HFE-7100介電液冷煤在微通道散熱器之兩相沸騰研究
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(2) 摘. 要. 微通道內流動沸騰熱傳在熱流科技與電子散熱等方面之應用正 受到重視，但仍有許多熱傳上的基本論點尚未被釐清。本研究以實驗 方法探討介電流體(HFE-7100)在微通道散熱冷板內之蒸發熱傳特性 與壓降現象:即探討熱通量、質通量、蒸氣乾度對於熱傳係數與壓降 現象的影響。 本實驗之散熱冷板使用水力直徑435µm之平行多管式微通道設 置。得到以下結果，當質量通率為200kg/m2s，熱通率10 ~ 25 kW/m2 時，冷媒HFE-7100的沸騰對流熱傳係數很明顯的隨著乾度增加而下 降，原因是在於鄰近流道中的震盪與迴流現象所致。然而，在較高質 通率，G = 400kg/m2s時，我們發現熱傳係數隨著乾度的變化幾乎無明 顯變化，反之壓降卻會隨著熱通量的變化有明顯的相依特性，這是因 為迴流現象的影響，會隨著流體慣性的增加而減少所導致。. 關鍵字：微通道、介電液、兩相熱傳、HFE-7100. I.
(3) 誌 謝. 由衷地感謝我的指導教授 楊文美博士在這兩年的時間對我的悉 心指導，使我在學業、待人處世及研究態度方面更是獲益良多。以及 工研院能環所 王啟川博士、楊授印博士在專業領域上之訓練。還有 交通大學 傅武雄教授、中山大學 游明輝教授、工研院能環所 陳玉 芬博士對於本論文的指導和建議，使本篇論文更加完整。 感謝龍億學長在實驗設備的設計上給我許多觀念上的建議，使我 能更順利地進行研究。實驗室中的學長豪傑、立杰、仁聰，同窗梓源、 榮豐、坤煌、世杰、孟成、聖文、斯祈、維哲、勝富、與嘉偉在生活 中的互相支持及實驗技術上的互相交流，都讓我獲益匪淺。也感謝仁 鈞、俊傑及俊敏學弟在這段期間對我的幫助和鼓勵。 雖然在交大只有短短的兩年，可是對交大的感情實是無法以言語 來形容的。最後要感謝我的父母對我的支持，讓我可以沒有後顧之憂 地完成學業。總之，要感謝的人太多了，在此謹以此論文獻給所有關 心我、愛護我的人。. 洪國元 謹誌於新竹交大. II.
(4) 目 錄 摘要............................................................................................................. I 致謝............................................................................................................II 目錄...........................................................................................................III 表目錄........................................................................................................V 圖目錄...................................................................................................... VI 符號說明................................................................................................. VII 第一章 緒論...............................................................................................1 1-1 前言 ..............................................................................................1 1-2 文獻回顧 ......................................................................................2 1-3 研究目的 ......................................................................................5 第二章 實驗系統與方法 ..........................................................................6 2-1 工作流體 ......................................................................................6 2-2 除氣設備 ......................................................................................6 2-3 測試段 ..........................................................................................7 2-4 預熱段迴路 ..................................................................................7 2-5 冷凝器與次冷裝置 ......................................................................8 2-6 量測元件 ......................................................................................8 2-6-1 溫度計 ..............................................................................8 2-6-2 壓力計及差壓計 ..............................................................9 2-6-3 流量計 ..............................................................................9 2-7 實驗儀器 ......................................................................................9 2-7-1 電源供應器及加熱片 ......................................................9 2-7-2 資料擷取系統 ................................................................10 2-7-3 幫浦 ................................................................................10 2-7-4 壓力扣具 ........................................................................10. III.
(5) 2-7-5 恆溫循環水槽 ................................................................10 2-8 實驗參數 ....................................................................................10 2-9 實驗方法及步驟 ........................................................................11 2-9-1 實驗前準備工作 ............................................................11 2-9-2 熱損實驗量測 ................................................................11 2-9-3 實驗步驟 ........................................................................11 2-10 實驗穩定判斷及注意事項 ......................................................12 第三章 數據分析與歸納 ........................................................................14 3-1 測試段之熱損失之預估 ............................................................14 3-2 預熱段熱損失之估計 ................................................................14 3-3 微通道表面溫度之推算 ..................................................................... 15 3-4 單相強制對流之熱傳係數 ........................................................15 3-5 兩相流熱傳係數與蒸汽乾度 ....................................................16 3-6 兩相流動壓降分析 ....................................................................17 3-7 單相強制對流熱傳係數經驗式 ................................................19 第四章 實驗結果與討論 ........................................................................20 4-1 壓降分析與經驗式比較 ............................................................20 4-2 熱傳分析 ....................................................................................21 4-2-1 單相分析 ........................................................................21 4-2-2 雙相分析 ........................................................................22 第五章 結論.............................................................................................24 參考文獻...................................................................................................26. IV.
(6) 表. 目. 錄. 表 1 水力直徑範圍之流道分類 ............................................................29 表 2 介電液HFE-7100 與水在一大氣壓之性質比較 .........................30 表 3 控制參數範圍 ................................................................................31. V.
(7) 圖. 目. 錄. 圖 1 系統設備圖 ..................................................................................32 圖 2 介電液HFE-7100之除氣過程示意圖 .........................................33 圖 3 測試段設計示意圖 ......................................................................34 圖 4 熱電偶之量測位置示意圖 ..........................................................35 圖 5 微流道散熱冷板示意圖 (a) 上板 (b) 底板 .............................36 圖 6 散熱冷板外觀圖 ..........................................................................37 圖 7 反向流動式熱交換器-雙套管(a)雙套管截面圖 (b)外觀圖......38 圖 8 壓力扣具 ......................................................................................39 圖 9 測試段熱散失狀況示意圖 ..........................................................40 圖 10 質通量G = 402.7 kg/m2s在不同熱通量(a)q” = 37.5 kW/m2 (b) q” = 25 kW/m2時，壓降實驗值與經驗式之比較..........................41 圖 11 質通量G = 295.6 kg/m2s在不同熱通量(a)q” = 37.5 kW/m2 (b) q” = 25 kW/m2時，壓降實驗值與經驗式之比較..........................42 圖 12 質通量G = 201.9 kg/m2s在不同熱通量(a)q” = 25 kW/m2 (b) q” = 10 kW/m2時，壓降實驗值與經驗式之比較..........................43 圖 13 不同質通量時各項壓降所占總壓降之值 ..................................44 圖 14 單相實驗結果與經驗式和完全發展流之比較(a)表面摩擦因子 (b)紐塞爾數 .................................................................................45 圖 15 質通量G = 402.7 kg/m2s，熱通量對(a)兩相對流熱傳係數 (b)壓 降與蒸氣乾度之影響..................................................................46 圖 16 質通量G = 201.9 kg/m2s，熱通量對(a)兩相對流熱傳係數 (b)壓 降與蒸氣乾度之影響..................................................................47. VI.
(8) 符號說明 A. 面積, m2. Cp. 比熱, J/kgoC. Bo. 沸騰數(Boiling number). Co. 對流數(Convection number). D, d. 管道直徑, m. Dh. 水力直徑, m. Fr. 福祿數(Froude number). f. 摩擦因子. g. 重力加速度, m/sec2. G. 質量通率, kg/m2sec. h. 熱傳係數, W/m2oC. h. 相對高度, m. k. 導熱係數, W/moC. ifg. 潛熱, J/kg. I. 電流, A. L. 流道長度, m. m&. 流率, kg/sec. n. 流道數. Nu. 紐塞爾數(Nusselt number). P. 壓力, Pa. Pr. 布朗克數(Prandtl number) VII.
(9) Q. 熱量, Watt. Re. 雷諾數(Reynolds number). T. 溫度, oC. U. 總熱傳係數, W/m2oC. V. 伏特數, Watt ; 速度, m/sec. v. 比容, m3/kg. W. 流道寬度, mm. x. 蒸氣乾度. y. 實驗量測參數. z+. 無因次化發展微流道長度. 希臘符號 ΔP. 壓降, Pa. ΔT. 溫差, oC. ΔTm. 對數平均溫度差, oC. Δx. 微流道內乾度變化量. µ. 黏度, Ns/m2. ρ. 密度, kg/m3. 下標 a. 加速度. arv. 平均 VIII.
(10) b. 墊木底座. exp. 實驗值. f. 薄膜溫度. fg. 焓差. H, HFE. 冷煤側. nc. 自然對流熱傳係數. i, o. 進、出口. ideal. 理想狀態. lat. 潛熱項. loss. 熱損項. p, pre. 預熱段. t. 冷板上方. s. 單相流動. sen. 顯熱項. sat. 飽和態. tp. 兩相流動狀態. w. 水側. wall. 冷板壁面溫度. ∞. 環境狀態. IX.
(11) 第一章. 緒論. 1-1 前言 在傳統工業中，釐米流道大幅廣泛被應用在航空工業、大型緻密 式熱交換器與其他較大型工業。近年來，電子構裝元件與 IC 晶片日 趨輕薄短小，功能也相對提升，微通道於電子元件散熱、微機電裝置、 生物醫學系統與其他微小元裝置之應用日廣，微型熱交換器之使用將 是未來工業之趨勢，Kandlikar and Grande [1] 依流道水力直徑的不同 去定義在各尺寸流道下之名稱，其分類如表 1 所示。. 在過去數十年間，電子散熱方法主要是以風扇產生之強制對流再 搭配散熱鰭片來增加散熱面積以提高散熱效能，但隨之而來的是風扇 的震動與噪音。當單位功率瓦數近於 100 kW/m2，傳統氣冷技術已無 法將元件表面上發出之熱量即時帶走。因此以介電流體對電子元件作 直接冷卻，或以介電液在微小通道熱交換器(Micro Channel Heat Sink) 內與電子元件作熱交換的技術逐漸受到重視，由於其相變化過程中核 沸騰與強制對流的高效率熱傳性能，將使介電液使用於電子系統散熱 成為一極有潛力的選擇。. 對液體相變化散熱來說，一個很重要的關鍵就是液體的選擇，以 應用於電子系統的散熱來說，過去的資料顯示氟碳系列的流體( FC系 列)已有成功應用的例子。最早在 1960 年代，介電流體 FC-75 與 FC-77 被使用在美國軍方系統 MIL-H-81829 。1985 年氟碳介電流 體FC-72 已被成功使用在 Cray-2 的超級電腦上。1980 年代末期 SS-1 超級電腦亦使用介電流體 FC-77 來有效的在電子元件內進行 散熱，並可減少電子元件的封裝比重及改善系統的雜訊與高溫問題。. -1-.
(12) 本文選擇使用介電液 HFE-7100 為工作流體，主要為考慮在實際 運用於現今之電子元件時，若流體管路因人為損壞導致流體洩漏時可 避免電子元件損毀，此因其具有低介電係數之特性，且同時具有化學 穩定性、無毒、不可燃及低沸點，潛熱亦比 FC 系列之冷媒較高等 優點。 FC 系列的冷媒是 Fluorinert 液體，它具有較高的全球暖化 潛能(GWP)以及較長存於大氣的生命週期。 HFE 系列的氫氟酸冷媒 則是具有較低全球暖化潛能的物質，它的開發目的是在性能與環境保 護中取得平衡，並且具有較為安全的工作特性(3M, 2003) 。因此，本 研究的目的即是探討冷媒 HFE-7100 在多管式微通道熱交換器中的 熱傳特性。. 1-2 文獻回顧 Kew and Cornwell [2] 提出在流動條件下，剪應力對氣泡成長與 脫離會有一定程度的幫助，遂提出傳統通道與微通道區隔尺寸方程式 如下： d threshold. ⎛ ⎞ 4σ ⎟⎟ = ⎜⎜ ⎝ g (ρ L − ρ G ) ⎠. 1. 2. (1-1). 亦即如果通道尺寸大於 d threshold 時則為傳統通道，反之則為微通道。 Chinnov and Kabov [3] 提出與 Kew and Cornwell 類似的觀念，利 用毛細常數 l σ 將通道分成四個區塊如下( ξ 為通道與重力方向的夾 角): ⎞ ⎛ σ ⎟⎟ l σ = ⎜⎜ ⎝ g (ρ L − ρ G ) cos ξ ⎠. 0 .5. (1-2). (1)大尺度通道(large-scale channel)， Dh > 5l σ ，此區域中毛細力的影響 可以完全忽略(但毛細力在氣液界面與氣泡生成脫離仍扮演一定的腳 色) -2-.
(13) (2)重力/毛細力通道(gravity-capillary channel)， 0.5l σ < Dh < 5l σ ，此區 重力與毛細力都具備一定程度的影響，但重力的影響大於毛細力。 (3)毛細力/重力通道(capillary-gravity channel)，0.1l σ < Dh < 0.5l σ ，此區 毛細力的影響大於重力。 (4) 毛細力通道(capillary-gravity channel)， Dh < 0.1l σ ，此區重力可以 完全忽略。 Liu et al. [4] 分別以介電流體 HFE-7100 與 FC-72 研究在工作 壓力一大氣壓情況下探討池沸騰機制，結果發現 HFE-7100 在次冷度 0~20K 的狀態下薄膜沸騰有較高的散熱機制，FC-72 則在核沸騰模式 中有較優越的效率。 Palm [5] 統整在微小管道內之兩相流動沸騰之研究，歸納出在管 道內直徑小於 1mm 出現 fictitious boiling 的流動沸騰機制，同時於管 內直徑小於 4mm 時流動沸騰主要熱傳機制為核沸騰，則可利用 Copper’s 經驗修正式來預測流動沸騰之熱傳係數。 Qu and Mudrawar [6] 以去離子水為工作流體探討在 21 條平行流 道且水力直徑 348µm內之飽和流動沸騰熱傳，其結果透露出在質量通 率 135~402 kg/m2sec 時流道內主要熱傳機制為強制對流蒸發，其相 對應的流譜為環狀流動型式，此外亦發現在飽和態流動中熱傳係數隨 著蒸汽乾度增加而減少，與傳統釐米流道之研究所得趨勢完全相反。 此獨特的微通道特性他們歸納於在環狀流機制中，因流動速度較快所 產生的剪力效應，一部份之液體被夾帶到管中央的小液滴所造成，此 現象稱為 droplet entrainment。 Steinke and Kandlikar [7] 以實驗方法探討在 6 條水力直徑為. -3-.
(14) 207µm的平行流道中之流動沸騰特性。其結果發現，當最大熱通量 930 kW/m2時，熱傳係數可到達 192 kW/m2K，兩相熱傳係數隨著蒸氣乾 度增加而遞減，並和Qu and Mudrawar [6] 研究成果亦有相同的趨 勢。此外，也證實在蒸汽乾度 0.2~0.8 時Kandlikar流動沸騰經驗式[8] 有較準確的預測，在較低乾度時此經驗式則不適用。 Dupont and Thome [9] 探討在兩相流動沸騰狀態下流道的水力直 徑與熱傳係數的影響，其實驗結果發現在流道水力直徑介於 0.5~2mm、蒸氣乾度小於 0.04 且工作流體為 R-123 的條件下，熱傳 係數隨著水力直徑縮小而增加，但在蒸汽乾度大於 0.18 時熱傳係數 隨著水力直徑增大而增加。 Lu and Wang [10] 以數值模擬方法研究散熱冷卻板進出口方式 之改變去探討溫度場與速度場的分佈狀況，發現以衝擊流方式作為散 熱冷板進出口時，冷板內的溫度場與速度場分佈會隨著流道數增加而 獲得改善，此外在 Re=300 時衝擊流進出口方式可以提供較優越的熱 傳特性。 Wu 和 Simon [11] 提出 FC-72 介電液在含有不凝結氣體及除氣 後的狀況下，於低熱通量時除氣、不除氣之沸騰曲線有明顯差異 ; 高 熱通量時則趨於一致。其原因為接近壁面的液膜在高熱通量時會被加 熱面所除氣。但即使在高熱通量部分的沸騰曲線受不凝結氣的影響不 顯著，但其臨界熱通量仍然降低了將近 10%。 Chen 和 Garimella [12] 提出 FC-77 介電液在含有不凝結氣體及 除氣後的狀況下，在低壁面溫度時含有不凝結氣體之介電液的熱傳係 數約為除氣後之 300~500% ; 高壁面溫度時除氣與未除氣之熱傳係數. -4-.
(15) 趨於一致，此和 Wu 和 Simon [11] 研究成果有相同的趨勢。 Yen 和 Kasagi [13] 以 FC-72 介電液在水力直徑 0.19、0.3 和 0.51mm 內徑的圓管中，探討在微通道中的熱傳係數與壓降，發現熱 傳係數隨著蒸氣乾度增加而下降，並與質量通率無甚關係，此結果迥 異於一般釐米流道，認為這是因為在微通道的尺寸下，核沸騰將主導 熱傳行為，而強制對流對熱傳的影響相對減少所造成。. 1-3 研究目的 以往學者皆以去離子水為工作流體，在微通道內進行兩相流沸騰 熱傳研究；近幾年間，亦有學者以介電液 HFE-7100 為工作流體研究 其沸騰行為，但皆著重於池沸騰熱傳的領域；而以現今電子散熱來 說，則多是使用單相強制對流來進行熱交換。因此本論文以實驗方法 研究介電流體 HFE-7100 在多流道散熱冷板中兩相流動沸騰之壓降分 析與熱傳機制，以建立良好的熱交換特性供學術界與產業界參考。. -5-.
(16) 第二章 實驗系統與方法 本論文以實驗方法探討介電流體 HFE-7100 在微通道散熱冷板中 之兩相沸騰熱傳，實驗系統如圖 1 所示，其中包含：介電流體迴路、 預熱器水循環迴路、次冷卻裝置與冷凝器水迴路，及量測元件與資料 擷取系統；此外，介電流體除氣裝置亦是不可或缺之設備。. 2-1 工作流體 實驗中使用之工作流體為 3M公司開發之氫氟醚系列之介電流體 HFE-7100 (Hydro-Fluoro-Ether, C4F9OCH3)，具有良好的材料相容性 (例如：白金材料、黃銅、紅銅、鋁合金與鐵氟龍)與有較環保的環境 特性，性質和去離子水比較如表 2。. 2-2 除氣設備 在一般環境底下，HFE-7100 可以溶解 53 %體積的空氣，也就是 一單位體積的 HFE-7100 在常溫、常壓下約可以包含 0.53 單位體積的 空氣，大約等同於 366 ppm，從文獻上得知水的含空氣量約為 8.5 ppm。因此，需要除氣設備來對我們的冷媒進行除氣的動作，除氣設 備如圖 2。首先我們將 HFE-7100 注入貯存槽內，然後在貯存槽下方 使用 Kapton 加熱片均勻加熱，等到 HFE-7100 被加熱至蒸氣狀態， 即會挾帶不凝結氣體往上升至蛇行冷凝管中，接著 HFE-7100 蒸氣被 冷凝為液態流回貯存槽內，而不凝結氣體則由上方處散逸到大氣。這 個除氣的步驟持續約一小時直到蒸汽壓力與所量測到之飽和溫度在± 0.2℃，如圖 2。. -6-.
(17) 2-3 測試段 本實驗系統之測試段包含隔熱電木、散熱冷板與 Kapton 加熱片 (尺寸為長 50 mm，寬 50 mm 與厚 0.2 mm)，加熱片能量由 DC 電源 供應器提供。散熱冷板與加熱壁面間安裝 9 根 T-type 熱電偶分別量測 介面間之局部溫度。並在加熱片下方，則設計 12 mm 之空氣隔熱層， 隔熱層內填滿 Fanyalon 合成橡膠發泡絕熱綿以降低加熱片供熱時於 下方發生之熱損失，在隔熱層後安裝有 5 根熱電偶與壁面溫度平均以 一維熱傳導公式可預估散熱冷板對下方之熱損失，測試段主要設計如 圖 3 及圖 4。 在本研究中，微通道散熱冷板材質為紅銅由精密加工出 80 條長 2.8 cm、寬 437 µm 及深 433 µm，換算成水力直徑為 435 µm，本測試 冷板進出口方式皆為衝擊流動，如圖 5 及圖 6。. 2-4 預熱段迴路 預熱裝置在主迴路中主要控制介電流體 HFE-7100 進入測試段前 之蒸汽乾度及進口次冷度。在本系統中之預熱段為一雙套管式熱交換 器，外管以水加熱內管中的介電流體，藉由調整水溫與流量來控制實 驗中所需求的蒸汽乾度及進口次冷度，預熱段雙套管如圖 6。雙套管 需求設計如下： 內管中之工作流體熱傳係數可藉由經驗公式[15] 近似預估出紐 塞數(Nusselt number) Nu =. hd i = 0.023 Re 0.8 Pr 0.4 k. (2-1). 雷諾數可以表示成 Re =. ρVd i m& d i = µ µA. (2-2). 在外管方面當 Re<2000 時，紐塞數之預估可由[16] 得知 -7-.
(18) Nushell = 3.06 + 1.2 (. Di −0.8 ) do 0.8. D ⎞ ⎛ 0.19 ⎜ Re Pr h ⎟ ⎡ ⎤ D L ⎠ ⎝ + ⎢1 + 0.14 ( i ) −0.5 ⎥ × φ 0.467 do Dh ⎞ ⎛ ⎣ ⎦ 1.07 + 0.117 ⎜ Re Pr ⎟ L ⎠ ⎝. (2-3). 總熱傳係數依[16]可表示為下列 1 1 do 1 = + + U η i hi d i η o ho. d o ln. do di. 2k w. (2-4). 在反向流動之雙套管中，對數平均溫度差(LMTD)計算如下 ∆Tm =. (Thi − Tco ) − (Tci − Tho ) (T − T ) ⎤ ln ⎡ hi co (Tci − Tho )⎥⎦ ⎢⎣. (2-5). 則最後由下列能量平衡公式可預估出在所不同場合下雙套管熱交換 器所需之長度 Q = π d o LU ∆Tm. (2-6). 2-5 冷凝器與次冷裝置 在介電流體迴路中主要之冷卻裝置為冷凝器與幫浦出口後的次 冷裝置。次冷裝置為一雙套管型式之熱交換器，主要目的在於介電流 體由幫浦帶出時確保 HFE-7100 進入質量流量計時為次冷狀態。冷凝 器為一殼管式熱交換器主要目的於冷卻介電流體由測試段出口後之 高溫工作流體與控制系統壓力。此兩冷卻裝置皆由恆溫槽內之冷卻水 由幫浦帶出進行冷卻。. 2-6 量測元件 2-6-1 溫度計 -8-.
(19) 在本實驗系統內，介電流體迴路之測試段進出口與預熱段雙套管 之四個進、出口，量測溫度之裝置為電阻式溫度探測器(RTD)。T-type 熱電偶分別量測系統中不同位置所需求的溫度點，所有溫度裝置之量 測範圍在 15 °C 到 90 °C 內之精度皆都校正至± 0.1 °C。 2-6-2 壓力計及差壓計 壓力計採YOKOGAWA(FP101A-Z11-L20A*B)，為絕對壓力計其 輸出訊號及量測範圍分別為 1~5V與 0~5 kgf/cm2，安裝於測試段進口 處 。 壓 差 計 則 採 用 YOKOGAWA (EJA110A) 量 測 壓 差 範 圍 為 0~8 kg/cm2其輸出訊號為 4~20 mA經由SDBS 轉換為 1~5 V由紀錄器擷 取，與電腦聯結並紀錄。 2-6-3 流量計 在系統主迴路中，量測介電流體HFE-7100 之流量計採用Micro Motion® ELITE® Flow Meters- CMF010P ， 其 量 測 範 圍 為 0~100 g/min，訊號輸出為 4~20 mA，故連接一 250 Ω之電阻轉換成 1~5 V之 伏 特 訊 號 。 在 預 熱 段 迴 路 中 ， 流 量 計 採 用 Alicat Scientific (L-200CCM-D)，量測最大範圍為 200 cm3/min之體積流量計輸出訊號 為 0~5V，安裝於預熱段迴路出口管路中。. 2-7 實驗儀器 2-7-1 電源供應器及加熱片 在本系統中，電源供應器最大可輸出 60V-3A 之伏特數與安培數 以提電能給加熱片。加熱片採用電阻值為 17.8 Ω 之 Kapton 軟式加 熱片，且尺寸大小與實驗中之熱散冷板一致，配合電源供應器最大可 提供 160 W 之功率。. -9-.
(20) 2-7-2 資料擷取系統 在資料擷取方面，則使用 YOGOKAWA (HR-2300) 與一台個人電 腦作為實驗資料擷取與換算系統，分別擷取系統溫度、壓力與流量， 透過 GPIB (General Purpose Interface Bus) 傳輸介面至電腦後，經由 程式即時顯示以察看系統是否抵達穩態狀況，穩態後五秒一次紀錄量 測數據。 2-7-3 幫浦 系統主迴路與預熱段迴路之工作流體推動由齒輪驅動幫浦 (Micro-pump T-23) 來帶動，其最大效能可達 8000 rpm 相對最大流量 可達 3.2 L/min。冷凝器與次冷裝置由一 12 L/min 沉水幫浦推動冷卻 水。 2-7-4 壓力扣具 在測試段上，壓力扣具目的在於確保散熱冷板在每次實驗時都能 以固定壓力與加熱片貼合，並可減低接觸熱阻。每次實驗時，皆固定 施以 12 kgf 之壓力，儀器設備最大讀取值為 100 kgf，如圖 7。 2-7-5 恆溫循環水槽 實驗設備中亦包含 3 台精密恆溫循環水槽，HIPOINT (LC-06 及 LC-10)，分別於預熱段在工作流體進入測試段前用以控制冷煤之溫度 或乾度；以及在次冷裝置提供冷卻水將飽和態之冷媒降回次冷態。其 具有精密 PID 溫度控制系統、自我診斷功能，內外循環功能，循環量 可達 7l/min，溫度調節精度達± 0.1℃，加熱瓦數可達 1200W，如圖 8。. 2-8 實驗參數 本論文中之實驗參數包含：蒸汽乾度、微通道內之質量通率、加 - 10 -.
(21) 熱瓦數與系統壓力，藉以上參數計算吾人欲探討之熱傳係數與壓降分 析，參數範圍如表 3。 實驗所須控制與量測的物理性質 (1) 介電液HFE-7100(主迴路)之流量。 (2) 預熱器之進出口時的水溫以及介電液溫度。 (3) 測試段之進出口溫度或蒸汽乾度。 (4) 測試段熱源熱通量。 (5) 測試段內熱電偶之溫度(計算各熱傳性質) 。 (6) 測試段之壓力差(得到在不同流量或乾度時壓差的變化) 。. 2-9 實驗方法及步驟 2-9-1 實驗前準備工作 將系統各部位鎖緊，使用氮氣瓶灌入 5 個大氣壓之壓力，經由壓 力轉換器量取系統內壓力並紀錄，經過 24 小時後檢查系統壓力以確 定整個系統是否有洩漏，若壓力的減少不超過 3Kpa/24hr，則系統為 接妥狀態。確定無洩漏後放掉系統內氮氣，將貯存槽及整個系統以真 空幫浦抽真空，以減少系統內之不凝結氣體，再將儲氣過後之工作流 體灌入系統內。 2-9-2 熱損實驗量測 過冷液態介電液進入預熱段後，被恆溫水槽加熱，維持介電液從 入口到出口皆為液態單相狀態，量測進、出口的溫度，即可計算出介 ⋅. 電液之獲得之熱量 Q = m C p (Tout − Tin )。而恆溫水槽供應預熱段的熱量減 去計算出的介電液獲得之熱量，即可得本實驗之熱損。同樣的，使用 上述之方法來進行測試段的熱損實驗。 2-9-3 實驗步驟 - 11 -.
(22) (1)因為介電液在常溫常壓下易融解空氣，故在注入系統貯存槽之前 必須先將系統抽真空，並使用蛇型冷凝器對將注入之介電液進行 除氣步驟，以減少因空氣對實驗之影響。 (2)打開各泵浦、流量計、恆溫水槽、熱供應器以及資料擷取系統之 電源，並進行主迴路流量計、壓差計、冷卻系統流量計之歸零動 作。 (3)調整預熱器恆溫水槽之溫度以控制介電液進入測試段之次冷度或 乾度。 (4)待恆溫水槽達到所需之溫度，調整主迴路之流量。 (5)調整熱供應器之電流、電壓對應到所需要的加熱瓦數，此時測試 段內之璧面溫度會緩緩上升。同時為控制系統之壓力恆定，必須 控制冷卻系統之水流量、溫度以維持系統為固定壓力。 (6)等系統之參數到達穩態時，進行數據之紀錄以供後續分析。 (7)調整不同的參數變化，重複(3)~(6)步驟以獲得不同實驗參數之結 果。 (8)實驗結束後，待系統溫度以降回常溫時，依反步驟一一將各單位 系統關閉。. 2-10 實驗穩定判斷及注意事項 系統必須達到穩定方可擷取實驗之數據，而判斷穩態的根據為介 電液質通量在± 5 kg/m2s範圍，測試段壓力在± 3 kPa 範圍內變動。 實驗之預熱段及測試段為減少熱損失，外部均包覆絕熱材料，但 不免仍會有熱損失，故於正式實驗之前進行單相之熱損實驗。發現在 進行熱損實驗時預熱段及測試段均有相當程度之熱損，故正式實驗之 時均扣除掉熱損以求達到更精準之實驗值。 實驗時經由即時擷取之各項數據顯示幾乎無變動之後，每隔5秒 鐘紀錄ㄧ次所有接收到之數據並持續10分鐘，再將所有紀錄之數據作 - 12 -.
(23) 平均後進行分析與比較。. - 13 -.
(24) 第三章 數據分析與歸納 本章節主要描述在實驗中所運用之理論模式與資料換算，藉由此 過程之分析來探討本論文中所研究之實驗參數與物理現象。. 3-1 測試段之熱損失之預估 在測試段中，散熱冷板之熱損失主要為冷板向上部份如圖 9，與 向下部分，熱傳機制分別為熱對流與熱傳導。故測試段部份熱損失估 計可表示為： Qloss = kA. Twall − Tb + hnc A(Ttop − T∞ ) ∆x. ⎛ Ttop − T∞ ⎜ hnc = 1.32 ⎜ d h ⎝. ⎞ ⎟ ⎟ ⎠. (3-1). 0.25. (3-2). k = 0.0258 W m 0 C (空氣導熱係數)。. 其中hnc為測試件上方之自然對流熱傳係數，可由參考文獻[12]得知，. Ａ為冷板上方總面積，Ttop 為散熱冷板上面之表面平均溫度，Twall 為測 試件壁面與加熱壁面間之平均溫度， Tb 為電木座底面下方之平均溫 度， T∞ 為冷板上方之環境溫度，dh 為冷板表面之等效水力尺寸。. 3-2 預熱段熱損失之估計 預熱段加熱瓦數之提供和控制分別由恆溫水槽控制水溫與齒輪 幫浦調整流量。在此節實驗內介電流體 HFE-7100 在預熱段內需都維 持在液相狀態以利在估算時忽略相變化之潛熱能量；如此預熱段之能 量可分為顯熱能量與熱損失之能量，關係式可表示為下式： (3-3). Q pre = Q p.loss + Qsensible. 其中預熱段所提供之總能量表示為: - 14 -.
(25) (3-4). Q pre = m& w C p.w (Tw.out − Tw.in ). 預熱段傳給介電流體之顯熱能量為: (3-5). Qsensible = m& HFE C P. H (TH . p out − TH . p in ). 最後，預熱段加熱之真實瓦數為: Q ′pre = Q pre − Q p.loss. (3-6). 其中Tw.out, Tw.in為預熱段水側進出口溫度， m& w 為水側流量， C p.w 為水之 比熱，TH.in, TH.out 介電流體進出預熱段之溫度， m& HFE 為HEF-7100 之質 量流率及 CP.H 為HFE-7100 之比熱。. 3-3 微通道表面溫度之推算 微通道表面溫度 Twall 之計算，由散熱冷板底面之平均溫度 Tb.wall 經 一維熱傳導定律得知： Twall = Tb.wall −. Q ′t k sA. (3-7). 其中 t 為測試段底面微通道表面距離， k s 為冷板材料之導熱係數。. 3-4 單相強制對流之熱傳係數 在單相流動部份，測試段總能量由電源供應器提供加熱瓦數，其 關係式表示為： (3-8). Qideal = IV. 其中 I 及 V 為電源供應器所提供之伏特數及對應的電流數。 扣除散熱冷板之熱損失，則實際加熱瓦數為： Q′ = Qideal − Qloss. (3-9). 由牛頓冷卻定律中[15]得知，在單相強制對流中平均對流熱傳系 數可表示為： hs =. Q′ Ac ∆Tm. (3-10) - 15 -.
(26) ∆Tm =. Tout − Tin T − Tin ln( wall ) Twall − Tout. (3-11). (3-12). Ac = 2n(WL + HL) + Achamber. 薄膜溫度 T f 為進出口溫度之平均溫度和，Ac 為介電流體在微通道 中之濕潤面積， Achamber 為冷板內進出口端 chamber 面積，L 為微通道 長度，H 為微通道高度，W 則為微通道寬度。. 3-5 兩相流熱傳係數與蒸汽乾度 在兩相流動沸騰實驗中，介電流體 HFE-7100 之蒸氣乾度由預熱 段雙套管熱交器控制，熱交換機制分別為顯熱與潛熱部份，則關係式 表示為： Q ′pre = Qsen + Qlaten. (3-13). Q sen = m& HFE C P. H (TH .sat − TH . p in ). (3-14). Qlaten = m& HFE i fg xin. (3-15). 其 中 TH .sat 為 HFE-7100 在 對 應 的 飽 和 壓 力 下 之 飽 和 溫 度 ， xin 為 HFE-7100 進入測試段前之進口乾度。 由能量平衡觀點堆導關係式計算後，可得介電流體 HFE-7100 進 口蒸汽乾度方程式可表示為： ⎛ Qwater − m& HFE C p. HFE ∆Tsub xin = ⎜ ⎜ m& HFE i fg ⎝. ⎞ ⋅⎟ ⎟ ⎠. (3-16). 介電流體 HFE-7100 流經測試段後之乾度變化量則為： ∆x =. xout − xin Q′ = m& HFE i fg 2. (3-17). 平均乾度計算為： xarv = xin +. ∆x 2. (3-18) - 16 -.
(27) 由牛頓冷卻定律得知，雙相流動沸騰熱傳係數之計算式為： htp =. (. Q'. Ac Twall − T f. (3-19). ). 在雙相流動實驗中薄膜溫度為在對應的飽和壓力下之飽和溫度。. 3-6 兩相流動壓降分析 微通道內雙相流動沸騰實驗中，實驗量測所得之微通道壓降 ∆Pexp 包含加速度壓降 ∆Pa 、摩擦壓降 ∆Pf 、重力壓降 ∆Pg 、進口壓降 ∆Pc 與出 口壓降 ∆Pe ，則關係式表示為： ∆Pexp = ∆Pa + ∆Pf + ∆Pg + ∆Pin + ∆Pe. (3-20). ∆Pg = ρgh. (3-21). 其中 g 為重力項，h 為相對高度。 在本實驗中，無相對高度之變化，因此重力壓降 ∆Pg 在本實驗中 可忽略。 (a) 加速度壓降 ∆Pa 為流體因加熱造成密度變化之壓降，可由均質 模式[14] 計算： out. ∆Pa = ∫ G 2ν LG in. ⎛ 1 dx 1 ⎞ ⎟⎟∆x = G 2 ⎜⎜ − dz ⎝ ρG ρ L ⎠. (3-22). 如果考慮均勻加熱，則 dx =. qPh dz i LG. (3-23). 其中q為熱通量，Ph為周長，iLG為潛熱。 ∆Pa =. z = zout. ∫. z =0. G υ LG 2. dx dz = dz. z = zout. ∫G υ 2. LG. z =0. ⎛ 1 1 ⎞ ⎟⎟( xout − xin ) dx =G 2 ⎜⎜ − ⎝ ρG ρ L ⎠. 其中 vG 與 v L 分別為介電流體之液相與汽相之比容。 - 17 -. (3-24).
(28) (b) 摩擦壓降 ∆Pf 為流體經微通道的兩相摩擦壓降，根據 Ribatski et al.(2006)等人的研究，以 Muller-Steinhagen and Heck[17]的預測性最 佳。計算流程如下: ⎛ ⎛ dp ⎞ ⎛ ⎛ dp ⎞ 1 ⎛ dp ⎞ 3 ⎛ dp ⎞ ⎞ ⎞ ⎛ dp ⎞ ⎜ ⎟ = ⎜⎜ ⎜ ⎟ + 2 x⎜⎜ ⎜ ⎟ − ⎜ ⎟ ⎟⎟ ⎟⎟(1 + x ) 3 + ⎜ ⎟ x ⎝ dz ⎠ G ⎝ dz ⎠ f ⎝ ⎝ dz ⎠ L ⎝ ⎝ dz ⎠ G ⎝ dz ⎠ L ⎠ ⎠. (3-25). 上式中的 ⎛⎜. dp ⎞ ⎛ dp ⎞ ⎟ 與 ⎜ ⎟ 分別代表將全部兩相流體視為全部為單 ⎝ dz ⎠ L ⎝ dz ⎠ G. 相液體或氣體的條件下所計算出的壓力梯度，即: 2G 2 ⎛ dp ⎞ ⎜ ⎟ = fL Dh ρ L ⎝ dz ⎠ L. (3-26). 2G 2 ⎛ dp ⎞ = f ⎜ ⎟ G Dh ρ G ⎝ dz ⎠ G. (3-27). 其中摩擦係數可依流動型態為層流或紊流來計算:. f L或G =. 16 Re L或G. Re L或G < 2300. 0.0791Re. -0.25 L或G. (3-28). Re L或G ≥ 2300. (c) 進口壓降 ∆Pc 為流入微通道時因流道變小所造成的壓降， Coleman(2003)建議採用 Hewitt[18]的估算方法: G2 ∆Pc = 2ρ L C0 =. 2 ⎛⎛ 1 ⎞ 1 ⎞⎟ ⎜⎜ ⎟ 1 1 Ψ + − − 2 ⎟ h ⎟ ⎜ ⎜⎝ C 0 σ ⎠ c ⎠ ⎝. 1 ⎛ 1 0.639⎜⎜1 − ⎝ σc. ⎞ ⎟⎟ ⎠. (3-29) (3-30). 0.5. +1. ⎛ ⎞⎞ ⎛ρ Ψh = ⎜⎜1 + x⎜⎜ L − 1⎟⎟ ⎟⎟ ⎠⎠ ⎝ ρG ⎝. (3-31). (d) 出 口 壓 降 ∆Pe 為 流 出 微 通 道 時 通 道 變 大 所 造 成 的 壓 降 ， - 18 -.
(29) Coleman(2003)建議採用 Hewitt[18]的估算模式如下: ∆Pe =. G2. ρL. σ e (1 − σ e )Ψs. (3-32). ⎞ ⎛ρ Ψs = 1 + ⎜⎜ L − 1⎟⎟ 0.25 x(1 − x ) + x 2 ⎠ ⎝ ρG. (. ). (3-33). 3-7 單相強制對流熱傳係數經驗式 在單相流動部份， Muzychka and Yovanovich [19]以 Shah and London [20] 所建議之統御方程式發展出在非圓形的矩道中之正在發 展中流動之平均紐塞數之經驗方程式: m ⎧ 5⎫ 5 m⎧ 13 5 ⎫ ⎤ ⎡ ⎡ ⎤ Re f ⎛ ⎞ ⎛ app ⎞ ⎪ ⎪ 2 f (Pr) ⎞ ⎪ 2 f (Pr) ⎪ ⎛ * ⎟ ⎨⎢0.75⎜ ⎟ Nu ( z ) = ⎨⎜⎜ ⎟ ⎥ + ⎢3.86⎜⎜ ⎬ * 0.1 ⎟ ⎥ ⎬ ⎟ * z 8 π ε ⎝ ⎠ ⎝ ⎠⎦ ⎪⎭ ⎪ ⎪⎝ z ⎠ ⎪⎩⎣⎢ ⎦⎥ ⎣ ⎩ ⎭. 1. m. (3-34) 在 0.1< Pr < ∞條件下，其中混合因子 m 表示為 m = 2.27 + 1.65 Pr. 1. (3-35). 3. 在等熱通加熱下 f (Pr) =. 0.564. [1 + (1.664 Pr. ). 16 9 2. ]. 2. (3-36). 9. 表面摩擦因子可由 Muzychka and Yovanovich [21, 22] 得知 2 ⎤ ⎡⎛ ⎞ ⎟ ⎢⎜ 2⎥ 12 ⎟ ⎛⎜ 3.44 ⎞⎟ ⎥ ⎢⎜ f app Re = ⎢⎜ + ⎡ 192ε π ⎞⎤ ⎟ ⎜⎝ z + ⎟⎠ ⎥ ⎛ ⎥ ⎢⎜⎜ ε (1 + ε ) ⎢1 − 5 tanh⎜ ⎟⎥ ⎟⎟ π ⎥⎦ ⎢⎣⎝ ⎝ 2ε ⎠⎦ ⎠ ⎣. z+ =. z L ⋅ Re. 1. 2. (3-37). (3-38). - 19 -.
(30) 第四章 實驗結果與討論 本章節內容主要討論介電液 HFE-7100 在多重微通道散熱器內之 單相強制對流與兩相沸騰熱傳之壓降與熱傳特性分析，探討在不同加 熱通量及乾度下對壓降與熱傳之影響，並與前人之經驗式比較。. 4-1 壓降分析與經驗式比較 圖10為G = 402.7 kg/m2s, (a) q” = 37.5 kW/m2 (a) q” = 25 kW/m2之 壓降比較圖，ΔP, Exp為散熱冷板進、出口端使用一精度0.1%差壓計 所測量之壓降，ΔP, Muller and Heck為使用方程式(3-34)~(3-38)之壓 降經驗式，ΔP, homogeneous theory 為使用均質模式之壓降經驗式。 如所預料，使用Muller and Heck經驗式所得到的理論壓降值較均質模 式為大，且與本實驗之實驗值較為接近。吾人可以從圖10中發現無論 是使用Muller and Heck之經驗式或是均質模式的理論值，在乾度越高 的時候其預測性越差，與Muller and Heck之經驗式比較最大誤差達 70%。 圖11為G = 295.6 kg/m2s, (a) q” = 37.5 kW/m2 (a) q” = 25 kW/m2之 壓降比較圖，在圖11中可發現當G值下降為 295.6 kg/m2s 時，Muller and Heck以及均質模式之壓降經驗式對實驗值之預測性皆較為精 準，與Muller之經驗式比較時，最大誤差下降至37.5%。 在圖 10 及圖 11 中，吾人得知無論是使用Muller and Heck經驗式 或是均質模式來預測本實驗之壓降皆顯示出兩個趨勢，一為在乾度越 大時兩者之預測性皆越差；二為當質通量G值越小時預測性也越佳。 因此吾人進行質通量G = 201.9 kg/m2s, q = 25~10 kW/m2之實驗，得到 - 20 -.
(31) 如圖 12 之實驗結果。圖 12 中我們發現當質通量G = 201.9 kg/m2s時， 亦顯示出如圖 10 及圖 11 之趨勢，在圖 12 中吾人可以看到在乾度越 小時經驗式的預測值越符合實驗值，且與Muller之經驗式比較，最大 誤差下降至 25%。如此，吾人推論以Muller and Heck之經驗式對本實 驗散熱冷板之壓降預測質通量的影響較經驗式中的 2 次方為小，而乾 度項的影響也較 3 次方小。 圖13為使用Muller and Heck經驗式在不同質通量下，評估各壓降 項 對 總 壓 降 的 貢 獻 百 分 比 ， 從 圖 中 可 以 發 現 加 速 度 項 ΔPa 約 佔 20~30%，摩擦壓降ΔPf約佔70~60%，而入口和出口的壓降ΔPe、ΔPc 相對貢獻較小，約各佔總壓降的5%。. 4-2 熱傳分析 4-2-1 單相分析 ∆P 4 L ρU in2 2. 單相流動在平均紐塞爾數和表面摩擦因子 f app = Dh. 的實驗結. 果中，紐塞爾數(Nu)和表面摩擦因子fapp 的量測不確定性分別約為 ±4.2% (Nu) and ±7.8% (fapp)。微通道在單相流動的條件之下，流動及 熱傳會同時沿著管路發展，實驗結果與相同條件下的非圓管 (Muzychka and Yovanovich, 2004)以及矩形流道的完全發展結果(Shah and London, 1978)作比較，圖14為微通道散熱器使用HFE-7100在單相 條件下之性能，如所預料，紐塞爾數會隨著雷諾數增加而增加，在此 同時表面摩擦因子則隨之遞減，這與微通道在發展中的條件相關。吾 人所量測到的紐塞爾數會比完全發展的值大非常多，這個結果與一般 常見的大尺寸流道會受進口區效應的影響一致。但是實驗結果中，表 面摩擦因子仍比Muzychka and Yovanovich [21]的經驗式高，即使此經 驗式已經考慮入口的影響，本研究的實驗結果仍較經驗式高約 - 21 -.
(32) 10~37%。和Muzychka and Yovanovich 的經驗式比較時，本實驗的表 面摩擦因子較大，這是因為測量到的摩擦數據實際上除了摩擦壓降還 包含了兩個額外的壓損，這兩個額外的壓降來源是微通道的突縮、突 擴以及多管式微通道之不均勻流動分佈所造成。此外，在散熱冷板上 下板的微小距離會導致一個額外的彎管損失，且彎管損失會隨著雷諾 數的增加而增加，故測量到的表面摩擦因子與經驗式的誤差會隨著雷 諾數越來越大。彎管損失對摩擦因子的影響和熱傳比較起來，這些額 外的流動損失對熱傳性能來說是幾乎可以忽略的。基本上，這個測量 結果的趨勢與進口位置對多管式散熱器的流動不均勻的數值模擬(Lu and Wang, 2006)結果相類似。基本上，進、出口位置不可避免地對多 管式微通道散熱器的總壓降會有很大的影響，但是在熱傳上並沒有很 明顯的影響。 4-2-2 雙相分析 在兩相對流熱傳係數的典型實驗結果中，在質通量G = 402.7 kg/m2s時熱傳係數與壓降明顯受熱通量變化之影響，如圖 15。管當熱 通量從 25 kW/m2增加到 37.5 kW/m2熱傳係數有一微小的增加，沸騰 熱傳係數在乾度小於 0.6 時幾乎維持不變。這看起來似乎違反傳統通 道下由核沸騰所主導之結果，在此同時壓降明顯受到熱通量改變有明 顯差異。吾人嚐試由幾個方向來探討此結果，當熱通量由 25 kW/m2增 加到 37.5 kW/m2 壓降大約有 25~30%的變化。為了能夠更清楚的明 白熱通量對總壓降的影響，必須了解到在微通道內的總壓降如方程式 (3-20)~(3-33)，並發現如圖 13 所示，加速度項ΔPa約佔 20~30%，更 反應在圖 12 中熱通量對壓降如預期中的影響。 在較低質通量200 kg/m2s的實驗中，熱傳係數和壓降對應乾度的 關係如圖16所示。不同於圖15質通量為400 kg/m2s的結果，熱通量對. - 22 -.
(33) 熱傳係數與乾度的影響，在加熱瓦數為25 kW/m2時熱傳係數對乾度呈 現幾乎不變的趨勢。而是熱傳係數隨著乾度的增加而急遽減少，與圖 16的結果不同。這個現象的由來與兩相流動在微通道中迥異於傳統通 道有關；和微通道中深長型的氣泡(elongated bubble)成長時所特有的 「爆發性沸騰震盪」現象有關，此現象可用來解釋這個奇特的現象。 一般所知，氣泡在微通道中成長時很容易填滿管路，一旦氣泡填滿管 路，就會推動到氣泡後方的液體，進而阻止原先因流動慣性向前流動 的流體，因而產生迴流的現象。因此在平行的管路中，部分的液體在 管路內被迫往後推，但由於總流量固定，因此其他部分的流體會夾帶 著更多的液體往前進。迴流的情況會導致熱傳係數之下降。 Hetsroni(2003, 2006)[23][24]亦在平行微通道中發現類似的結果。要注 意到，這個現象會在較大質通量時因為不易產生迴流現象而減少。值 得一提的是，目前的微通道研究中大部份皆是單一管路，因此所謂爆 發性沸騰震盪的影響會因為迴流情況減少而變小。. - 23 -.
(34) 第五章 結論 本論文以實驗方法探討介電液HFE-7100 於多管式微通道內，單 向對流以及兩相沸騰熱傳的性能與兩相流動壓降特性。散熱冷板上微 通道的水利直徑為435µm，介電液質通量的範圍為200、300、400 kg/m2s，測試段熱通量範圍為10、25、37.5 kW/m2，分別探討在不同 乾度下之熱傳特性與壓降分析。其結果歸納如下： 1. 單相流動的實驗結果主要在探討紐賽爾數和表面摩擦因子。結果指 出在微通道中，熱傳性能與摩擦因子皆高於完全發展流。本實驗 所得的熱傳係數在不考慮流動不均勻與突縮、突擴的影響之下， 與發展中流動的結果相仿。相反的，突縮、突擴與流動不均勻的 影響卻會導致相當程度的壓降。 2. 在兩相沸騰熱傳方面，在質通量200 kg/m2s時，當熱通量由10 kW/m2增加至25 kW/m2時，冷媒HFE-7100的對流沸騰熱傳係數會 隨著乾度的增加而明顯下降的趨勢。這是因為在鄰近的流道中因 受到爆發性沸騰的影響而產生迴流現象。然而，在較高質通量400 kg/m2s時，可以發現熱傳係數幾乎不隨乾度變化而增減，這是因為 迴流現象的影響會隨著流體慣性的增加而減少所造成的結果。 3. 在兩相流動壓降上，吾人得知無論是使用Muller and Heck經驗式或 是均質模式來預測本實驗之壓降皆顯示出兩個趨勢，一為在乾度 越大時兩者之預測性皆越差；二為當質通量G值越小時預測性也越 佳。與Muller之經驗式比較時，G=400、300、200 kg/m2s最大誤差 為70%、37.5%、25%。如此，吾人推論以Muller and Heck之經驗 式對本實驗散熱冷板之壓降預測質通量的影響較經驗式中的2次 - 24 -.
(35) 方為小，而乾度項的影響也較3次方小。. - 25 -.
(36) 參. 考. 文. 獻. 1. S. G. Kandlikar and W. J. Grande, “Evolution of Micro-channel Flow Passages. –. Thermo-hydraulic. Performance. and. Fabrication. Technology”, Heat Transfer Eng., Vol. 24, No1, pp. 2002-2043, 2003. 2. Kew, P.A., and Cornwell,”Correlations for the prediction of boiling heat transfer in small diameter channels”, Applied Thermal Engineering, Vol. 17., pp. 705-715, 1997. 3. Chinnov, E.A., and Kabov, O.A., Two-phase flows in pipe and capillary cjannels, High Temperature, Vol. 44, pp. 777-795, 2006. 4. Z. W. Liu, W. W. Lin, D. J. Lee and X. F. Peng, “Pool Boiling of FC-72 and HFE-7100”, J. Heat Transfer, Vol. 123, pp. 399-400, 2001. 5. B.. Palm,. “Heat. Transfer. in. Micro-Channels”,. Microscale. Thermophys. Eng., Vol. 5, pp. 155–175, 2001. 6. W. Qu and I Mudrawar, “Flow Boiling Heat Transfer in Two-Phase Micro-Channel. Heat. Sink-I,. Experiment. Investigation. and. Assessment of Correlation Method”, Int. J. Heat Mass Transfer, Vol. 46, pp. 2755-2771, 2003. 7. M. E. Steinke and S. G. Kandlikar, “An Experimental Investigation of Flow Boiling Characteristic of Water in Parallel Micro-Channel”, J. Heat Transfer, Vol. 126, pp. 518-526, 2004. 8. S. G. Kandlikar and M. E. Steinke, “Predicting Heat Transfer During Flow Boiling In Mini-Channels and Micro-Channels”, A-SHRAE Trans., Vol. 109, No. 1, pp. 1-9, 2003. - 26 -.
(37) 9. V. Dupont and J.R. Thome, “Evaporation in Micro-Channel: Influence of the Channel Diameter on Heat Transfer”, Microfluid Nanofluid, Vol. 1, pp. 119-127, 2005. 10. M. C. Lu and C. C. Wang, “Effect of the Inlet Location on the Performance of Parallel Channel Cold Plate”, IEEE Trans. Compon. Packag. Technol. Vol. 29, No. 1, pp. 30 – 38, 2006. 11. Wu, P.S., and Simon,T.W., “Effects of Gases on Subcooled Flow Boiling from Small Regions with and without Streamwise Concave Curvature”, Thermal Phonomena in Electronic System, I-THERM IV. Concurrent Engineering and Thermal Phenomena., InterSociety Conference on, pp. 603-615, 1994. 12. T. Chen and S. V. Garimella, “Effects of Dissolved Air on Subcooled Flow Boiling Flow Boiling of a Dielectric Coolant in a Microchannel Heat Sink”, ASME J. of Electronic Packaging, Vol. 128, pp. 398-404, 2006. 13. T. H. Yen and Y. Suzuki, “Force convective boiling heat transfer in microtubes at low mass and heat fluxes”, Int. J. Multiphase Flow, Vol. 29, pp. 1771-1792, 2003. 14. http://www.pe.utexas.edu/2phaseweb/flowvert.html, The University of Texas at Austin. 15. J. P. Holman, “Heat Transfer”, McGraw-Hill, 8th Edition 16. 王啟川, “熱交換器設計”, 五南出版社, 2000. 17. Muller-Steinhagen, H., Heck, K., “A simple fraction pressure drop correlation for two-phase flow in pipes”. Chemical Engineering Progress, Vol. 20, pp. 297-308, 1986 - 27 -.
(38) 18. Hewitt, G. F., Shires, G. L.,Boll, T. R.,Process Heat Transfer.CRC press, 1994. 19. Muzychka, Y. S., and Yovanovich, M. M.,Laminar Forced Convection Heat Transfer in the Combined Entry Region of Non-Circular Ducts, Trans. ASME, J. Heat Transfer, Vol. 126, pp. 54-61, 2004. 20. Shah, R.K., and London, A.L., “Laminar Flow Force Convection in Duct”, Academic Press, New York, 1978. 21. Y. S. Muzychka and M. M. Yovanovich, “Modeling Friction Factor in Non-Circular Duct for Developing Laminar Flow”, AIAA, paper 97-3880, presented at the 2nd Theoretical Fluid Mechanics Meeting, Albuqerque, NM, 1998. 22. Y. S. Muzychka and M. M. Yovanovich, “Laminar Flow Friction and Heat. Transfer. in. Non-Circular. Ducts. and. Channels:. Part. I-Hydrodynamic Problem”, Compact Heat Exchanger: A Festschrift on the 60th Birthday of Ramesh K. Shah, Grenoble, France, August 24, 2002, G. P. Celata, B. Thonon, A. Bontemps, and S. Kandlikar, eds., pp. 123-130, 2002. 23. Hetsroni, G., Mosyak, A., Segal, Z., and Pogrebnyak, E., “Two-phase Flow Patternsin Parallel Micro-channels”, Int. J. Multiphase Flow, Vol. 29, pp. 341-360, 2003. 24. Hetsroni, G., Mosyak, A., Pogrebnyak, E., and Segal, Z., “Periodic Boiling in Parallel Micro-channels at Low Vapor Quyality”, Int. J. Multiphase Flow, Vol. 32, pp. 1141-1159, 2006.. - 28 -.
(39) Classification. Range of hydraulic diameter. Convectional channels. Dh > 3mm. Mini-channels. 3mm > Dh > 200µm. Micro-channels. 200µm> Dh > 10µm. Transitional Micro-channels. 10µm >Dh > 1µm. Transitional Nano-channels. 1µm >Dh > 0.1µm. Molecular nano-channels. 0.1µm> Dh. 表 1 水力直徑範圍之流道分類. - 29 -.
(40) 物理性質. HFE-7100. Water. 飽和溫度(1atm). 61. 100. o. C. 凝固點. -135. 0. o. C. 分子量. 250. 18. g / mol. 液體密度. 1510. 1000. Kg / m3. 氣體密度. 9.87. 1.673. Kg / m3. 液體黏滯係數. 3.70×10-4. 2.81×10-4. Kg / m.s. 液體表面張力. 1.019×10-2. 58.92. N/m. 介電常數. 7.4. 80. 1 KHz. 潛熱. 111.6. 2272. KJ / Kg. 液體比熱. 1183. 1450. J / Kg.K. 液體熱傳導係數. 0.062. 0.6. W / m.K. 溫室效應 (GWP). 320. None. 大氣週期 (ALT). 4.1. None. 單位. year. 表 2 介電液 HFE-7100 與水在一大氣壓之性質比較. - 30 -.
(41) 參數. 範圍. 單位. 熱通量. 10~37.5. kW/m2. 飽和壓力. 1.3~1.85. bar. 質量通率. 100~400. kg/m2sec. 乾度. 0.1~0.9. 表 3 控制參數範圍. - 31 -.
(42) 圖 1 系統設備圖. - 32 -.
(43) 不凝結氣體逸出. 冷卻水出口. 蛇形冷卻管. 溫度計 冷卻水進口 液體HFE-7100回流 HFE-7100與不凝結氣體蒸發向上. HFE-7100 加熱面. 圖 2 介電液 HFE-7100 之除氣過程示意圖. - 33 -.
(44) 散熱冷板 壓力扣具施固定壓力 加熱片 電木. 熱電偶. 空氣隔熱層 熱電偶. 圖 3 測試段設計示意圖. - 34 -. 熱電偶.
(45) 熱電偶. 圖 4 熱電偶之量測位置示意圖. - 35 -.
(46) Deep=0.5. Deep=0.5. Deep=0.5. (a). (b). 圖 5 微流道散熱冷板示意圖 (a) 上板 (b) 底板. - 36 -.
(47) 圖 6 散熱冷板外觀圖. - 37 -.
(48) do di. HFE-7100. Water. Di Do. (a). HEF-7100 出口 冷卻水進口. HEF-7100 進口. 冷卻水出口. (b) 圖 7 反向流動式熱交換器-雙套管(a)雙套管截面圖 (b)外觀 圖 - 38 -.
(49) 圖 8 壓力扣具. - 39 -.
(50) T∞. Ttop. Tw. Tb. 圖 9 測試段熱散失狀況示意圖. - 40 -.
(51) 40000 ∆P,Exp ∆P,Muller and Heck ∆P,homogeneous theory. Pressure Drop, ∆P [Pa]. 35000 30000 25000 20000 15000 10000 5000 0 0.1. 0.2. 0.3. 0.4. 0.5. 0.6. Quality, x. (a) 30000 ∆P,Exp ∆P,Muller and Heck ∆P,homogeneous theory. Pressure Drop, ∆P [Pa]. 25000 20000 15000 10000 5000 0 0.15. 0.20. 0.25. 0.30. 0.35. 0.40. 0.45. 0.50. 0.55. Quality, x. (b) 圖 10 質通量G = 402.7 kg/m2s在不同熱通量(a) q” = 37.5 kW/m2 (b) q” = 25 kW/m2時，壓降實驗值與經驗式之比較 - 41 -.
(52) 30000 ∆P,Exp ∆P,Muller and Heck ∆P,homogeneous theory. Pressure Drop, ∆P [Pa]. 25000 20000 15000 10000 5000 0 0.1. 0.2. 0.3. 0.4. 0.5. 0.6. 0.7. 0.8. Quality, x. (a) 30000 ∆P,Exp ∆P,Muller and Heck ∆P,homogeneous theory. Pressure Drop, ∆P [Pa]. 25000 20000 15000 10000 5000 0 0.1. 0.2. 0.3. 0.4. 0.5. 0.6. 0.7. Quality, x. (b) 圖 11 質通量G = 295.6 kg/m2s在不同熱通量(a) q” = 37.5 kW/m2 (b) q” = 25 kW/m2時，壓降實驗值與經驗式之比較. - 42 -.
(53) Pressure Drop, ∆P [Pa]. 10000 ∆P,Exp ∆P,Muller and Heck ∆P,homogeneous theory. 8000. 6000. 4000. 2000. 0 0.2. 0.3. 0.4. 0.5. 0.6. 0.7. Quality, x. (a). Pressure Drop, ∆P [Pa]. 10000 ∆P,Exp ∆P,Muller and Heck ∆P,homogeneous theory. 8000. 6000. 4000. 2000. 0 0.0. 0.1. 0.2. 0.3. 0.4. 0.5. 0.6. Quality, x. (b) 圖 12 質通量G = 201.9 kg/m2s在不同熱通量(a) q” = 25 kW/m2 (b) q” = 10 kW/m2時，壓降實驗值與經驗式之比較. - 43 -.
(54) Percentage of all pressure drop terms. 0.8. 0.6. ∆Pf / ∆Ptotal ∆Pa / ∆Ptotal ∆Pc / ∆Ptotal ∆Pe / ∆Ptotal. 0.4. 0.2. 0.0. 150. 200. 250. 300. 350. 400. Mass flux, G [kg/m2s]. 圖 13 不同質通量時各項壓降所占總壓降之值. - 44 -. 450.
(55) (a). (b) 圖14 單相實驗結果與經驗式和完全發展流之比較(a)表面摩 擦因子 (b)紐塞爾數 - 45 -.
(56) Heat Transfer Coefficient, htp [W/m2K]. 3500 3000 2500 2000 1500 1000 q" = 37.5 kW/m2 q" = 25 kW/m2. 500 0 0.1. 0.2. 0.3. 0.4. 0.5. 0.6. Quality, x. (a) 40000. Pressure Drop, ∆P [Pa]. 35000 30000 25000 20000 15000 q" = 37.5 kW/m2 q" = 25 kW/m2. 10000 5000 0.1. 0.2. 0.3. 0.4. 0.5. 0.6. Quality, x. (b) 圖15 質通量G = 402.7 kg/m2s，熱通量對(a)兩相對流熱傳係 數 (b)壓降與蒸氣乾度之影響 - 46 -.
(57) Heat Transfer Coefficient, htp [W/m2K]. 3500 3000 2500 2000 1500 1000 q" = 25 kW/m2 q" = 10 kW/m2. 500 0 0.0. 0.1. 0.2. 0.3. 0.4. 0.5. 0.6. 0.7. Quality, x. (a). Pressure Drop, ∆P [Pa]. 10000. 8000. 6000. 4000. 2000. 0 0.0. 0.1. 0.2. 0.3. 0.4. 0.5. 0.6. 0.7. Quality, x. (b) 圖16 質通量G = 201.9 kg/m2s，熱通量對(a)兩相對流熱傳係 數 (b)壓降與蒸氣乾度之影響. - 47 -.
(58)
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