчета полного термического сопротивления КТТ.

• Методика расчета зоны испарения КТТ с оптимальными геометрическими параметрами, при которых достигается снижение термического сопротивления испарителя.

• Выводы и рекомендации, позволяющие снизить рабочую температуру КТТ относительно температуры приемника тепла.

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

23-я международная конференция по проблемам жизнеобеспечения (Колорадо-Спрингс, США, 1993); 11-ая международная конференция по тепловым трубам (1999, Токио); 12-ая международная конференция по тепловым трубам (2002, Москва); 3-я Российская Национальная конференция по теплообмену (Москва, 2002); 30-я международная конференция по проблемам жизнеобеспечения (Тулуза, Франция, 2003); научный семинар ИТФ УрО РАН (2003, Екатеринбург); 6-ой Минский международный семинар "Тепловые трубы, тепловые насосы, холодильники" (Минск, 2005).

Основное содержание опубликовано в 14 научных работах, при выполнении работы получен патент на изобретение и патент на полезную модель.

Публикации. Основные положения и результаты работы изложены в 14 научных статьях, опубликованных в российских и зарубежных изданиях, а также трудах конференций. Список работ приводится в конце реферата.

Структура и объем работы. Диссертация состоит из введения, четырех глав, заключения и списка литературы (100 источников). Объем работы 114 страниц. Основной текст (102 страницы) содержит 33 рисунка и 4 таблицы.

Краткое содержание работы.

Во введении обосновывается актуальность исследований, направленных на разработку и создание КТТ, а так же теплопередающих систем на их основе, отмечена прикладная значимость темы, сформулированы цели и задачи работы, а также охарактеризована структура диссертационной работа.

В первой главе приводится обзор научно-технической литературы, рассмотрены тенденции развития данного типа теплопередающих устройств, приведены краткие сведения о принципах работы КТТ, излагаются основные положения, лежащие в основе теории функционирования КТТ, определяемые как условия работоспособности КТТ. Первое условие работоспособности связывает капиллярное давление АРС, создаваемое менисками фитиля и суммарное падение давления на всех транспортных участках КТТ, по которым движется теплоноситель:

лрс>£ДР . (1)

Второе условие связывает перепад температуры насыщенного пара на поверхности парообразования Т^ и в компенсационной полости Тусс с

7

перепадом давления на внешних относительно фитиля транспортных участках ДРСХ,:

Согласно третьему условию, объем компенсационной полости Усс должен быть таким, чтобы при запуске КТТ жидкость из паропровода и конденсатора могла быть вытеснена в компенсационную полость:

На основе анализа экспериментальных данных отмечено, что на рабочую температуру КТТ Т^ существенное влияние оказывает степень заполнения компенсационной полости. По этой причине, степень заполнения следует рассматривать в качестве одного из основных факторов, которые оказывают определяющее действие на теплотранспортные характеристики КТТ. Кроме этого, делается вывод о том, что существуют два основных режима работы КТТ, различаемые по наличию или отсутствию границы раздела пар-жидкость в компенсационной полости. В первом случае компенсационная полость частично заполнена жидкостью, а остальную часть занимает пар. Во втором случае паровая фаза отсутствует, и полость целиком заполнена жидкостью. Одним из примеров такой ситуации является функционирование КТТ при ориентации, когда конденсатор расположен выше испарителя, и жидкость, стекая под действием силы тяжести из конденсатора, заполняет компенсационную полость. Аналогичная ситуация может иметь место и при других ориентациях КТТ, например, во время работы устройства при высоких тепловых нагрузках. Недостатком прежней формулировки второго условия работоспособности (2) является то, что это условие не описывает режим работы КТТ с заполненной компенсационной полостью.

На основе обобщения литературных данных и анализа состояния существующих теоретических разработок в области КТТ сформулированы

ДР

<1Р

(2)

СС •

(3)

основные направления исследования в рамках данной диссертационной работы.

Во второй главе рассмотрен режим работы контурной тепловой трубы при отсутствии границы раздела пар-жидкость в компенсационной полости. На основе баланса давлений в КТТ, как некой замкнутой системе, осуществляющей передачу тепла посредством циркуляции теплоносителя, и имеющей две границы раздела пар-жидкость, записывается уравнение:

Р(Т;)-Р(Т^) = ДР(4) которое связывает давление насыщенного пара в зоне испарения и давление насыщенного пара в зоне конденсации с соответствующим перепадом давления на транспортных участках, по которым движется пар из испарителя в конденсатор ЛР^-сопа. Используя (4), можно сформулировать второе условие работоспособности для режима работы КТТ с заполненной компенсационной полостью:

с1Р

CTV -Tv 1

v ev cond '

= . (5)

т

Поскольку T^nd = f(Q ioad) и AP^-ooad = f(Q load), то с помощью уравнения (5), можно рассчитывать рабочую температуру пара Tvev в зависимости от подводимой тепловой нагрузки Qioad

На рисунке 1 представлены экспериментальная и расчетная зависимости рабочей температуры пара Tvev от передаваемой тепловой нагрузки Qioad для аммиачной КТТ, работающей при вертикальной ориентации, когда конденсатор расположен над испарителем. Расчет проводился по методике, используемой для режима работы с заполненной компенсационной полостью. Наблюдается хорошее согласие результатов расчета и эксперимента. Незначительное превышение расчетных значений можно объяснить тем, что во время проведения эксперимента некоторая часть тепла рассеивалась в окружающую среду. Данное обстоятельство хотя и было учтено в расчетах, но, по-видимому, не в полной мере из-за

60 50 40 30 20

теплоноситель - аммиак, длина КТТ - 500 мм, диаметр испарителя - 10мм

0

25

50

75 100 125 150 175 200 Qload, Вт

Рис. 1. Зависимость температуры пара Tvev от тепловой нагрузки Qioad при вертикальной ориентации КТТ, конденсатор расположен над испарителем ■ - эксперимент; — - расчет.

чрезвычайно сложной конфигурации устройства и его наружной

поверхности, которая задействована во внешнем теплообмене.

На основе предложенной теории можно объяснить характерное для

данного режима поведение рабочей кривой, которое выражено практически

линейной зависимостью температуры пара от тепловой нагрузки Tvev =

f(Qioad)- Полученная в аналитической форме эта зависимость имеет вид:

т; = T!mk + (R^ + £(Fn, ■ W,)) • Qload , (6)

i

где W, - комплексы, учитывающие геометрические параметры транспортных участков, по которым движется пар из зоны испарения в зону конденсации, а Fn, - комплексы, учитывающие теплофизические параметры теплоносителя.

Для расчета полного термического сопротивления КТТ Rtotai предложено следующее выражение:

Rtotai +®-4Pv +R«md_z , (7)

включающее в себя сопротивления трех характерных участков КТТ, а именно: сопротивление испарителя Rev, сопротивление транспортного участка RAp„ по которому движется пар из зоны испарения в зону

конденсации, а также сопротивление конденсатора 7. На базе уравнений (6) - (7) построена методика конструкторского расчета КТТ, оптимизация отдельных конструктивных элементов, а также выбор теплоносителя с целью улучшения теплотрапспортных характеристик КТТ.

Как показали проведенные исследования, величина термического сопротивления Лд^, а следовательно и её вклад в полное сопротивление КТТ Лют! в значительной мере зависит от жидкости, используемой в качестве теплоносителя. Поскольку в большинстве случаев поток пара в КТТ является ламинарным, несжимаемым и с пренебрежимо малыми динамическими эффектами, то в этом случае критерием для оценки качества теплоносителя может служить Рп-комплекс:

Му с1Т

Рп =

(8)

ру-ь„ ар

В качестве наиболее перспективных теплоносителей следует рассматривать те жидкости, которые обладают низкими значениями Рп-комплекса. На рис. 2 представлены зависимости Рп-комплекса от температуры для рабочих жидкостей, которые наиболее часто используются в низкотемпературных КТТ. Согласно этим графикам Рп = ^Т) в диапазоне температур от 0°С до 70°С наилучшим теплоносителем с этой точки зрения является аммиак. Справедливость данного утверждения была проверена экспериментально. Для этих целей была испытана КТТ с двумя разными теплоносителями. В качестве рабочих жидкостей использовались аммиак и ацетон. Испытания поводились при одних и тех же внешних условиях, при вертикальной ориентации КТТ, конденсатор находился над испарителем. Результаты экспериментов показаны на рис. 3. Видно, что термическое сопротивление аммиачной КТТ значительно ниже сопротивления ацетоновой КТТ во всем диапазоне тепловых нагрузок. Таким образом, теплофизические параметры теплоносителей, представленные Рп-комплексами, следует

О 10 20 30 40 50 60 70 Т,°С

Рис. 2. Зависимость Рп-комилекса от температуры для различных теплоносителей. 1 - вода; 2 - метанол; 3 - ацетон; 4 - аммиак.

рассматривать в качестве основного фактора, определяющего теплотранспортные характеристики КТТ.

Яго1аЬ °С/Вт

1.5 1.0

0.5

О 50 100 150 200 СЬ>а<1,Вт

Рис 3. Зависимость полного термического сопротивления от (

тепловой нагрузки (З^ для КТТ с разными теплоносителями.

■ - ацетон, ♦ - аммиак.

Что касается водяных КТТ, имеющих согласно рис. 2 самые низкие в указанном рабочем диапазоне температур показатели Рп-комплекса, то с целью снижения их термического сопротивления большое внимание на этапе конструирования следует уделять выбору геометрических размеров транспорных участков. Достаточно слабые показатели Рп-комплекса для воды в некоторой степени можно компенсировать, например, за счет комллекса, подобрав по-возможности размеры транспорных участков так, чтобы величина

V = (9)

имела более низкое значение. Данное утверждение было проверено

экспериментально. Зависимость W-кoмплeкca от параметра гУ1 достаточно

-4

сильная, поскольку WVl ~ гу] . Принимая это во внимание, были изготовлены две одинаковые контурные тепловые трубы. На рис. 4.

И-юа!* К/Вт

Рис. 4. Зависимость термического сопротивления КТТ от подводимой тепловой нагрузки (З^ для контурных тепловых труб с различными диаметрами паропроводов. КТТ №1 с внутренним диаметром паропровода 1.5 мм, - КТТ №2 с внутренним диаметром паропровода 2.0 мм.

представлены экспериментальные зависимости Rtotal от подводимой тепловой нагрузки Qioad для двух подобных контурных тепловых труб заправленных водой и работающих при горизонтальной ориентации: <р=0°. Единственным отличительным параметром был диаметр их паропроводов. У КТТ №1 он составлял dext/ dmt= 2.0 мм /1.5 мм, а для КТТ №2 dext/ dmt=2.5 мм / 2.0 мм. Из графиков видно, что незначительное, всего лишь на 0.5 мм увеличение диаметра паропровода в значительной мере и положительным образом отразилось на величине термического сопротивления КТТ. Разница AR= Rltota) - R2totai составила от 0.125 до 0.37 К/Вт для различных величин тепловой нагрузки Qioad.

В третьей главе проводится анализ факторов, определяющих формирование рабочей температуры КТТ в режиме работы устройства при наличии границы раздела фаз в компенсационной полости. Для данного случая баланс давлений записывается в следующем виде:

pfr;j-pfr;j = APcxl) (10)

а выражение для температуры пара Tvev, согласно второму условию работоспособности (2), имеет вид:

Tv = Tv + ДР •—

(И)

При этом режиме работы на формирование температуры пара значительное влияние оказывает температура на границе раздела пар-жидкость в компенсационной полости Т*«, величина которой устанавливается в зависимости от количества тепла, проникающего в полость, а также от того, где расположена граница раздела пар-жидкость. Расположение границы в свою очередь зависит от количества жидкости в компенсационной полости, а также от ориентации КТТ. Баланс тепловых потоков в компенсационной полости записывается следующим образом:

<^+<^+<^+<2«=°, 02)

где ОнЧ - количество тепла, поступающего с холодной жидкостью из конденсатопровода, (2„,1ск и - тепловые потоки через фитиль и по корпусу испарителя соответственно, рсс - учитывает теплообмен компенсационной полости с окружающей средой.

Получено выражение для термического сопротивления КТТ, функционирующей при наличии границы раздела пар-жидкость в компенсационной полости:

К-йа =Кеу +К-ДРУ +Ксош1_2 + К-др, +кт • (13)

Сравнивая уравнения (7) и (13), можно сделать вывод о том, что при одной и той же тепловой нагрузке, КТТ, работающая в режиме с незаполненной компенсационной полостью, будет иметь более высокие значения термического сопротивления, чем КТТ, функционирующая с заполненной полостью. Увеличение сопротивления К,М01 происходит за счет вклада двух дополнительных сопротивлений. Одно, из которых - Ядв, обусловлено перепадом давления на жидкостном участке циркуляционного контура между конденсатором и компенсационной полостью:

АРе + АР,1, dT АР= О,__ dp

(14)

другое слагаемое Rj, это - термическая составляющая полного сопротивления:

-у V _ fV

R сс cond

т-—~ , (15)

Vload

где TVcc - температура пара в КП, Tvcond - температура, которую имеет конденсирующийся пар в конденсаторе, при работе КТТ в режиме с заполненной компенсационной полостью.

Сопоставляя два режима работы, следует отметить, что рабочая температура пара и термическое сопротивление КТТ при режиме работы с заполненной компенсационной полостью имеют меньшие значения, по сравнению с теми, которые имеет КТТ, функционирующая при наличии

паровой фазы в полости. Для того, чтобы улучшить рабочие характеристики устройства, работающего с незаполненной полостью, а именно, добиться снижения Tvev и 11ю,а;, необходимо предпринимать дополнительные меры. Они должны быть направлены в первую очередь на снижение паразитных перетечек тепла в компенсационную полость, как через фитиль, так и по корпусу испарителя. Это позволит снизить температуру пара в полости Тусс, а, следовательно, и рабочую температуру пара TVev

Четвертая глава посвящена проблеме снижения термического сопротивления испарителя Rev. Для этого были рассмотрены процессы тепло-массопереноса в зоне испарения контурной тепловой трубы. Сопротивление R^v включает в себя сопротивления следующих участков:

Rev ~ RwalJ +Rf +RWck +Ryc > (16)

где Rwau - сопротивление стенки испарителя, R^« - контактное термическое сопротивление между стенкой испарителя и фитилем, Rf - сопротивление фазового перехода, Rwlck - сопротивление теплового испаряющего слоя фитиля, Rvc - сопротивление пароотводных каналов, обусловленное тем, что для выхода пара из испарителя по этим каналам необходимо иметь избыточное давление ДРУС, которому по линии насыщения соответствует перепад температур ATVC.

Последние два слагаемых уравнения (16) записываются следующим образом:

g

¿г , (17)

¿■кеf-S>q

R«=0.5.CVF„.——L—r, (18)

N»c -(ЬУС -5VC)

где S*q = (71 • <U_int - Nvc • bvc) • lq . (19)

Из (17) - (19) видно, что для того, чтобы обеспечить наименьший взаимный вклад Rw,c)l и Rvc в величину R^v необходимо решить задачу по нахождению оптимального соотношения количества каналов Nvc и размеров их

поперечного сечения (Ьтс - ширина канала, 5УС - глубина канала). При решении этой задачи были получены выражения, позволяющие выбрать параметры зоны испарения, удовлетворяющие требованию их минимизации:

Первое из них означает, что на долю пароотводных каналов должно приходиться 50% внешней поверхности фитиля. Экспериментальными исследованиями было подтверждено, что КТТ, имеющие геометрические размеры зоны испарения близкие к оптимальным, действительно обладали наилучшими показателями рабочих характеристик, т.е. имели более низкую температуру пара и меньшие значения термического сопротивления. Для этого были изготовлены и испытаны три подобные по конструкции и размерам КТТ, отличительным параметром, которых было количество пароотводных каналов Мус. Удельная поверхность фитиля, приходящаяся на

К«, К/Вт ---,------,-,-,-

(20)

(21)

0.22

Ч

ч

0.18

ч

0.06

0.14

0.10

0.02

0 10 20 30 40 50 60 70 80 90 100 110 Qioad, Вт

Рис. 5. Влияние количества пароотводных каналов Nvc на величину термического сопротивления испарителя R^ при изменении тепловой нагрузки Qload.

---NV(; = 8; ......... Nvc =10; -Nvc = 12;

каналы составляла соответственно: 0.23 (ЫУ(;= 8), 0.29 (Мус = Ю) и 0.35 (Ыус = 12). Размер поперечного сечения каналов во всех случаях был 0.5 мм х 0.5 мм. Из рисунка 5 видно, что хотя рекомендуемое значение удельной поверхности, определяемое формулой (20) и равное 0.5, практически не было реализовано по причине технической сложности изготовления зоны испарения с ещё большим, чем 12, количеством каналов, тем не менее, тенденция снижения сопротивления при приближении удельной поверхности к оптимальной величине отчетливо прослеживается на графике.

Оптимальное соотношение между размерами пароотводных каналов рассчитывается по формуле (21). В тоже время согласно (21) теилофизические характеристики рабочей жидкости, представленные в выражении Рп-комплексом, должны оказывать влияние на оптимальное соотношение между размерами сторон пароотводного канала. Более того, поскольку Рп-комплекс, зависит от температуры (см. рис. 2), то по этой причине расчетное значение бус также является функцией температуры, т.е бус

= ЦТ).

Для того чтобы оценить влияние размеров пароотводных каналов теплотранспортные характеристики КТТ были проведены экспериментальные исследования двух идентичных медь-водяных КТТ с цилиндрическими испарителями, диаметр которых равнялся ёеу = 6 мм, а толщина стенки испарителя - 0.25 мм. Длина активной зоны 1ч составляла 30 мм. На вешней поверхности фитиля в обоих случаях было размещено по 10 пароотводных каналов, их ширина составляла 0.5 мм. Единственным отличительным параметром исследуемых КТТ была глубина их пароотводных каналов 8УС. В первом случае она составляла 0.5 мм, а во втором - 1.0 мм. На рис. 6 представлены результаты исследования. За счет двукратного увеличения глубины пароотводных каналов удалось достичь снижения сопротивления зоны испарения, и, соответственно, сопротивления устройства в целом Л^а! Наибольший эффект снижения Я был достигнут в области низких тепловых

нагрузок. Оптимальное значение 8.,- согласно формуле (21) для водяной КТТ при заданной ширине Ьус = 0.5 мм составляет от 2.0 мм при Т = 30°С до 0.5 мм при Т = 60°С. Этот пример демонстрирует, что рекомендуемое значение 5УС может сильно варьироваться в зависимости от Т. Поэтому, при проектировании зоны испарения КТТ, обладающей минимальным термическим сопротивлением следует придерживаться следующих рекомендаций. При выборе размера 8ТС необходимо ориентироваться на нижний температурный уровень КТТ, определяемый условиями технического задания.

Я, К/Вт

4.0 3.5

3.0 2.5 2.0 1.5 1.0 0.5 0

0 10 20 30 40 50 60 70 80 90 100 О«-, Вт

Рис.6. Влияние 8„с на величину полного термического сопротивления при различных тепловых нагрузках О^.

---5ус=0.5мм; - 5ус=1-0мм.

Заключение

Основные результаты диссертационной работы кратко можно сформулировать следующим образом:

1. На основании анализа экспериментальных результатов было выявлено, что существует два основных режима работы КТТ:

- режим работы при наличии границы раздела пар-жидкость в компенсационной полости;

- режим работы при отсутствии границы раздела пар-жидкость в компенсационной полости.

2. Сформулированы условия работоспособности КТТ для режима работы с заполненной компенсационной полостью. Путем теоретического анализа найдена зависимость рабочей температуры пара от передаваемой тепловой нагрузки. Получено уравнение, связывающее температуру пара с температурой приемника тепла. Результаты расчета температуры пара хорошо согласуются с экспериментальными данными.

3. На основании модельных представлений и анализа полученного выражения для температуры пара сделано заключение, что при полном заполнении компенсационной полости перетечки тепла в компенсационную полость не оказывают влияния на формирование температурного уровня КТТ, в отличие от режима работы при котором в компенсационной полости имеется граница раздела пар-жидкость.

4. Предложена методика расчета полного термического сопротивления КТТ. Дано аналитическое обоснование необходимости учета термического сопротивления транспортных участков устройства. В особенности это касается тех случаев, когда в качестве теплоносителей используются жидкости с низкими значениями Рп-комплекса. С учетом этого предложены способы для снижения термического сопротивления транспортных участков. Экспериментальная проверка на медь-водяных контурных тепловых трубах подтвердила эффективность этих способов.

5. Разработан метод оптимизации геометрических параметров зоны испарения КТТ. Критерием оптимизации является минимальная величина термического сопротивления зоны испарения. Данный метод

был использован при разработке и создании КТТ с улучшенными теплотранспортными характеристиками. Экспериментальные исследования показали, что испарители контурных тепловых труб, имеющие геометрические параметры зоны испарения близкие к параметрам, рассчитанным по разработанной методике их оптимизации, действительно имели более высокие теплотранспортные характеристики.

Основные результаты диссертации опубликованы в работах:

1. Maidanik Yu.F., Fershtater Yu.G., Pastukhov V.G, Chernysheva M.A. Experimental and theoretical investigation of startup regimes of two- phase capillary pumped loops // Proceedings of 23rd International Conference on Environmental Systems, Colorado Springs, USA, 1993, Pap. 932305.

2. Вершинин C.B., Майданик Ю.Ф., М.А.Чернышева M.A. Теплообмен при парообразовании в бипористом фитиле контурной тепловой трубы // Труды II Российской национальной конференции по теплообмену, М., 1998. Т.4, С. 283-286.

3. Pastukhov V.G., Maidanik Yu.F., Chernysheva M.A. Development and investigations of miniature loop heat pipe // Proceedings of the 29th International Conference on Environmental Systems, Danver, 1999, USA, Pap. N 1199-011983.

4. Chernysheva M.A., Maidanik Yu.F. Vershinin S.V. Heat exchange in the evaporator of a loop heat pipe with a biporous capillary structure // Proceedings of the 11th International Heat Pipe Conference, Japan, Tokyo, 1999, P.348-354.

5. Чернышева M.A, Майданик Ю.Ф., Вершинин C.B. Модель теплообмена при парообразовании, адаптированная для бипористой капиллярной структуры // Метастабильные состояния и фазовые переходы. Сб. научных трудов. Вып.З. Екатеринбург: УрО РАН, ИТФ, 1999. С. 123-135.

6. Maidanik Yu.F., Vershinin S.V., M.A. Chernysheva. Development and tests of miniature loop heat pipe with a flat evaporator // Proceedings of the 30й International Conference on Environmental Systems, Toulouse, France, 2000, Pap. №2000-01-2491.

7. Maidanik Yu.F., Chernysheva M.A., Vershinin S.V. Development and tests of miniature loop heat pipe with a flat evaporator // SAE-2000 Transactions -Journal of Aerospace. Pap.2000-01-2491. 2000.

8. Патент РФ № 2170401 МКИ 6 F28 D15/06. Майданик Ю.Ф., Вершинин С.В., Чернышева М.А. Испарительная камера контурной тепловой трубы. БИ№ 19,2001.

9. Майданик Ю.Ф., Чернышева М.А. Устройство для обогрева. Патент на полезную модель №7182, Б №7,1999.

10. Maidanik Yu.F., Vershinin S.V., Pastukhov V.G., Chernysheva М.Л., Sudakov R.G. Generalization of the experience of development and tests of miniature LHPs with cylindrical and a flat evaporator // Proceedings Two-Phase Technology'01 International Workshop, El Segundo, USA, 2001.

11. Chernysheva M.A., Vershinin S.V., Maidanik Yu.F. Development and test results of loop heat pipes with a flat evaporator. Proceedings of the 12th International Heat Pipe Conference, Russia, 2002. P. 134-138.

12. Вершинин C.B., Майданик Ю.Ф., Чернышева M.A. Гистерезисные явления при парообразовании в контурной тепловой трубе // Труды III Российской национальной конференции по теплообмену, М., 2002. Т.4. С. 245-248.

13. Maydanik Yu.F., Pastukhov V.G., Chernysheva M.A., Delil A. Development and test results of a multi-evaporator-condenser loop heat pipe // Abstract Book of the Space Technology and Applications International Forum, STAEF, 2002, h. 41, USA, 2003.

14. Chernysheva M.A., Maydanik Yu.F., Ochterbeck J.M. Numerical investigation of transient process in a cylindrical loop heat pipe evaporator during startup //

International Two-Phase Thermal Control, Technology Workshop 2003, Netherlands. 2003.

15. Чернышева M.A., Майданик Ю.Ф. Влияние контактного термического сопротивления на процесс теплопереноса в испарителе контурной тепловой трубы // Метастабильные состояния и фазовые переходы. Сб. научн. Трудов. Вып.7. Екатеринбург, УрО РАН, 2004. С. 222-231.

16. Chernysheva М.А., Maydanik Yu.F. Operating temperature of loop heat pipe // Proceedings of the 6th Minsk International Seminar "Heat Pipes, Heat Pumps, Refrigerators", Belarus, Minsk, 2005. P.122-128.

ОСНОВНЫЕ ОБОЗНАЧЕНИЯ

Tvev - температура пара в зоне парообразования (°С), ТУС0П1) - температура пара в конденсаторе (°С), Т¥сс - температура пара в компенсационной полости (°С), Т,,„к -температура приемника тепла (°С), Р - давление (Па), dP/dT - производная давления по температуре па линии насыщения (Па/К), г - радиус (м), R - термическое сопротивление (К/Вт), S q - внешняя поверхность фитиля, контактирующая с корпусом испарителя (ч2). X - теплопроводность (Вт/м-К), Ха - эффективная теплопроводность фитиля (Вт/м-К), С,-коэффидиент формы канала, Q - тепловой поток (Вт), Qw - тепловой поток подводимый к испарителю (Вт), q - плотность теплового потока (Вт/шг), dWICi<_0Ut - внешний диаметр фитиля (м), 1 - длина, lq - длина активной зоны (м), ц - вязкость (Пас), р - плотность (кг/м3), Nvc - количество пароотводных каналов, bvc - ширина пароотводного канала (м), 5vc - глубина пароотводного канала (м), W, - комплексы, учитывающие геометрические параметры транспортного участка, Fn, - комплексы, учитывающие теплофизические параметры теплоносителя, APg - гидростатическое давление. АРц - потери давления в конденсаюпроводе, APvCv_cond - падение давления при движе1ши пара из испарителя в конденсатор. Индексы

с - капиллярный, сс - компенсационная полость, cond - конденсатор, ev - испаритель, ext - внешний, int - внутренний, f - фазовый переход, 1 - жидкость, out - внешний, v - нар, vi - паропровод, vc - пароотводные каналы, wick - капиллярная структура, wall -корпус испарителя.

Отпечатано в типографии ООО «Издательство УМЦ УПИ» 620002, г. Екатеринбург, ул. Мира, 17, С-134. Заказ Тираж Ц-Q экз.

¿OQgfl

»-2487

Введение

Глава 1. Основные режимы работы контурной тепловой трубы. ¡

1.1 Обзор литературы. ¡

1.2 Принцип работы КТТ как теплопередающего устройства ]

1.3 Влияние степени заполнения компенсационной полости на рабочую температуру пара.

1.4 Термическое сопротивление КТТ.

1.5 Выводы и постановка задачи исследования.

Глава 2. Режим работы КТТ при отсутствии границы раздела паржидкость в компенсационной полости.

2.1 Формирование рабочей температуры КТТ при заполненной компенсационной полости

2.1.1 Условие работоспособности КТТ, работающей с заполненной компенсационной полостью.

2.1.2 Потери давления при движении пара.

2.1.3 Тепловая модель КТТ с заполненной компенсационной полостью.

2.2 Термическое сопротивление КТТ с заполненной компенсационной полостью.

Глава 3. Режим работы КТТ при наличии границы раздела паржидкость в компенсационной полости.

1 Формирование рабочей температуры КТТ при наличии паровой фазы в компенсационной полости.

3.1.1 Условие работоспособности КТТ при наличии паровой фазы в компенсационной полости

3.1.2 Температура пара в компенсационной полости

3.1.3 Перепад давления на внешних относительно капиллярной структуры транспортных участках КТТ.

3.1.4 Особенности методики расчета рабочей температуры пара при ориентациях КТТ ф > 0°.

3.2 Термическое сопротивление КТТ в режиме работы с частично заполненной компенсационной полостью.

Глава 4. Оптимизация зоны испарения контурной тепловой трубы.

4.1 Испаритель контурной тепловой трубы.

4.2 Влияние организации зоны испарения на температурные характеристики теплопередающего устройства.

4.3 Оптимизация зоны испарения КТТ.

В настоящее время всё большую актуальность приобретают научно-технические задачи, связанные с тепловым регулированием различных технических объектов. Выделение избыточного тепла является одним из наиболее характерных и распространенных процессов, который сопровождает работу различных технических объектов. В большинстве случаев это тепло является "вредным", поскольку приводит к нарушению тепловых режимов, и его необходимо отводить. В других случаях, наоборот, тепло необходимо подводить к объекту для обеспечения его работоспособности. Причем подобного рода научно-технические задачи приобретают экстремально сложный характер, когда они сопряжены с жесткими условиями эксплуатации объектов. Среди них можно назвать следующие: малая разность температур между источником и стоком тепла, повышенные требования к надежности и рабочему ресурсу, ограничения по массе и габаритным размерам. В таких ситуациях одним из возможных решений по обеспечению тепловых режимов, удовлетворяющим всем этим требованиям, может быть использование систем терморегулирования на базе теплопередающих устройств с капиллярной прокачкой теплоносителя, в частности, контурных тепловых труб (КТТ).

КТТ являются теплопередающим устройством, работающим по замкнутому испарительно-конденсационному циклу с использованием капиллярного давления для прокачки теплоносителя. Устройства обладают высокой эффективной теплопроводностью, не содержат механически подвижных элементов, не потребляют дополнительной энергии на прокачку теплоносителя, имеют хорошие массо-габаритные характеристики и большой рабочий ресурс. В отличие от обычных тепловых труб КТТ значительно менее чувствительны к изменению ориентации в гравитационном поле, имеют существенно более высокую теплопередающую способность и адаптируемость к различным условиям эксплуатации [1].

Одним из основных достоинств, вытекающим из физической концепции функционирования КТТ, является способность устройства к авторегулированию. Оно выражается в том, что устройство может автономно, без дополнительного управления извне, регулировать интенсивность внутренних процессов тепломассопереноса, подстраиваясь, таким образом, к изменяющимся внешним условиям. Свойство авторегулирования позволяет обеспечивать работоспособность теплопередающего устройства при изменении в достаточно широких пределах различного рода внешних условий. Среди них в первую очередь следует отметить те, которые оказывают наиболее сильное воздействие на работу КТТ и на её теплотранспортные характеристики, это - тепловая нагрузка, подводимая к испарителю, температура окружающей среды, условия охлаждения конденсатора, а также изменение ориентации устройства.

КТТ успешно используются в системах терморегулирования космических аппаратов. Имеется также хорошая перспектива использования КТТ во многих других областях, в том числе, для охлаждения теплонапряженных компонентов электронных приборов и компьютерной техники, утилизации низкопотенциального тепла, а также для других целей, связанных с передачей тепла, охлаждением и нагревом различных объектов [2, 3].

Возрастающие требования к функциональным возможностям КТТ диктует необходимость активного продолжения их исследований, целью которых является, прежде всего, более детальное изучение процессов внутреннего тепломассопереноса. Это позволит определить степень влияния различных факторов и параметров на основные теплопередающие характеристики этих устройств и выявит дополнительные пути для более полной реализации их потенциальных возможностей. Кроме того, как показывает практика, существует также потребность и в разработке альтернативных вариантов конструкций КТТ.

Вместе с тем, несмотря на кажущуюся простоту конструкции КТТ и известные физические принципы, лежащие в основе функционирования теплопередающего устройства, исследования осложняются тем, что процессы, протекающие на различных характерных участках КТТ, находятся под взаимным влиянием и обладают зависимостью друг от друга. Так, в контурных тепловых трубах имеет место взаимосвязанность совместно протекающих гидродинамических и тепловых процессов.

Одним из важнейших параметров, характеризующих рабочее состояние КТТ, является температура пара Туеу, которую обычно называют рабочей температурой. Другой важной характеристикой является термическое сопротивление устройства Я, определяемое как отношение перепада температур между зоной подвода тепла и зоной отвода тепла к передаваемой тепловой мощности. В настоящее время значительный научный и практический интерес представляют исследования, направленные на моделирование процессов тепломассопереноса в КТТ, а также разработку методов расчета основных рабочих характеристик КТТ, что в конечном итоге позволит создавать более эффективные теплопередающие устройства с требуемыми теплотранспортными характеристиками.

Существующие на данный момент математические модели теплопереноса в КТТ и инженерные методики расчета рабочих характеристик разработаны только для режима работы, когда в полости имеется паровая фаза. Фактически остался без рассмотрения и не исследовался другой режим. Такой односторонний подход является серьезным недостатком, снижающим ценность существующих методик и сужающим область их использования. По этой же причине оказываются выпущенными из виду потенциально существующие, но пока неиспользуемые методы и способы, позволяющие значительно улучшить теплотранспортные характеристики КТТ, функционирующей в режиме с заполненной полостью.

Кроме того, на основании имеющихся публикаций, можно сделать вывод о том, что проблема снижения термического сопротивления КТТ является одной из наиболее актуальных проблем, стоящих перед разработчиками КТТ на сегодняшний день. В тоже время, её успешному решению во многих случаях препятствует недостаточная степень теоретического исследования этого вопроса, а также отсутствие методик расчета термического сопротивления КТТ.

Целью работы является развитие модельных представлений основных физических процессов, имеющих место в контурных тепловых трубах; объяснение на их основе особенностей в поведении рабочих характеристик КТТ, выявленных экспериментально; разработка методов расчета для решения задач инженерного проектирования теплопередающего устройства с требуемыми рабочими характеристиками при различных режимах работы КТТ.

Апробация работы. Основные результаты проведенных исследований докладывались на 23-ой международной конференции по проблемам жизнеобеспечения (Колорадо-Спрингс, США, 1993), на 11-ой международной конференции по тепловым трубам (1999, Токио), на 12-ой международной конференции по тепловым трубам (2002, Москва), на 3-ей Российской Национальной конференции по теплообмену (Москва, 2002), на 30-ой международной конференции по проблемам жизнеобеспечения (Тулуза, Франция, 2003), на научном семинаре ИТФ УрО РАН (2003, Екатеринбург), на 6-ом Международном семинаре по тепловым трубам (Минск, 2005). Основное содержание работы изложено в 14 статьях и докладах, при выполнении работы получено авторское свидетельство на изобретение и положительное решение на полезную модель.

Работа состоит из введения, четырех глав и заключения. В первой главе приведены краткие сведения об основных принципах работы контурных тепловых труб, рассмотрены тенденции их развития, излагаются основные положения лежащие в основе теории функционирования КТТ, называемые ещё условиями работоспособности КТТ. На основе анализа экспериментальных данных показано влияние степени заполнения компенсационной полости на поведение рабочих кривых, а также величину температурного уровня устройства. Делается вывод о том, что существуют два основных режима работы КТТ, различаемые по наличию или отсутствию границы раздела пар-жидкость в компенсационной полости. В первом случае компенсационная полость частично заполнена жидкостью, а частично паром. Во втором случае полость полностью залита жидкостью, паровая фаза теплоносителя там отсутствует. Типичным примером такой ситуации является работа КТТ при ориентации, когда конденсатор расположен выше испарителя, и жидкость под действием силы тяжести стекает из конденсатора, целиком заполняя компенсационную полость. Хотя межу этими двумя режимами нет принципиальных отличий, тем не менее, они не являются идентичными.

На основе обобщения литературных данных и анализа состояния существующих теоретических исследований в области разработок КТТ с улучшенными теплотранспортными характеристиками, сформулированы основные направления исследования в рамках данной диссертационной работы.

Во второй главе рассмотрен режим работы контурной тепловой трубы при отсутствии границы раздела пар-жидкость в компенсационной полости, сформулировано условие работоспособности КТТ для этого режима, предложена аналитическая зависимость температуры пара от передаваемой тепловой нагрузки, изложена методика расчета термического сопротивления КТТ, а также представлен детальный анализ факторов и условий, влияющих на формирование температуры пара в зоне парообразования и на величину термического сопротивления КТТ.

В третьей главе проводится анализ факторов, определяющих формирование рабочей температуры КТТ в режиме работы устройства при наличии границы раздела фаз в компенсационной полости. Показано, что температура пара и термическое сопротивление КТТ находятся в сильной зависимости от температурных условий в компенсационной полости. Сформулированы рекомендации для снижения термического сопротивления КТТ при работе в указанном режиме.

В четвертой главе рассматриваются процессы тепломассопереноса в зоне испарения контурной тепловой трубы. Учтены геометрические особенности и расположение системы пароотводных каналов. Отмечено влияние геометрических параметров пароотводных каналов на величину термического сопротивления зоны парообразования и даны рекомендации по выбору оптимальных параметров. Рассмотрен ряд предположений, подтвержденных результатами экспериментального исследования данного вопроса. Приводятся результаты экспериментальных и расчетных исследований.

Результаты работы используются в расчетах при проектировании контурных тепловых труб и систем охлаждения на их основе.

Работа содержит 114 страниц, 33 рисунка, 4 таблицы. Библиография состоит из 100 наименований.

Работа выполнена в Лаборатории теплопередающих устройств Института теплофизики Уральского отделения Российской академии наук.

Автор выражает глубокую признательность научному руководителю -доктору технических наук Майданику Юрию Фольевичу за постоянное внимание и помощь в выполнении настоящей работы. Автор выражает благодарность сотрудникам Лаборатории теплопередающих устройств, оказавших помощь в работе и проявивших интерес к ней.

Основные результаты диссертационной работы кратко можно сформулировать следующим образом:

1. На основании анализа экспериментальных результатов было выявлено, что существует два основных режима работы КТТ:

- режим работы при существовании границы раздела пар-жидкость в компенсационной полости;

- режим работы при отсутствии границы раздела пар-жидкость в компенсационной полости.

2. Для режима работы с заполненной компенсационной полостью сформулированы условия работоспособности КТТ. Путем теоретического анализа найдена зависимость рабочей температуры пара от передаваемой тепловой нагрузки. Получено уравнение, связывающее температуру пара с температурой приемника тепла. Результаты расчета температуры пара хорошо согласуются с экспериментальными данными.

3. На основании модельных представлений и анализа полученного выражения для температуры пара сделано заключение, что при полном заполнении компенсационной полости перетечки тепла в компенсационную полость не оказывают влияния на формирование температурного уровня КТТ, в отличие от режима работы,при котором в компенсационной полости имеется граница раздела пар-жидкость. Данное предположение подтверждено экспериментально.

4. Предложена методика расчета полного термического сопротивления. Дано аналитическое обоснование в необходимости учета термического сопротивления транспортных участков при расчете полного термического сопротивления КТТ. В особенности это касается тех случаев, когда в качестве теплоносителей используются такие жидкости, как вода, ацетон и метиловый спирт. С учетом этого предложены способы для снижения термического сопротивления транспортных участков. Экспериментальная проверка на медь-водяных контурных тепловых трубах подтвердила эффективность этих способов. Разработан метод оптимизации геометрических параметров зоны испарения КТТ. Критерием оптимизации являлась минимальная величина термического сопротивления зоны испарения. Данный метод был использован при разработке и создании КТТ с улучшенными теплотранспортными характеристиками. Экспериментальные исследования показали, что испарители контурных тепловых труб, имеющие геометрические параметры зоны испарения близкие к параметрам, рассчитанным по разработанной методике их оптимизации, действительно имели более высокие теплотранспортные характеристики.

Заключение

1. Maydanik Yu.F. Loop Heat Pipes // Applied Thermal Engineering, 2005, №25, P.63513657.

2. Maydanik Yu.F. Loop Heat Pipes Development and Application //th

3. Proceeding of the 7 International Heat Pipe Symposium, Korea, 2003, P. 31-47.

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), С.26-31.

5. 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.

6. Ивановский М.Н., Сорокин В.П., Ягодкин И.В. Физический основы тепловых труб. М: Атомиздат, 1980. 160 с.

7. Семена М.Г., Гершуни А.Н., Зарипов В.К. Тепловые трубы с металловолокнистыми капиллярными структурами. К.: Вища шк. Головное изд-во, 1984.-215 с.

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

9. Maidanik Yu.F., Fershtater Yu. G. Theoretical basis and classification of-ik i• '' thloop heat pipes and capillary pumped loops. Proceeding of ^10 International Heat Pipe Conference, Stuttgart, Germany, 1997, X-7.

10. Danchenko Yu.V., Kulakov S.V., Maydanik Yu.F., Savakov D.I. Wiçks of Heat Pipes with Anisotropic Structure// Proc. of the 12th Int. Heat Pipe Conf., Moscow, 2002, P.542-546.

11. Кусков Г.В. Структура, свойства и получение высокопористых материалов для антигравитационных тепловых труб: Дис. .канд. техн. наук. Свердловск. 1986.-181 с.

12. Герасимов Ю.Ф., Майданик Ю.Ф., Кисеев В.М., Долгирев Ю.Е. Некоторые результаты исследования низкотемпературных тепловых труб, работающих против поля тяжести. ИФЖ, 1976, т.ХХХ, №4, С. 581-586.

13. Maydanik Yu.F. Loop Heat Pipes Development and Application // Proc. of the 7th Int. Heat Pipe Symposium, Korea, 2003, P. 31-47.

14. Майданик Ю.Ф. Контурные тепловые трубы высокоэффективные теплопередающие устройства// Инновации, 2003, №5 (62), С. 83-86.

15. Пастухов В.Г., Майданик Ю.Ф., Ферштатер Ю.Г. Исследование рабочих характеристик водяной "антигравитационной" трубы большой длины // Известия АН СССР Энергетика и транспорт. 1987. №4. С.142-146.

16. Майданик Ю.Ф., Ферштатер Ю.Г. О размерах пор капиллярной структуры "антигравитационных" тепловых труб // Теплофизическиесвойства метастабильных систем. Свердловск: УНЦ АН СССР, 1986. С. 68-72.

17. Герасимов Ю.Ф., Майданик Ю.Ф., Щеглов Г.Т. и др. Низкотемпературные тепловые трубы с раздельными каналами для пара и жидкости // ИФЖ, 1975. 28. № 6. С. 957-960.

18. Герасимов Ю.Ф. и др. Исследование рабочих характеристик тепловых труб с раздельными каналами // Сб. Теплофизические исследования -тепловые трубы: теплообмен, гидродинамика, технология. 4.2. Обнинск: ФЭИ, 1980. С. 76-81.

19. Maydanik Yu.F., Pastukhov V.G. Loop heat pipes recent developments, tests and applications, SAE Paper 199-01-2530, 1999.

20. Maydanik Yu.F., Pastukhov V.G. Development and investigation of a long loop heat pipe, International Workshop on Two-Phase Thermal Control Technology, Noordwijk, The Netherlands, 2000.

21. Kiseev V.M., Nouroutdinov V.A., Pogorelov N.P. Analysis of maximal heat transfer capacity of capillary loops // Proceeding of the 9th International Heat Pipe Conference, Albuquerque, USA, 1995.

22. Погорелов Н.П. Тепло и массоперенос в двухфазных теплопередающих системах с капиллярными насосами. Дис. .канд. физ.-мат. наук. Екатеринбург. 1997. 156 с.

23. Chang C.S., Huang B.J., Maydanik Yu.F. Feasibility Study of a Mini LHP for CPU Cooling of a Notebook PC // Proceeding of the 12th Int. Heat Pipe Conference, Moscow, 2002, P.390-393.

24. Maydanik Yu.F., Vershinin S.V., Korukov M.A., Ochterbeck J.M. Miniature Loop Heat Pipes A Promising Means for Cooling Electronics// IEEE Transactions on Components and Packaging Technologies, 2005, V. 28, №2, P. 290-296.

25. Pauken M.T., Birur G.C., Novak K.S. A mini loop heat pipe suitable for Mars Rovers. Proceeding of the 12th Int. Heat Pipe Conference, Moscow, 2002, P.195-200.

26. Kiseev V., Belonogov A. Miniature heat transport system with loop heatthpipes. 4 International Seminar Heat Pipes, Heat Pumps, Refrigerators,2000, Minsk, Belarus. P. 15-22.

27. Nikitkin M., Bienert W., Birur G. Thermal Performance of a Miniature Variable Conductance Loop Heat Pipe. 30th ICES/European Symposium on Space Environmental Control Systems. 2000. France.

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

29. Ковалев С.А., Соловьев C.JI. Испарение и конденсация в тепловых трубах. М.: Наука, 1989. 112 с.

30. Ku J. Start-up of a Loop Heat Pipes A Revisit. Proceeding of the International Two-Phase Thermal Control Technology Workshop. June 7-8.2001.

31. Nikitkin M. Self-starting behavior of an LHP. Proceeding of the International Two Phase Thermal Control Technology Workshop 2002.

32. Maidanik Y.F., Fershtater Y.G., Pastukhov V.G. Experimental and Theoretical .Investigation of Startup Regimes of Two-Phase Capillary Pumped Loop. Proceeding of the 23rd ICES. Colorado Springs, USA. 1993.

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

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

35. Rodriguez J., Pauken М., Na-Nakornpanom A. Transient characterization of a propylene loop heat pipe during startup and shut-down. Proceeding ofthe 30th ICES / European Symposium on Space Environmental Control Systems. France. 2000.

36. Майданик Ю.Ф., Ферштатер Ю.Г., Пастухов В.Г. Контурные тепловые трубы: разработка, исследование, элементы инженерного расчета. // Свердлове¿: УрО РАН СССР, 1989. 51 с.

37. Майданик Ю.Ф. Контурные тепловые трубы и двухфазные теплопередающие контуры с капиллярной прокачкой. Дис. .докт. техн. наук. Москва. 1993.

38. Maidanik Yu.F., Fershtater Yu.G., Solodovnik N.N. Loop heat pipes: design, investigation, prospects of use in aerospace technics // Aerospace Atlantic Conference and Exposition. Dayton, USA. 1994. # 941185.

39. Maidanik Yu., Solodovnik N., Fershtater Yu. Investigation of dynamic andthstationary characteristics of a loop heat pipe // Proceeding of the 9 International Heat Pipe Conference. Albuquerque, USA. 1995.

40. Ферштатер Ю.Г. Теплообмен в тепловых трубах с раздельными каналами. Дис. .канд. физ.-мат. наук. Свердловск, 1998. 194 с.

41. Судаков Р.Г. Исследование нестационарных и колебательных режимов работы контурных тепловых труб. Дис. .канд. физ.-мат. наук. Екатеринбург, 2004. 100 с.

42. Chernysheva М.А., Maydanik Yu.F. Operating temperature of loop heatthpipe // Proceeding of the 6 Minsk international Seminar "Heat Pipes, Heat Pumps, Refrigerators", Belarus, 2005. P.122-128.

43. Долгирев Ю.Е., Герасимов Ю.Ф., Майданик Ю.Ф., Кисеев В.М. Расчет тепловой трубы с раздельными каналами для пара и жидкости //ИФЖ, 1978. T.XXXIV, №6. С. 988-993.

44. Gruzdova N.L., Kiseev V.M., Ostrovnskii А.В. Models of the heat and mass transfer in LHP evaporator// 12th International Heat Pipe Conference, Moscow. 2002. P. 108-114.

45. Cao J., Hou Z. Startup and operating of a loop heat pipe at different evaporator orientations // Proceeding of the 7th International Heat Pipe symposium, Jeju, Korea, 2003. P. 237-241.

46. Gerhart C., Gluck D. Summary of operating characteristics of a dual compensation chamber loop heat pipe in Gravity // Proceeding of the 11th International Heat Pipe Conference, Japan. 1999. P. 342-347.

47. Chen Y., Groll M., Mertz R., Maydanik Yu. F. Steady-state and transient performance of a miniature loop heat pipe // Proceeding of ICMM2005, 3rd International Conference on Microchannels and Minichannels. Toronto, Canada. 2005. # ICMM2005-75120.

48. Anderson W.G., Show P. Loop heat pipes for anti-icing of gas turbine inlets // Proceeding of the 9th International Heat Pipe Conference. Albuquerque, USA. 1995.

49. Bienert W.B., Wolf D.A. Temperature control with loop heat pipes: analytical model and test results // Proceeding of the 9th International Heat Pipe Conference. Albuquerque, USA. 1995.

50. Delil A.A.M. Variable conductance thermal control by passive or active control of fluid manipulation // Proceeding of the 6th Minsk Internationalseminar "Heat pipes, Hear Pumps, Refrigerators", Minsk, Belarus. 2005. P. 87-98.

51. Ku J. Operating characteristics of loop heat pipes // Proceeding oh the 29th international Conference on Environmental Systems. Denver, USA. 1999. Paper # 1999-01-2007.

52. Герасимов Ю.Ф., Долгирев Ю.Е., Майданик Ю.Ф. Влияние пересыхания фитиля на рабочие характеристики тепловых труб с раздельными каналами // Изв. Вузов СССР Энергетика, 1981, №10, С. 68-74.

53. Figus С., Bray L.Y., Bories S., Prat M. Heat and mass transfer with phase change in a porous structure partially heated: continuum model and pore network simulations // International Journal of Heat and Mass Transfer. V.42. 1999. P. 2557-2569.

54. Altman E.I, Mukminova M.Ia., Smirnov H.F. The loop heat pipe evaporators theoretical analysis // Proceeding of the 12th International Heat Pipe Conference. Moscow, Russia. 2002. P. 159-164.

55. Вершинин C.B., Майданик Ю.Ф., Ферштатер Ю.Г. Влияние количества теплоносителя на работу "антигравитационной " тепловой трубы // Теплофизика ядерных энергетических установок, Межвузовский сборник научных трудов. Свердловск, 1984. С. 154163.

56. Pastukhov V.G., Maidanik Yu.F., Fershtater Yu.G. Adaptation of loop heat pipes to zero-g conditions // Proceeding of the 6th European Symposium on Space Environmental Control Systems, Noorwijk, The Netherlands. 1997. P. 385-391.

57. Долгирев Ю.Е., Майданик Ю.Ф., Ферштатер Ю.Г. Влияние теплопроводности фитиля на температуру "антигравитационной"тепловой трубы // Фазовые превращения в метастабильных системах. Свердловск: УНЦ АН СССР, 1983. С. 23-27.

58. Ферштатер Ю.Г., Майданик Ю.Ф. Влияние свободной конвекции в компенсационной полости на температурный уровень антигравитационной тепловой трубы // Фазовые превращения и энергонапряженные процессы. Свердловск: УрО АН СССР. 1988. С. 105-111.

59. Ферштатер Ю.Г., Майданик Ю.Ф. Оптимизация геометрических характеристик испарителя тепловой трубы // Термодинамика метастабильных систем. Свердловск: УрО АН СССР. 1989. С. 125-129.

60. Ферштатер Ю.Г., Майданик Ю.Ф. Анализ температурного поля в капиллярной структуре "антигравитационной" тепловой трубы // ИФЖ. 1986. Т.51, №2. С. 203-207.

61. Долгирев Ю.Е. Исследование, расчет и оптимизация тепловых труб, работающих при любой ориентации в поле массовых сил: Автореф. дис. .канд. физ.-мат.наук. Свердловск. УПИ. 1979. -22 с.

62. Pastukhov V.G., Maydanik Yu.F., Vershinin S.V., Korukov M.A. Miniature Loop Heat Pipes for Electronics Cooling // Applied Thermal Engineering, 2003, №23, pp. 1125-1135.

63. Delil A.A.M., Baturkin V., Friedrichson Yu. et all. Experimental results of heat transfer phenomena in a miniature loop heat pipe with a flat evaporator // Proceeding of the 12th International Heat Pipe Conference. Moscow, Russia. 2002. P. 126-133.

64. Rassamakin B.M., Pismenny Ye.N., Khayrnasov S.M., Smirnov H.F. Research and development of aluminium loop heat pipes operation characteristics // Proceeding of the 12th International Heat Pipe Conference. Moscow, Russia. 2002. P. 139-143.

65. Вершинин С.В., Ферштатер Ю.Г., Майданик Ю.Ф. О влиянии контактного термического сопротивления на теплообмен при испарении в мелкопористых капиллярных структурах // ТВТ. 1992. Т.ЗО, вып. 4. С.811-817.

66. Ферштатер Ю.Г., Майданик Ю.Ф., Вершинин С.В. Модель теплообмена при парообразовании в порах капиллярной структуры, работающей по принципу "перевернутого" мениска // Екатеринбург: УрО РАН, 1992. С. 107-114.

67. Maziuk V.V., Doctarau V.V., Rak A.A. Miniature loop heat pipes with noninverted meniscus concept and treatment // Proceeding of the 6th Minsk International Seminar "Heat Pipes, Heat Pumps, refrigerators", 2005. Minsk, Belarus. P. 144-148.iL

68. Maydanik Yu.F. Miniature Loop Heat Pipes // Proceeding of the 13 International. Heat Pipe Conference. Shanghai, China. 2004, v.l, pp.24-37.

69. Идельчик И.Е. Справочник по гидравлическим сопротивлениям. М.: Машиностроение, 1975. 558 с.

70. Кутателадзе С.С., Боришанский В.М. Справочник по теплопередаче. М.: Госэнергоиздат. 441 с.

71. Maydanik Yu. F. Loop Heat Pipe Highly-Efficient Heat-Transfer Devices for System of Sun Heat Supply // Proceeding of the International Conference "Eurosun 2004", 2004, V.l, P. 470-476.

72. Быстрое П.И., Михайлов B.C. Гидродинамика коллекторных теплообменных аппаратов. М.: Энергоиздат, 1982. 224 с.

73. Справочник по теплообменникам: В 2 т. Т.1. Пер. с англ., под ред. Петухова B.C., Шикова B.K. М: Энергоатомиздат. 1987. 560 с.

74. Тепло- и массообмен. Теплотехнический эксперимент: Справочник, Под общ. Ред. Григорьева В.А., Зорина В.М. М.: Энергоиздат. 1982. 512 с.

75. Исаченко В.П. Теплообмен при конденсации. М.: Энергия. 1977. 237 с.

76. Белоногов А.Г. Влияние динамических факторов на тепломассоперенос в тепловых трубах. Дис. .канд. физ.-мат. наук. Свердловск, 1989. 159 с.if 83. Дан П.Д., Рей Д.А. Тепловые трубы. М.: Энергия, 1979. 272 с.

77. Исаченко В.П., Осипова В.А., Сукомел A.C. Теплопередача: Учебник для вузов. -М.: Энергоиздат, 1981. с. 416.

78. Ройзен Л.И., Дулькин И.Н. Тепловой режим оребрённых поверхностей. М.: Энергия, 1977. с. 256.

79. Mazuik V.V., Rak A.L. Heat flow distribution in capillary structures ofiLloop heat pipes // Proceeding of the 12 International Heat Pipe Conference. Moscow, Russia. 2002. P. 102-107.

80. Maidanik Y.F., Vershinin S.V., Chernysheva M.A. Development and Tests of Miniature Loop Heat Pipe with a Flat Evaporator. 30th ICES, Toulouse, France, 2000.

81. Goncharov R.F., Kochetkov A.Yu., Bus V.N. Development of loop heat pipe with pressure regulator // Proceeding of the 6th Minsk International

82. Seminar "Heat Pipes, Heat Pumps, refrigerators", 2005. Minsk, Belarus. P.432-438.

83. Майданик Ю.Ф. Контурные тепловые трубы высокоэффективные (' теплопередающие устройства // ж-л Инновации, 2003, №5 (62), с.8386.

84. А.С. 495522 СССР, МКИ F 28 D 15/00. Испарительная камера тепловой трубы // Герасимов Ю.Ф., Майданик Ю.Ы., Кисеев В.М. и др.

85. Chernysheva М.А., Vershinin S.V., Maydanik Yu.F. Development and test1. S*results of loop heat pipes with a flat evaporator // Proceeding of the 12th International Heat Pipe Conference, Moscow, 2002, pp. 134-138.

86. Kiseev V.M., Nepomnyashy A.S., Gruzdova N.L., Kwang-Soo Kim. Miniature loop heat pipes for CPU cooling // Proceeding^of the 7th International Heat Pipe Symposium, Jeju, Korea. 2003. P. 175-180.

87. Корюков M.A., Майданик Ю.Ф., Пастухов В.Г. Системы охлаждения компонентов электроники на основе миниатюрных контурных труб // Сб. Метастабильные состояния и фазовые переходы. Екатеринбург: Уро РАН, 2003, вып. 6, с. 137-146.

88. Pastukhov V.G., Maidanik Yu.F., Chernysheva M.A. Development andinvestigation of miniature loop heat pipes // Proceedings of the 29th21.ternational Conference on Environmental Systems, Danver, USA. 1999. Pap. N 1199-01-1983.

89. Chernysheva M.A., Maidanik Yu.F. Vershinin S.V. Heat Exchange in the Evaporator of a Loop Heat Pipe with a Biporous Capillary Structure // Proceeding of the 11th International Heat Pipe Conference, Japan, 1999. P.348-354.

90. Вершинин C.B., Майданик Ю.Ф., Чернышева M.A. Теплообмен при парообразовании в бипористом фитиле контурной тепловой трубы // Труды II Российской национальной конференции по теплообмену. Москва. 1998.Т.4, с. 283-286.

91. Maidanik Yu.F., Vershinin S.V., Fershtater Yu.G. Heat transfer enhancement in a loop heat pipe evaporator // Proceeding of the 10th International Heat Pipe Conf. Prep. A1-3. Stuttgart. Germany. 1997.

92. North M.T., Sarraf D.B., Rosenfeld I.H. u.a. High heat flux loop heat pipes // Space Technology and Applications International Forum (STAIF*97). Albuquerque. USA. 1997.

93. Беляев A.A. Тепло- и массоперенос в мелкопористых капиллярных структурах тепловых труб. Дис. .канд. физ.-мат. наук. Свердловск, 1990. 168 с.

94. Чернышёва М.А., Майданик Ю.Ф. Влияние контактного термического сопротивления на процесс теплопереноса в испарителе контурной тепловой трубы // сб. Метастабильные состояния и фазовые переходы. Екатеринбург: Уро РАН, 2004, вып. 7, с. 222-231.