郭慶, 羅凱, 耿少航, 秦侃

(1.西北工業(yè)大學(xué) 航海學(xué)院, 陜西 西安 710072; 2.西安電子工程研究所, 陜西 西安 710100)

0 引言

為適應(yīng)現(xiàn)代海洋探測(cè)與攻防的需求,無(wú)人水下航行器必須在航速、航程與航深等方面尋求進(jìn)一步突破,這對(duì)水下動(dòng)力系統(tǒng)提出了更高要求[1]。電動(dòng)力系統(tǒng)在電池能量密度、安全性等方面尚存在限制[2]。對(duì)于熱動(dòng)力系統(tǒng),常見(jiàn)的開(kāi)式循環(huán)系統(tǒng)存在航深適應(yīng)性缺陷[3];閉式循環(huán)系統(tǒng)的運(yùn)行不受環(huán)境影響,但技術(shù)難度大,在鍋爐反應(yīng)器等方面還有許多問(wèn)題有待研究[4]。半閉式循環(huán)系統(tǒng)在主機(jī)后部增加了乏氣增壓排放裝置,大幅減小了環(huán)境壓力對(duì)主機(jī)運(yùn)行的不利影響,是水下熱動(dòng)力系統(tǒng)的發(fā)展方向之一。

在半閉式系統(tǒng)中,為縮小裝置尺寸、減少增壓耗功,通常需進(jìn)行乏氣快速冷凝。一種應(yīng)用于水下航行器的半閉式系統(tǒng)結(jié)構(gòu)如圖1所示,該動(dòng)力系統(tǒng)采用由OTTO-Ⅱ推進(jìn)劑、高氯酸羥胺(HAP)和水組成的三組元燃料[5],燃燒產(chǎn)物如表1所示,其中含有大量水蒸氣等可凝可溶成分。

表1 HAP三組元推進(jìn)劑燃燒產(chǎn)物組成

圖1 半閉式循環(huán)動(dòng)力系統(tǒng)結(jié)構(gòu)示意圖

在半閉式系統(tǒng)中,可采用圖2所示的套管式海水換熱器進(jìn)行乏氣冷凝,其中外流道為海水流道,內(nèi)流道為乏氣流道,乏氣在換熱器中的冷凝過(guò)程可抽象為含不凝氣體的蒸汽凝結(jié)換熱過(guò)程。系統(tǒng)正常運(yùn)行時(shí),由于兩相泵的抽吸作用,換熱器工作壓力較低;當(dāng)系統(tǒng)啟動(dòng)或切換高速時(shí),兩相泵的轉(zhuǎn)速變化滯后于燃?xì)饬髁康脑黾?泵前壓力大幅升至超過(guò)舷外壓力,單向閥開(kāi)啟并泄壓,直至兩相泵轉(zhuǎn)速達(dá)到設(shè)定值,系統(tǒng)回歸正常運(yùn)行狀態(tài)。為使工質(zhì)體積快速下降并維持系統(tǒng)運(yùn)行,在這一過(guò)程中換熱器仍需正常工作,此時(shí)的工作壓力等于舷外壓力。本文研究的動(dòng)力系統(tǒng)的最大航深為1 000 m,意味著換熱器必須在 10 MPa 的高壓力下正常工作。

圖2 套管式換熱器結(jié)構(gòu)示意圖

海水換熱器能否在全工況下有效進(jìn)行乏氣的降溫冷凝,對(duì)半閉式系統(tǒng)的構(gòu)型研究至關(guān)重要。對(duì)高壓力條件下海水換熱器內(nèi)部含不凝氣體的蒸汽凝結(jié)換熱特性進(jìn)行研究,是海水換熱器性能研究的重要組成部分。針對(duì)含不凝氣體的蒸汽凝結(jié)換熱過(guò)程,各國(guó)學(xué)者進(jìn)行了一系列試驗(yàn)與仿真研究。

凝結(jié)換熱試驗(yàn)研究可對(duì)傳熱傳質(zhì)現(xiàn)象進(jìn)行直接觀察與測(cè)量,所得結(jié)果可作為理論與數(shù)值模型的基礎(chǔ)與驗(yàn)證,現(xiàn)有的試驗(yàn)研究重點(diǎn)關(guān)注冷凝通道結(jié)構(gòu)與不凝氣體類(lèi)型對(duì)凝結(jié)換熱的影響。Kuhn等[6]和Kuhn[7]通過(guò)豎直管中含不凝氣體的蒸汽凝結(jié)換熱試驗(yàn)研究,提出了可用于計(jì)算通道內(nèi)換熱系數(shù)的削弱因子算法。Lee等[8]對(duì)豎直管道中含氮?dú)獾恼羝Y(jié)換熱規(guī)律進(jìn)行分析,認(rèn)為小尺寸通道的界面應(yīng)力能削弱不凝氣體對(duì)蒸汽凝結(jié)換熱的抑制作用。Ren等[9]試驗(yàn)分析了水平圓管含不凝氣體的凝結(jié),發(fā)現(xiàn)了圓管頂端與底端的非均勻換熱現(xiàn)象。馬喜振[10]通過(guò)試驗(yàn)分析了自然對(duì)流條件下工況參數(shù)對(duì)含不凝氣體蒸汽凝結(jié)換熱的影響,認(rèn)為在壓力較低時(shí),換熱系數(shù)隨壓力上升而增大,直至達(dá)到某一臨界壓力值。Park等[11]試驗(yàn)研究了強(qiáng)制對(duì)流條件下含不凝氣體的蒸汽凝結(jié)換熱特性,并擬合了由凝結(jié)液膜雷諾數(shù)、不凝氣體質(zhì)量分?jǐn)?shù)和雅可比數(shù)組成的換熱關(guān)聯(lián)式。Ji等[12]對(duì)超疏水表面的蒸汽凝結(jié)換熱現(xiàn)象進(jìn)行了試驗(yàn)研究。

隨著計(jì)算流體力學(xué)的逐步發(fā)展,研究人員基于實(shí)際現(xiàn)象進(jìn)行合理假設(shè),運(yùn)用相關(guān)理論建立了多種數(shù)值計(jì)算方法,這些方法可以用于對(duì)含不凝氣體的蒸汽冷凝過(guò)程的細(xì)節(jié)進(jìn)行捕捉與分析。Fu等[13]忽略凝結(jié)液膜的影響,建立了含不凝氣體的蒸汽凝結(jié)數(shù)值模型,并采用Kuhn試驗(yàn)方法進(jìn)行了驗(yàn)證。Alshehri等[14]數(shù)值分析了不凝氣體質(zhì)量分?jǐn)?shù)對(duì)氣膜熱阻的影響,認(rèn)為隨不凝氣體質(zhì)量分?jǐn)?shù)的減小,凝結(jié)液膜熱阻與不凝氣體氣膜熱阻逐漸接近。Groff等[15]對(duì)比了不同湍流模型在含不凝氣體的蒸汽凝結(jié)換熱問(wèn)題中的表現(xiàn),認(rèn)為k-ε模型具有較好的精度。Bian等[16]數(shù)值研究了不同管束情況下含不凝氣體的蒸汽凝結(jié)換熱特性,認(rèn)為多排管具有更高的換熱系數(shù)。Zschaeck等[17]基于擴(kuò)散層理論建立了含不凝氣體的蒸汽凝結(jié)換熱數(shù)值模型。顧成勇[18]數(shù)值研究了不凝氣體的質(zhì)量分?jǐn)?shù)變化時(shí)蒸汽凝結(jié)換熱特性的變化。耿少航等[19]研究了高壓下含不凝氣體的蒸汽凝結(jié)問(wèn)題,認(rèn)為高壓下不凝氣體對(duì)蒸汽換熱的抑制作用被削弱。

表2列出了上述部分研究的工況范圍,目前對(duì)含不凝氣體蒸汽凝結(jié)問(wèn)題的研究主要針對(duì)較低的壓力范圍(通常小于1 MPa)[20],而對(duì)于本文所討論的高壓換熱器,其根據(jù)工況的不同,工作壓力可能達(dá)到10 MPa。為此,本文考慮重力的影響,建立了含不凝氣體的蒸汽高壓換熱器數(shù)值計(jì)算模型,分析了水平管換熱器中燃?xì)饬鞯赖牧鲃?dòng)與換熱特性,并討論了管徑對(duì)換熱特性的影響;搭建了套管式高壓換熱器試驗(yàn)裝置,通過(guò)試驗(yàn)驗(yàn)證了計(jì)算方法的可行性。

表2 部分已有研究涉及的工況范圍

1 研究方法

1.1 數(shù)值方法

本文采用ANSYS Fluent軟件[21]進(jìn)行數(shù)值仿真計(jì)算,所采用的控制方程為

1)連續(xù)方程:

(1)

式中:ρ為密度;v為流體速度;Smass為質(zhì)量源項(xiàng)。

2)動(dòng)量方程:

(2)

式中:p為靜壓力;μ為黏度;I為單位張量;g為重力加速度;Fmom為動(dòng)量源項(xiàng)。

3)能量方程:

(3)

混合氣體中的擴(kuò)散方程可寫(xiě)為

(4)

式中:Yj為組分j的質(zhì)量分?jǐn)?shù);Dj和DT分別為組分j在混合工質(zhì)中的質(zhì)量和熱擴(kuò)散系數(shù);Sct為湍流施密特?cái)?shù);μt為湍流黏度;Dt為湍流擴(kuò)散系數(shù)。

在蒸汽的凝結(jié)方面,采用改進(jìn)的Lee相變模型,因此蒸汽質(zhì)量源項(xiàng)可定義為

(5)

式中:coeff為相變因子;αv為當(dāng)前蒸汽體積分?jǐn)?shù);ρv和Tv為蒸汽密度和溫度;Tsat為蒸汽飽和溫度。相變因子的選取對(duì)于蒸汽冷凝過(guò)程的計(jì)算十分重要[22],較小的相變因子將導(dǎo)致氣-液相界面溫度與飽和溫度存在偏差,增大相變因子有助于減小這種偏差,但可能導(dǎo)致計(jì)算難以收斂[23]。相變因子的取值與多種因素有關(guān),目前多采用經(jīng)驗(yàn)判斷與試算調(diào)整相結(jié)合的方法進(jìn)行參數(shù)選取。經(jīng)過(guò)多次試算,本文將相變因子取為10 000,此時(shí)在計(jì)算中氣-液相界面溫度與飽和溫度的最大偏差小于1%。

動(dòng)量源項(xiàng)Si-mon和能量源項(xiàng)Senergy可分別定義為

Si-mom=viSmass

(6)

Senergy=Smassh

(7)

式中:下標(biāo)i可替換為軸向和徑向的對(duì)應(yīng)下標(biāo)x或r;h為水的汽化潛熱,可利用美國(guó)國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)與技術(shù)研究院物性參數(shù)庫(kù)進(jìn)行查詢,并擬合為關(guān)于飽和溫度的關(guān)系式:

(8)

本文采用SSTk-ω湍流模型[24],該模型具有較高的模擬精度和數(shù)值穩(wěn)定性,是工程實(shí)踐中廣泛采用的湍流模型。另外,本文通過(guò)用戶自定義函數(shù)將質(zhì)量、動(dòng)量和能量源項(xiàng)加載至控制方程中,以模擬含不凝氣體的蒸汽凝結(jié)換熱現(xiàn)象。速度-壓力耦合方法選取Coupled算法,采用Geo-Reconstruct方法捕捉氣-液交界面。計(jì)算采用穩(wěn)態(tài)求解,基于入口條件對(duì)整個(gè)計(jì)算域進(jìn)行初始化,當(dāng)監(jiān)測(cè)到的固體壁面熱流密度和混合氣體出口溫度均到達(dá)穩(wěn)定時(shí)認(rèn)為計(jì)算收斂。上述數(shù)值計(jì)算模型已利用Kuhn[7]試驗(yàn)進(jìn)行了驗(yàn)證,具體可參見(jiàn)文獻(xiàn)[19]。

1.2 試驗(yàn)裝置

考慮到本文研究的高壓工況在已有試驗(yàn)中較少涉及,為進(jìn)一步驗(yàn)證本文所采用數(shù)值計(jì)算方法的正確性,搭建高壓下含不凝氣體的套管式換熱試驗(yàn)裝置,并進(jìn)行驗(yàn)證試驗(yàn)。試驗(yàn)裝置的實(shí)物圖與原理圖分別如圖3(a)和圖3(b)所示。試驗(yàn)裝置的工作原理是:將燃料通入燃燒室燃燒,得到含不凝氣體與水蒸氣的高溫高壓燃?xì)?將燃?xì)庖约袄鋮s水相對(duì)通入套管式高壓換熱器的燃?xì)馀c冷卻水管道,并通過(guò)在管道中設(shè)置的多組壓力與溫度傳感器檢測(cè)換熱器內(nèi)部的換熱特性。試驗(yàn)裝置由燃?xì)獍l(fā)生系統(tǒng)、水供應(yīng)系統(tǒng)、高壓換熱器、廢氣處理系統(tǒng)、數(shù)據(jù)采集與控制系統(tǒng)等組成。

圖3 套管式換熱器試驗(yàn)設(shè)備

燃?xì)獍l(fā)生系統(tǒng)用于為試驗(yàn)裝置提供含不凝氣體與水蒸氣的高溫高壓燃?xì)狻，F(xiàn)階段,由于HAP三組元燃料的燃燒控制尚不成熟,本文試驗(yàn)的燃料采用水下動(dòng)力系統(tǒng)常用的OTTO-Ⅱ單組元燃料[25]。OTTO-Ⅱ單組元燃料燃燒產(chǎn)物的主要組分為CO、CO2、N2和H2O,雖然其不凝氣體與水蒸氣的質(zhì)量比例與HAP三組元燃料有所差異,但兩者在高壓換熱器中的換熱機(jī)理是相同的,因此使用該燃料進(jìn)行試驗(yàn)依然能得到具有指導(dǎo)意義的試驗(yàn)結(jié)果。試驗(yàn)進(jìn)行時(shí)控制閥打開(kāi),燃料泵電機(jī)帶動(dòng)燃料泵工作,將OTTO-Ⅱ燃料泵送至燃燒室燃燒以形成高溫高壓燃?xì)?并向高壓換熱器的燃?xì)馔ǖ垒斔汀Ｈ紵覂?nèi)設(shè)有測(cè)點(diǎn)D1以監(jiān)測(cè)內(nèi)部壓力,燃燒室前設(shè)置有單向閥以防止回火。

水供應(yīng)系統(tǒng)用于為試驗(yàn)系統(tǒng)提供換熱用水。試驗(yàn)進(jìn)行時(shí),控制閥打開(kāi),水泵電機(jī)帶動(dòng)水泵將水箱中的水泵送至高壓換熱器的冷卻水通道。高壓換熱器為逆流式套管式換熱器,其結(jié)構(gòu)如圖4所示。

圖4 高溫?fù)Q熱器結(jié)構(gòu)示意圖

換熱器中心流道為燃?xì)馔ǖ?半徑5 mm,外圈環(huán)狀流道為冷卻水通道,高度1 mm。換熱器總長(zhǎng)5 m,為便于布置,將其分為5段,每段1 m,之間用半圓段連接并設(shè)置測(cè)點(diǎn)。換熱器材料為不銹鋼,管壁厚度1 mm,管外包裹有隔熱保溫材料,以盡可能減小試驗(yàn)時(shí)的能量損失。

數(shù)據(jù)采集與控制系統(tǒng)用于試驗(yàn)工況的控制以及參數(shù)的采集。數(shù)據(jù)采集方面,在換熱器中每隔 1 m 設(shè)置一個(gè)監(jiān)測(cè)點(diǎn),每個(gè)監(jiān)測(cè)點(diǎn)設(shè)置2個(gè)溫度傳感器與1個(gè)壓力傳感器,以檢測(cè)冷卻水通道的溫度以及燃?xì)馔ǖ赖臏囟群蛪毫?傳感器精度為5‰,在試驗(yàn)誤差分析時(shí),認(rèn)為參數(shù)測(cè)量的概率分布為均勻分布,置信因子取1.73[26]。工況控制方面,通過(guò)電機(jī)控制器調(diào)控電機(jī)轉(zhuǎn)速,以實(shí)現(xiàn)對(duì)燃料泵和水泵流量的控制。

1.3 計(jì)算模型

本文主要研究含不凝氣體的蒸汽凝結(jié)換熱過(guò)程,采用圖5所示的幾何模型。該模型為三維面對(duì)稱(chēng)計(jì)算模型,只包含燃?xì)馔ǖ?通道軸向?yàn)閦軸方向,坐標(biāo)原點(diǎn)位于通道入口截面幾何中心處。燃?xì)馔ǖ篱L(zhǎng)度2 m,直徑20 mm。

圖5 換熱器管道流域示意圖

在計(jì)算中,采用質(zhì)量流量入口與壓力出口的邊界條件?？紤]到本文主要討論乏氣通道中含不凝氣體的蒸汽凝結(jié)特性,為便于計(jì)算分析,在壁面條件方面,將前0.5 m的管道側(cè)壁面設(shè)為絕熱壁面,之后的側(cè)壁面設(shè)置為恒壁溫。根據(jù)表1中HAP三組元燃料的燃?xì)饨M分,將燃?xì)獬煞衷O(shè)定為水蒸氣與CO2,且不考慮CO2的溶解度。根據(jù)實(shí)際工況,相關(guān)的邊界條件設(shè)置如表3所示,由于模型只有半域,設(shè)定的入口質(zhì)量流量為理論值(20 g/s)的一半。在計(jì)算過(guò)程中考慮了重力的影響。

表3 仿真計(jì)算的邊界條件

1.4 模型驗(yàn)證

1.4.1 試驗(yàn)驗(yàn)證

運(yùn)用試驗(yàn)裝置進(jìn)行高壓換熱器試驗(yàn),得到試驗(yàn)的工況參數(shù)如表4所示。由于試驗(yàn)燃?xì)鉁囟群芨?在冷卻水通道的后段,冷卻水汽化為蒸汽。

表4 試驗(yàn)工況參數(shù)

根據(jù)試驗(yàn)工況,運(yùn)用1.1節(jié)的數(shù)值方法建立套管換熱器的數(shù)值模型,如圖6所示,貼近固體壁面第1層網(wǎng)格高度為0.000 5 mm以保證y+小于1,出入口處第1層網(wǎng)格高度為1 mm,網(wǎng)格漸變因子為1.2。數(shù)值模型中將固體壁面材料設(shè)置為304 L不銹鋼,其導(dǎo)熱系數(shù)為15 W/(m2·K),比熱容為500 J/(kg·K)。

圖6 高溫?zé)峤粨Q器的流域示意圖

圖7所示為試驗(yàn)與仿真中燃?xì)馔ǖ篮屠鋮s水通道的溫度隨換熱器長(zhǎng)度的分布對(duì)比,對(duì)試驗(yàn)值加入了標(biāo)準(zhǔn)不確定度誤差條。由于管內(nèi)溫度的建立與傳感器示數(shù)的穩(wěn)定均需要一定時(shí)間,本文試驗(yàn)所得的溫度值均采用單次測(cè)量方法,誤差主要由儀器精度決定,其標(biāo)準(zhǔn)不確定度可計(jì)算為

圖7 仿真計(jì)算與試驗(yàn)的管內(nèi)溫度分布對(duì)比

(9)

式中:α為由傳感器精度計(jì)算得到的誤差區(qū)間半寬度;k為置信因子,取1.73。

由圖7可以發(fā)現(xiàn),在燃?xì)馔ǖ琅c冷卻水通道中,數(shù)值仿真與試驗(yàn)研究所得的溫度分布規(guī)律基本相同,但仿真計(jì)算的溫度數(shù)值偏大,兩者的相對(duì)誤差在燃?xì)馔ǖ莱隹谔庍_(dá)到了19.5%。相比管內(nèi)溫度,由儀器精度帶來(lái)的測(cè)量誤差非常小,其最大標(biāo)準(zhǔn)不確定度僅4.62 ℃,不是數(shù)值計(jì)算與試驗(yàn)結(jié)果差異的主要來(lái)源。兩者的誤差主要是由換熱通道的散熱造成的,試驗(yàn)用換熱器雖然外部包覆了隔熱材料,但由于試驗(yàn)溫度很高,管道向外界環(huán)境的能量耗散無(wú)法避免,在數(shù)值仿真中對(duì)換熱器外壁采用了絕熱壁面條件,未考慮散熱,導(dǎo)致仿真溫度值高于試驗(yàn)值。分別對(duì)比燃?xì)馔ǖ篮屠鋮s水通道的溫度,可以發(fā)現(xiàn)仿真與試驗(yàn)結(jié)果在燃?xì)馔ǖ赖钠罡?這是因?yàn)槿細(xì)獾谋葻崛菪∮诶鋮s水,因此管內(nèi)的能量耗散會(huì)導(dǎo)致其更大的溫度偏差。

總之,本文建立的仿真方法在預(yù)測(cè)高壓條件下含不凝氣體的蒸汽冷凝換熱的精度是可以接受的,可用于進(jìn)行管內(nèi)含不凝氣體的蒸汽凝結(jié)特性研究。

1.4.2 網(wǎng)格無(wú)關(guān)性研究

本文采用結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格對(duì)計(jì)算模型進(jìn)行網(wǎng)格劃分,對(duì)于管道截面使用O-block網(wǎng)格劃分技術(shù)以保證質(zhì)量。為選擇最佳的網(wǎng)格數(shù),本文對(duì)數(shù)量分別為242萬(wàn)(網(wǎng)格1)、389萬(wàn)(網(wǎng)格2)和627萬(wàn)(網(wǎng)格3)的計(jì)算網(wǎng)格進(jìn)行無(wú)關(guān)性分析,不同工況下網(wǎng)格節(jié)點(diǎn)數(shù)量的增長(zhǎng)比例為1.6倍。為了同時(shí)考慮近壁面網(wǎng)格的影響,3個(gè)工況下貼近壁面的第1層網(wǎng)格厚度分別取0.012 mm、0.01 mm和0.008 mm,對(duì)應(yīng)的平均y+數(shù)值分別為1.09、0.92和0.86,各工況下徑向網(wǎng)格的增長(zhǎng)率均取1.2,以保證邊界層網(wǎng)格的數(shù)量。表5展示了各工況下的計(jì)算網(wǎng)格設(shè)置參數(shù)。

表5 網(wǎng)格無(wú)關(guān)性研究中各工況計(jì)算網(wǎng)格設(shè)置參數(shù)

計(jì)算得到三套網(wǎng)格中壁面底端液膜厚度和對(duì)流換熱系數(shù)(HTC,可按式(10)計(jì)算)沿混合氣體流動(dòng)方向的分布規(guī)律分別如圖8(a)和圖8(b)所示,可見(jiàn)三套網(wǎng)格在計(jì)算液膜厚度方面誤差很小,在計(jì)算對(duì)流換熱系數(shù)方面呈現(xiàn)出相同的變化規(guī)律,僅在流體剛流出絕熱段時(shí)有所不同,其中網(wǎng)格1計(jì)算得到的對(duì)流換熱系數(shù)存在波動(dòng)。考慮計(jì)算精度和計(jì)算成本的要求,本文最終選擇網(wǎng)格數(shù)量為389萬(wàn)的第2套網(wǎng)格進(jìn)行后續(xù)的數(shù)值仿真計(jì)算。

圖8 網(wǎng)格無(wú)關(guān)性研究中的液膜厚度與換熱系數(shù)對(duì)比

(10)

式中:Q為圓管底端固體壁面的熱流密度;Tb為主流區(qū)混合氣體的平均溫度;Tw為壁面溫度。

2 結(jié)果與討論

2.1 換熱特性

運(yùn)用第1節(jié)的數(shù)值模型與參數(shù)設(shè)置進(jìn)行計(jì)算,待進(jìn)出口參數(shù)守恒后認(rèn)為計(jì)算收斂。以z軸坐標(biāo)分別為1.0 m、1.2 m、1.4 m和1.6 m的管道截面為分析對(duì)象,獲得其對(duì)稱(chēng)面處軸向與徑向速度沿豎直方向的徑向分布,如圖9所示。沿管長(zhǎng)方向,工質(zhì)在z=1.6 m處的流速相比z=1.2 m時(shí)降低了約0.4 m/s,沿半徑方向則降低了約10 mm/s,這是因?yàn)樵诹鲃?dòng)中,蒸汽不斷在壁面處遇冷凝結(jié),使工質(zhì)質(zhì)量逐漸減少,同時(shí)管內(nèi)壓力變化很小,因此為保證質(zhì)量連續(xù),工質(zhì)流速逐步降低。圖9所示的工質(zhì)速度分布具有不對(duì)稱(chēng)特性,其軸向速度呈現(xiàn)上大下小的規(guī)律,而徑向速度全部為正值,意味著在管道對(duì)稱(chēng)面處,工質(zhì)擁有垂直向上流動(dòng)的分速度。在y取值為-6 mm～-10 mm的區(qū)間中,工質(zhì)流速顯著低于其他區(qū)間,該區(qū)間處于凝結(jié)液膜中,可見(jiàn)液膜流速顯著慢于氣體流速。

圖9 換熱器管道中z取值分別為1.0 m、1.2 m、1.4 m和1.6 m處的速度分布

圖10(a)展示了管內(nèi)氣-液交界面(氣相體積分?jǐn)?shù)為0.5的界面)在對(duì)稱(chēng)面上的分布,可以發(fā)現(xiàn),重力的影響十分明顯,管道底端的液膜厚度遠(yuǎn)大于頂端,且沿流向逐漸變厚;對(duì)于頂端液膜,其厚度沿流向逐漸減小,這是因?yàn)橹亓ψ饔孟马敳磕Y(jié)流體不斷沿壁面流至底部導(dǎo)致的。圖10(b)展示了z分別取值為1.0 m、1.2 m、1.4 m和1.6 m截面中的液相體積分?jǐn)?shù)-流線云圖,從中可以清晰地發(fā)現(xiàn)液膜非均勻分布的現(xiàn)象,同時(shí)在氣相和液相流體中均存在二次旋流。由于液相工質(zhì)主要存在于管道下部,氣體主要在管道上部液膜較薄的部位進(jìn)行換熱凝結(jié),造成了蒸汽濃度在管道上部壁面附近較低、在管內(nèi)中心與下部較高的不平衡現(xiàn)象,為此蒸汽由高濃度區(qū)域向低濃度區(qū)域擴(kuò)散。另外,工質(zhì)于管道上部壁面處放熱降溫,密度增大,由重力作用下沉至管道下部,而此處的高溫低密度工質(zhì)則由于浮力的作用從管道中心區(qū)域上浮至管道上部進(jìn)行放熱。在上述因素的作用下,氣相工質(zhì)在管內(nèi)產(chǎn)生二次旋流,同時(shí)流動(dòng)的氣相工質(zhì)也會(huì)帶動(dòng)液相產(chǎn)生垂直于軸向的旋流。

圖10 換熱器管道的液膜厚度和z=1.0 m、1.2 m、1.4 m和1.6 m處的液相體積分?jǐn)?shù)-流線圖

圖11(a)和圖11(b)分別展示了管道頂端與底端熱流密度與壁面換熱系數(shù)沿管長(zhǎng)方向的變化。沿管長(zhǎng)方向,主流溫度與壁面溫度的溫差逐漸下降,蒸汽濃度也逐漸下降,使凝結(jié)換熱強(qiáng)度沿管長(zhǎng)方向逐步降低,最終導(dǎo)致熱流密度沿流向的下降。由于管道頂部液膜厚度遠(yuǎn)小于底部,換熱熱阻較小,是換熱的主要發(fā)生方向,頂部的熱流密度遠(yuǎn)大于底部。對(duì)于對(duì)流換熱系數(shù)而言,隨著工質(zhì)的流動(dòng),蒸汽逐漸凝結(jié),濃度逐漸降低,導(dǎo)致凝結(jié)換熱強(qiáng)度逐漸降低,因此管道頂部換熱系數(shù)逐漸降低;對(duì)于底部,由于液膜厚度較大,致使其具有較大的熱阻,不是凝結(jié)換熱的主要發(fā)生方向,因此其換熱系數(shù)總體較小,且凝結(jié)換熱強(qiáng)度的變化對(duì)其數(shù)值的影響不大。

圖11 熱流密度和換熱系數(shù)沿?fù)Q熱器管道的軸向變化

總體而言,在水平管道內(nèi),由于重力的影響,凝結(jié)液體主要集中于管道下部,致使蒸汽凝結(jié)換熱主要發(fā)生在管道上部;蒸汽的凝結(jié)導(dǎo)致管內(nèi)各截面處蒸汽濃度分布不均勻,為平衡濃度,產(chǎn)生了垂直于管長(zhǎng)方向的環(huán)狀二次旋流;沿管長(zhǎng)方向,溫差與蒸汽濃度逐漸降低,致使凝結(jié)換熱強(qiáng)度逐漸減弱,導(dǎo)致了熱流密度與換熱系數(shù)的逐步降低,而由于管道頂部液膜較薄,是換熱的主要發(fā)生方向,頂部熱流密度與換熱系數(shù)均大于底部。

2.2 管徑的影響

作為運(yùn)用于水下動(dòng)力裝置的換熱設(shè)備,本換熱器需要在較小的體積內(nèi)實(shí)現(xiàn)大功率換熱,換熱管徑對(duì)含不凝氣體蒸汽換熱的影響值得進(jìn)一步討論。運(yùn)用表3的參數(shù),分別對(duì)圓管半徑為10 mm、8 mm、6 mm和 5 mm的工況進(jìn)行數(shù)值仿真,各管徑下通道的長(zhǎng)徑比分別為75、73.75、125和150。

各工況下管內(nèi)主流溫度沿工質(zhì)流向的變化如圖12(a)所示,隨管徑減小,主流溫度下降幅度顯著增加,半徑5 mm時(shí)出口溫度為548 K,相比半徑10 mm 的工況下降了約6 K,可見(jiàn)管徑的減小增加了管道的換熱性能,這也體現(xiàn)在熱流密度的變化上。圖12(b)展示了各工況下管道頂部和底部的熱流密度,隨管徑減小,壁面的熱流密度逐漸上升,半徑 5 mm 工況的最大熱流密度已接近450 kW/m2。對(duì)比底部與頂部的熱流密度變化,頂部熱流密度沿流向的下降趨勢(shì)隨管徑減小而越發(fā)明顯,對(duì)于半徑 10 mm 和8 mm的工況,頂部熱流密度幾乎全程高于底部;對(duì)于半徑6 mm和5 mm工況,進(jìn)入管道換熱段后,頂部熱流密度快速下降,并很快降低至小于底部熱流密度的水平。

圖12 變管徑工況下主流溫度與熱流密度的變化

管道換熱性能的變化由工質(zhì)流速、液膜形態(tài)等因素決定。圖13(a)和圖13(b)分別展示了變管徑工況下z=1.2 m處工質(zhì)的軸向與徑向速度分布,為便于比較,對(duì)徑向坐標(biāo)進(jìn)行了無(wú)量綱化處理。隨管徑的減小,管道截面積逐步縮小,導(dǎo)致工質(zhì)的軸向流速加快,半徑5 mm工況下工質(zhì)在z=1.2 m處的最大軸向流速超過(guò)3.5 m/s。增大的軸向流速削弱了重力和浮力的影響,反映在流動(dòng)上,就是小管徑工況的徑向流速減小,二次旋流減弱。

圖13 變管徑工況下z=1.2 m處速度分布

圖14展示了各工況下的液膜厚度變化情況。管道底端液膜厚度隨管徑的減小而逐漸變薄,這是因?yàn)橐耗さ牧鲃?dòng)主要由氣體工質(zhì)帶動(dòng),隨管徑的減小,增大的氣體工質(zhì)流動(dòng)速度對(duì)液膜的剪切作用增加,導(dǎo)致液膜的流速增大,厚度逐漸減小。對(duì)于管道頂端的液膜,其在管道前段的厚度隨管徑減小而增大,且最大厚度位置逐漸延后,在管道后端的厚度則基本不隨管徑變化。這是因?yàn)樵诠艿狼岸?重力導(dǎo)致的液相滑落效應(yīng)不明顯,液體逐漸在管道上部累積,隨管徑減小,氣體工質(zhì)流速增加,對(duì)液膜的剪切作用增強(qiáng),因此頂部液膜最大厚度位置延后,液膜厚度也由于液體累積量的增大而變大。在管道后段,重力的作用逐漸顯現(xiàn),絕大部分頂部液體流向底部,因此頂部液膜厚度基本不隨管徑變化。

圖14 變管徑工況管道液膜厚度

在水平管道中,冷凝換熱的過(guò)程是:蒸汽擴(kuò)散至氣-液界面處冷凝并向液膜放熱,液膜中的液相工質(zhì)將熱量傳導(dǎo)至管道壁面,并向低溫壁面放熱。若考慮重力和浮力的影響,管道內(nèi)所產(chǎn)生的二次旋流將使大部分蒸汽在管道上部冷凝,導(dǎo)致管道上部的冷凝換熱量遠(yuǎn)大于管道下部。然而,隨著管道上部的凝結(jié)液相工質(zhì)滑落至管道下部,其一方面使下部液膜增厚,進(jìn)一步阻礙氣體的凝結(jié)換熱,另一方面也將一部分熱量從管道上部傳遞至下部,平衡了管道上下的換熱量差異。在大管徑工況下,重力與浮力的作用十分明顯,因此管道頂部的熱流密度均大于底部。隨著管徑減小,底部液膜變薄,削弱了液側(cè)熱阻,又由于流速增大,削弱了重力和浮力的影響,導(dǎo)致二次旋流強(qiáng)度減弱,管道上部和下部的冷凝換熱強(qiáng)度差異減小,而液相滑落導(dǎo)致的熱量交換強(qiáng)度基本不受影響。因此,管道頂部和底部的熱流密度差距減小,直至小于6 mm后,在換熱過(guò)程的后段,管道頂部的熱流密度小于底部。

在凝結(jié)換熱過(guò)程中,蒸汽冷凝會(huì)導(dǎo)致液膜厚度、氣相物性與流速等的變化,進(jìn)而改變管內(nèi)氣相工質(zhì)雷諾數(shù),而管徑變化也會(huì)通過(guò)影響流速與換熱特性的方式改變管內(nèi)雷諾數(shù)分布。圖15展示了不同管徑工況下管道截面氣相主流平均雷諾數(shù)與壁面平均熱流密度的關(guān)系。在各工況下,主流平均雷諾數(shù)增加表示流速提升,此時(shí)管內(nèi)工質(zhì)剪切效應(yīng)越發(fā)顯著,有利于增強(qiáng)換熱。但對(duì)比不同管徑工況,可發(fā)現(xiàn)在同一雷諾數(shù)下大管徑工況具有更高的壁面平均熱流密度,這是由重力效應(yīng)導(dǎo)致的。大管徑工況中流速更小,重力導(dǎo)致的二次旋流和液相滑落更為顯著,有助于削弱熱阻,強(qiáng)化換熱。而在雷諾數(shù)較高的區(qū)域,較大的流動(dòng)剪切作用使重力的影響被削弱,此時(shí)大管徑工況的壁面熱流密度值逐漸向小管徑工況靠攏。

圖15 變管徑工況氣相主流平均雷諾數(shù)與壁面平均熱流密度的關(guān)系

換熱器要在有限的空間內(nèi)實(shí)現(xiàn)大功率換熱,就需要綜合考慮換熱強(qiáng)度與換熱面積。圖16考慮了管道的換熱面積,展示了不同管徑下管道的總換熱功率。隨著管徑的減小,管道總換熱面積減小,但由于壁面熱流密度的增加,總換熱功率仍略有增大。

圖16 不同管徑管道總換熱功率

總之,對(duì)比不同管徑工況下管道的換熱性能,可以發(fā)現(xiàn)較小的管徑使工質(zhì)流速增加,有助于加強(qiáng)換熱,雖然減小管徑會(huì)導(dǎo)致總換熱面積的減小,但小管徑管道的換熱性能仍略強(qiáng)于大管徑管道?？梢?jiàn),在本文討論的工況下,適當(dāng)降低管徑有助于強(qiáng)化換熱。

3 結(jié)論

本文建立了換熱器乏氣通道的數(shù)值模型,研究了重力條件下含不凝氣體的蒸汽冷凝換熱特性,分析了管徑對(duì)換熱特性的影響;搭建了高壓套管式換熱器試驗(yàn)平臺(tái),進(jìn)行了驗(yàn)證試驗(yàn)。得出主要結(jié)論如下:

1) 重力對(duì)管內(nèi)換熱具有較大影響,一方面管道頂部的液相由于重力滑落,導(dǎo)致頂部與底部液膜厚度不均勻,同時(shí)液相質(zhì)量的轉(zhuǎn)移也會(huì)導(dǎo)致一部分熱量從管道頂部轉(zhuǎn)移至底部;另一方面,由于管內(nèi)氣相工質(zhì)密度不均勻造成的管道中部浮力效應(yīng),結(jié)合管道外部的重力效應(yīng),會(huì)導(dǎo)致管內(nèi)氣相工質(zhì)產(chǎn)生二次旋流。上述兩種作用導(dǎo)致管壁換熱強(qiáng)度的不均勻,管道上部液膜較薄,是換熱的主要發(fā)生方向。

2) 隨著管徑的減小,工質(zhì)流速增加,這一方面增大了雷諾數(shù),另一方面使底部液膜變薄,有助于強(qiáng)化換熱;流速的增加削弱了重力的影響,致使管內(nèi)二次旋流效果減弱,同時(shí)結(jié)合液膜厚度的變化,導(dǎo)致管道頂部和底部的熱流密度差距減小;管道的總體換熱能力需要綜合考慮換熱強(qiáng)度與換熱面積,在本文討論的工況下,減小管徑可提升管內(nèi)換熱強(qiáng)度,盡管會(huì)導(dǎo)致總換熱面積減小,仍有助于強(qiáng)化換熱。

3) 對(duì)比試驗(yàn)與仿真結(jié)果,兩者在燃?xì)馔ǖ琅c蒸汽通道的溫度變化規(guī)律上趨勢(shì)一致,但試驗(yàn)所得溫度值較低,這是因?yàn)樵囼?yàn)管道向外界的熱量耗散導(dǎo)致的。對(duì)比結(jié)果表明本文所采用的仿真方法是適用的。

本文仍存在一些未盡之處,例如試驗(yàn)中的燃?xì)馕镄耘c數(shù)值研究中的有所不同,另外數(shù)值模型僅考慮了乏氣流道,而忽略了海水流道。在后續(xù)研究中,將改善試驗(yàn)條件,使試驗(yàn)燃?xì)獾奈镄愿N合實(shí)際工況,以獲得更為完善的試驗(yàn)數(shù)據(jù);在數(shù)值模型中添加海水流道,研究乏氣與冷卻海水在換熱過(guò)程中的耦合關(guān)系。