机械泵驱两相流体回路具有能耗低、性能优良、传输距离远、系统稳定、控制简单等特性，是航天热控领域的一项先进技术。目前在激光器、雷达、遥感器等对热控指标要求较高的设备中，机械泵驱两相流体回路系统的研发及应用已成为各国的研究重点。然而，低温环境下冷却工质黏度增大，流动阻力增加，因此机械泵在启动过程中需要克服更大的阻力，导致扭矩和功率升高^［1］；此外，低温还会影响润滑剂效果，增加泵的内部摩擦^［2］；恶劣的低温环境还可能导致流体产生空化现象，进而导致转子摆动、结构振动、噪声等问题，从而对泵的工作性能产生影响^［3］。

刘杰等^［4］开展了以机械泵为驱动力的相变传热实验。实验中将冷凝器置于小气候箱内用于模拟太空中冷凝器的边界温度，其他主要部件置于恒温气候箱内；对比了−13 ℃和15 ℃启动泵时蒸发器温度变化，发现当施加200 W热负荷时，蒸发器出口段出现明显的过热现象，之后蒸发器温度降低并趋于稳定，且过热度越大，温度稳定所需时间越短。黄臻成等 ^[5］利用SINDA/FLUENT软件对应用在主动式热控回路上的冷凝器进行了散热分析，通过改变流向和补偿加热的方式，在系统能承受的最低温度−15 ℃下，满足了最高125 W加热功率的控温需求。Zhang等^［6］开发了一种机械泵驱CO₂两相回路冷却系统，用于AMS−02探测器的温度控制，分析了系统启动和稳定运行时的性能，并利用液氮将腔室护罩冷却至−70 ℃，以模拟AMS−02 探测器的最低环境温度。结果表明，375 W模拟加热功率下，蒸发器温度稳定在−10 ℃。李建华等^［7］对用于真空低温环境的热像仪设备舱进行了研究。该设备舱工作环境为−173 ℃。通过将舱内抽真空合并舱内表面粘贴电加热片的方式使设备舱内部温度维持在−20~30 ℃之间。王珊珊等^［8］设计了能够满足温度在−196~100 ℃下使用的高低温摄像监控系统，其热控方案采用真空绝热、热桥阻热以及主动加热或冷却进行温度调控。实验结果表明，在80 W模拟热源下，该系统内部感光元件的表面温度在−30~ 50 ℃范围内。赵振明等^［9］利用仿真模型研究了机械泵驱两相流体回路系统辐射冷凝器中温度变化以及管道内气液两相分布，并通过实验研究了在26 ℃环境温度下，系统启停和控温性能。结果表明，在45 W加热功率下，系统在5 000 s时可将蒸发器温度稳定在25 ℃以内。孟庆亮等^［10］针对航天遥感器核心组件的高精度与高稳定度的控温需求，设计并搭建了一套泵驱两相流体回路实验装置，将各组件置于−5 ～ 0 ℃环境中，以验证其在高真空、外热流条件变化下的工作能力。结果表明，蒸发器温度的变化受外热流与热源启停的影响较小，且主回路的相态由液相向气液两相转变时，系统出现了不稳定的振荡现象。

目前在国内外针对泵驱两相流体回路特性的研究中，对散热器在启动及稳定运行过程中的温度响应特性和均温性的研究仍不充分，尤其是针对航天低温环境的实验研究较少。与常温测试相比，低温测试对泵驱两相流体回路的性能及可靠性、流量及流体温度控制、散热器性能均提出了更高的要求。本文通过地面测试探究机械泵驱两相流体回路在低温环境下的运行情况，分析工质不同质量流量和进口温度对散热器性能的影响。

1 泵驱两相流体冷却系统实验台 1.1 系统组成

在航天低温环境下，泵驱两相流体冷却系统工作温度可低至−40 ℃，这对泵的供液能力提出了挑战，因此进行低温环境下的地面测试十分必要。泵驱两相流体冷却系统组成如图1所示，其中：P为压力传感器，用来测量冷却器冷端出口，机械泵本体，散热设备进、出口压力；Z为流量计；T为温度传感器，布置在风冷冷却器冷端出口；T_in、T_out为温度传感器，分别用来测量散热设备进、出口温度；T₁ ～T₆为温度传感器，分别用来测量散热器本体不同位置的温度。该系统由置于低温舱内的机械泵、储液罐、工质瓶、风冷冷却器，置于舱外的过滤器、视液镜、预热器、散热器，以及流量控制阀、绝对压力传感器、流量计、热电偶、连接管路等部件组成。低温舱温度可调，以模拟航天低温环境。

在航天领域应用最为成熟的以两相流为热载体的主动式热控系统中，R134a在中等温度范围具有较高的热稳定性和化学稳定性，蒸发压力适中，汽化潜热较高，因此本实验选用R134a作为冷却工质。工质存储在储液罐中，经机械泵驱动进入散热器，在散热器中吸热蒸发。吸热后的两相流体进入冷却器放热，从而实现完整的散热循环。系统通过调节机械泵频率以及阀门开度来控制工质质量流量。测量仪器参数如表1所示。测量数据由KEITHLEY2700多通道数据测量仪采集并显示。

1.2 散热器

利用3种不同规格的聚酰亚胺加热膜来模拟航天设备热负荷。加热膜参数如表2所示。模拟热源及温度测点如图2所示，其中T₁、T₆用于测量进、出口温度，分别布置在距离进、出口50 mm处；T₂用于测量经过热源一前半段加热后的流体温度，布置在中间圆形结构上端；T₃、T₄用于测量热源二区域的温度变化，分别布置在左、右侧圆柱形结构中间；T₅用于测量从热源二流出的流体温度，布置在中间圆形结构下端。热源一、热源二的加热功率分别为810、164 W；加热膜贴附在紫铜衬板上，通过电源控制柜调整电压来模拟设备运行时的热负荷。

散热器结构如图3所示。工质经过热源一后分为左、右两路，与热源二完成换热后在出口处汇合。散热器结构对称，其管道布局密度根据热流密度设计：上半区域管道呈多层蛇形排列；下半区域管道分为两路，分别流向两侧的热源二，其管道均匀环绕并包裹热源二一周。两侧热源的管道通过中间的三通管连接，形成完整的冷却回路。散热器管道为紫铜管，管道与衬板的连接采用真空钎焊技术。

散热器进口段管道直径为10 mm，出口段管道直径为12 mm，进、出口之间的管道直径为6 mm。其他设备的连接管道为直径10 mm（进口）和12 mm（出口）铜管。管道与管道之间采用铜制卡套接头连接并通过耐压测试，具备3 MPa的承压能力。散热器和管道均采用保温棉包裹，以减少与外界的热量交换。

对于两相系统的换热，有

$\qquad Q=m{c}_{p}({T}_{\text{sat}}-{T}_{\text{in}}) + mX\gamma $

(1)

式中：$ Q $为换热量，J；$ m $ 为质量流量，kg/s；$ c_p $为比热容，J/( kg·℃)；$ {T}_{\text{sat}} $为工质的饱和温度，℃；$ {T}_{\text{in}} $为蒸发器入口温度，℃；$ X $为出口干度；$ \gamma $为潜热，J/kg。

1.3 其他系统主要组件

机械泵主要为制冷剂在系统中的流动提供动力。本文考虑到对泵的结构简单、体积小、重量轻、安装检修方便等需求，选择叶片式泵中的离心泵，并且针对电磁环境、离子辐射等对泵进行了屏蔽设计。该泵配合变频器使用，频率范围为36 ～ 60 Hz。根据不同需求，通过调节变频器频率来调节流量。

制冷剂R134a的储液罐采用厚度为11 mm的不锈钢板焊接而成，其中储液罐高度为450 mm，半径为75 mm，容量为7.8 L，呈圆柱形。储液罐上部有2个进口，其中1个为制冷剂，另1个连接压力表，以显示储液罐中的压力；下部有1个出口，制冷剂由此进入机械泵。储液罐以三通形式连接至回路中。

将耐高温发热镍丝缠绕在预热器管道上。镍丝直径为0.2 mm，绝缘套直径为0.5 mm，加热丝功率可调，最大预热功率为40 W。在低温实验中，使用预热器能够减小流入散热器的工质过冷度，缓解系统启动的失稳现象^［11］，有助于系统快速过渡到两相状态，提高散热器的均温性。

1.4 实验目标

模拟热源总加热功率为974 W（热源一810 W，热源二164 W），工质进入散热器的温度为15 ～ 22 ℃、质量流量为7.59 ～ 12.64 g/s时，散热器表面测点温度需控制在32 ℃以下，散热器表面温差需控制在6 ℃以内。实验目标是在温度控制满足要求的基础上，尽可能降低系统功耗。

2 结果分析

R134a在泵驱两相流冷却系统循环工作时的热力学状态如图4所示，其中：1—2为泵增压过程，工质进入机械泵后，经过泵的增压后，具有一定过冷度的工质升压到某一确定温度对应的饱和压力；2—3为预热器加热过程，工质受低温舱环境温度影响，以较高过冷度进入预热器后被加热，焓增大，过冷度减小，但由于阻力的存在，工质压力降低；3—4为蒸发过程，工质流入散热器中，通过流动沸腾与模拟热源进行热量交换，工质焓增大；4—1为冷凝过程，工质以两相状态进入冷凝器，被完全冷却至饱和液体，工质焓下降，冷凝后流体再以一定的过冷度流入机械泵完成热力循环。

2.1 常温实验

首先在常温环境（18 ℃）下进行实验。稳态工况下，对散热器施加设定的加热功率，并控制冷却工质进入散热器的进口温度在18 ～ 22 ℃之间，通过调节流量来满足控温需求。

图5为散热器进口温度为18 ℃、过冷度为4.5 ℃、质量流量为12.64 g/s、热源一加热功率为810 W、热源二加热功率为164 W时6个测点温度T的变化。实验开始时，各测点温度稳定在环境温度18 ℃附近。启动泵并稳定运行50 s后，再开启热源进行加热。此时散热器测点温度迅速上升，并在阶段一出现温度过冲现象^［12］，其中T₅测点温度攀升至34.0 ℃。机械泵运行130 s后各测点温度开始下降，直至稳定。这种启动方式被称为一次上升超调启动^［13］。在超调启动过程中，需要较高的壁面过热度来形成初始汽化气泡。在施加热流初期，管道内尚未建立稳定的流动沸腾换热过程，且初始气泡贴壁附着阻碍了散热器换热，导致加热面温度升高，过热度增大，进而促使系统进入稳定的两相流状态。系统稳定后，维持气泡成核所需的过热度相对较低，越来越多的气泡汇聚成核，系统的换热性能得到极大的增强，导致温度下降。这种超调现象在泵驱两相流冷却系统中也用于表征管道内换热形式由单相对流换热转变为沸腾换热。

在阶段二温度稳定后，T₁测点温度为19.3 ℃，略高于18 ℃的进口温度。液体工质经过部分热源一加热后流经T₂测点，稳定后其温度为21.3 ℃。T₃、T₄两测点温度相差不大，分别为23.3、23.4 ℃。这是由于热源二的加热功率较小，向管道内流体提供的热量较少。T₅测点处，工质在经部分热源一和全部热源二加热后，温度稳定在24.0 ℃。T₆测点温度为散热器出口温度。在被全部热源加热后，管道内工质充分吸热蒸发，T₆测点温度最终稳定在24.3 ℃，而工质以稳定的两相流状态流出散热器。此工况下出口压力为0.59 MPa，饱和温度为21.2 ℃。出现测点温度高于饱和温度的原因是：两相流中液体和气体未完全混合均匀，尤其在蒸发器出口或高热通量区域，部分液体会蒸发成气体后继续吸热，这会使气相温度超过饱和温度。此外，由于测点布置在模拟热源附近，热量会沿着铜质管道传递，从而影响测点温度，并且在包裹保温棉的空间内测点会直接受到热源辐射影响，最终导致测点温度偏高。

2.2 进口温度和质量流量对散热器性能的影响

由于T₃、T₄测点温度无明显差异，后续仅展示T₃测点温度变化。实验中设定3种进口温度T_in（18、20、22 ℃），在不同质量流量下观察各测点温度的变化。

图6(a)为质量流量为12.64 g/s时各测点温度随进口温度的变化。沿程测点温度会随进口温度的升高而升高，最高温度出现在22 ℃进口温度下的T₆测点，为27.6 ℃；质量流量为12.64、9.48、7.59 g/s时，T₆、T₁测点最大表面温差分别为5.3、5.0和4.9 ℃，满足控温需求。在不同进口温度下，管道后半段均有较大的温度梯度。这是由于管道内液体工质在显热作用下逐渐吸热至饱和温度；随着加热过程的进行，液体逐渐蒸发，相变过程通过潜热吸收大量热量，使管道后半段的换热能力大幅增强，蒸发进入稳定阶段。T_in=22 ℃时液体接近饱和，其开始相变的位置会更靠近进口，T₁、T₂测点间温升幅度较大。待蒸发进入稳定阶段后，其余测点温度变化较小。由于管道内压降的存在，工质的饱和温度也会有所下降，T₅测点温度低于T₄测点温度。

图6(b)为质量流量9.48 g/s时各测点温度随进口温度的变化。与图6(a)相比，当质量流量减小时，散热器表面温度有所上升。该流量的3种进口温度下，T₁、T₂测点间温升均较大，T₃、T₅、T₆测点温度均趋于稳定，波动较小。这是由于质量流量减小后，工质将更快吸热并升温至饱和温度，也更快进入稳定蒸发阶段，因此此阶段温度控制过程更稳定。T_in分别为18、20、22 ℃时散热器最大表面温差分别为5.3、5.6、5.3 ℃，最高温度出现在T_in=22 ℃时T₆测点，为29.8 ℃，满足控温需求。

当质量流量继续减小至7.59 g/s时，沿程测点温度增幅较大，如图6（c）所示。进口温度为18 ℃时，T₆测点温度为30.6 ℃，散热器最大表面温差为9 ℃；进口温度为22 ℃时，T₆测点温度为37.5 ℃，散热器最大表面温差为12.3 ℃。按照T₆测点温度和压力测算得到的出口干度达到0.73。此时气态工质占比大幅增加，局部过热现象频繁发生，管道内出现间歇干涸表面，传热效果恶化。因此，该流量的工况不再满足控温需求。

图7为相同进口温度下测点温度随质量流量的变化。3种进口温度下，当质量流量为12.64、9.48 g/s时，T₃、T₅、T₆测点温度趋于平稳，温差小于2.0 ℃；当质量流量降至 7.59 g/s时，T₃、T₅、T₆测点温度呈上升趋势，管道内出现较为明显的过热现象。因此，考虑到散热器的温度表现和系统功耗，在18 ～ 22 ℃进口温度时，质量流量9.48 g/s为最佳流量。后续实验将在该流量下进行。

图8为不同进口温度时管道内压降和出口干度随质量流量的变化。图8 (a)中，管道内压降随质量流量的增大而增大。相同流量时，压降随进口温度升高而增大。这是由于温度的升高会使液体更容易达到饱和温度，液体快速汽化，生成更多的气泡，且气泡的生成、膨胀、合并和脱落均会显著增加流动的摩擦力。图8 (b)中，出口干度随质量流量的增加而减小，随进口温度的升高而增大。

2.3 低温实验

航天设备通常暴露于低温环境中，需要高度精确的热控系统来确保设备核心部件的温度在工作范围内。本实验中设备的最低工作温度为−40.0 ℃。为保证设备正常运行，需探究在低温环境下泵驱两相流体冷却系统的工作性能。

航天外部低温环境会增加冷却工质的黏度。R134a物性参数如表3所示。−40.0 ℃时R134a的黏度和表面张力分别为20.0 ℃时的2.26、1.29倍。这会导致流体在管道内的流动阻力显著提高，机械泵需要提供更大的能量来维持流体的循环。此外，较低的环境温度会使泵在启动时需要更大的扭矩和启动功率，从而难以在最佳工况下运行，进而导致机械泵启动困难。在特殊情况下，机械泵需要预热器辅助加热，这将导致系统整体功耗上升^［14］。

低温实验中将低温舱温度分别降至0、−20.0、−40.0 ℃来模拟航天低温环境。散热器由保温棉包裹，这虽然能减少热量损失，但并不能完全隔绝热交换。热源开启后，若长时间处于低温环境中，散热器的漏热会对其性能产生较大的影响，因此将散热器置于低温舱外，以减小低温环境的干扰。舱外环境温度为15 ℃。其余主要设备置于低温舱内，关闭隔热门后待舱内温度下降到目标低温并稳定后开始实验。开机时保持常温工况下质量流量为9.48 g/s时的泵转速和阀门开度不变。

图9（a）为低温舱温度降至0 ℃时散热器温度随时间的变化。热源一、热源二加热功率仍分别为810 W和164 W。实验开始时，散热器温度稳定在环境温度15 ℃附近。启动机械泵后，工质在泵的驱动下开始循环。受低温舱温度影响，舱内设备向0 ℃环境散热，散热器温度迅速下降。为了避免过低的流体温度对散热器性能造成不利影响，需开启预热器，并监测预热器温度，微调预热器加热功率以提高流体温度。由图9（a）可知，80 s时开启预热器，逐渐加热流体至散热器进口温度15 ℃，随后开启模拟热源加热。可见，测点温度迅速上升，T₂、T₃、T₅测点均出现不同程度的温度过冲现象，T5测点温度在260 s时攀升至最高温度35.4 ℃。随着管道内沸腾传热达到稳定，系统的换热性能显著提高，过冲温度开始下降。400 s左右各测点温度基本达到稳定。受低温舱温度的影响，泵的输送能力下降，此时流量计读数为8.53 g/s，小于初始设置的9.48 g/s。稳定后最高温度为T₆测点的27.2 ℃，最大表面温差为5.7 ℃，满足控温需求。从热源开始加热，至400 s散热器温度达到稳定，耗时约240 s。

图9(b)为低温舱温度降至−20.0 ℃时散热器温度随时间的变化。待散热器温度稳定在环境温度15 ℃时启动机械泵，此时过冷流体迅速流入散热器，各测点温度随之降低至−20 ℃。90 s时调整预热器加热功率并加热流体至15 ℃，随后开启模拟热源加热，此时各测点温度上升趋势与0 ℃工况时相似，但升幅大于0 ℃工况时，且T₂、T₃、T₅测点均出现不同程度的温度过冲现象，其中T₅测点温度在290 s时达到最高值40.9 ℃。管道内工质吸热沸腾达到稳定后，过冲温度开始下降。450 s左右散热器温度趋于稳定。稳定后最高温度为T₆测点的29.6 ℃，最大表面温差为5.9 ℃，满足控温需求。此时流量计读数为7.72 g/s，小于0 ℃工况时的流量。散热器温度达到稳定耗时延长至270 s。

图9（c）为低温舱温度降至−40.0 ℃时散热器温度随时间的变化。散热器温度稳定至环境温度后开启机械泵。受低温舱环境温度的影响，散热器温度降至接近−40.0 ℃。120 s时开启预热器加热流体至15 ℃，随后开启模拟热源加热。可见，散热器温度短时间内迅速上升，T₂、T₃、T₅、T₆均出现温度过冲现象。与前两组工况时不同，该工况时当各测点温度升高至第一个波峰后，散热器温度并未稳定，而是在短暂下降后上升至第二个波峰，随后出现周期性振荡，振荡周期约为150 s。蒸发器温度长时间处于波动状态，且最高温度达到73.3 ℃，因此该工况时启动失败。在启动过程中，极低的舱内温度导致工质黏度和表面张力增大，影响了机械泵的供液能力，此时输送至散热器的工质质量流量在5.3 ～ 6.4 g/s之间波动，相变过程变得不稳定，散热器控温效果较差，不满足控温需求。

在低温实验中发现，质量流量会因泵所处的低温环境温度的降低而降低，因此加设1个温度反馈测点T₇用以调整系统流量，如图10所示。当T₇测点温度超过32.0 ℃时，可将温度反馈给计算机控制端，从而通过增大泵的转速来提高工质质量流量。图11为加设反馈测点后−40.0 ℃低温环境下散热器温度的变化。与图9（c）中的情况一致，运行至210 s时开启模拟热源加热，此时各测点温度迅速上升；230 s时，T₇测点捕捉到温度超过阈值，变频器开始提高输出频率，电机转速从1 350 r/min开始上升，并按照系统预设的加速曲线逐步提升至1 740 r/min，从而满足控温需求。此时，离心泵的叶轮加速旋转，流经散热器的工质质量流量逐渐增大。由于调节的滞后性，T₂、T₃、T₅、T₆四个测点仍出现温度过冲现象，290 s时T₅测点最高温度达到60.1 ℃。随后各测点温度开始下降。虽然散热器温度会出现波动，但由于工质得到及时补充，整体温度仍处于下降趋势，且波动幅度越来越小。760 s左右时，散热器各测点温度达到稳定，最高温度为T₆测点的30.6 ℃，最大表面温差为5.9 ℃，流量计读数为7.40 g/s，稳定过程耗时延长至550 s，稳定后的温度可满足控温需求。

低温实验中，低温舱温度降低导致散热器控温难度增大，系统启动至稳定过程的耗时增加。−40.0 ℃工况时需将质量流量提高至7.40 g/s，散热器方可满足控温需求。

3 结论

本文通过模拟航天电子设备热输入，在地面设计并搭建机械泵驱两相流体回路实验台，分析工质不同质量流量、进口温度对散热器性能的影响，探究了本系统在低温环境下的运行情况。主要结论为：

（1）通过常温实验（环境温度18 ℃）为系统匹配了满足温控需求的质量流量和进口温度，分析了启动初期温度过冲现象发生的原因。在进口温度为18 ～ 22 ℃、质量流量为9.48 g/s时，散热器最高温度可控制在32 ℃以下，最大表面温差可控制在6 ℃以内，此时9.48 g/s为最佳流量；当质量流量降至7.59 g/s时，散热器局部过热频发，传热效果恶化，散热器控温效果不满足控温需求。而质量流量为12.64 g/s时，虽满足温控需求，但耗功较大。

（2）低温实验中（低温舱温度设为0、−20.0、−40.0 ℃），开机时将泵功率调到与常温实验工况质量流量为9.48 g/s时的相同。随着低温舱温度的降低，机械泵的供液能力受到影响，实际质量流量降低，导致散热器控温难度增大，且系统稳定耗时增加。当低温舱温度降至0、−20.0 ℃时，散热器可满足控温需求。当低温舱温度降至−40.0 ℃时，质量流量波动变大，散热器控温失败，此时需增大泵转速，以应对−40.0 ℃低温造成的质量流量减小且不稳定的影响，从而达到控温需求。