耿少航, 黨建軍, 趙 佳, 張佳楠, 孫軍亮, 秦 侃

高壓下含大比例不凝氣體的水蒸氣對流冷凝數(shù)值仿真

耿少航1, 黨建軍1, 趙 佳2, 張佳楠1, 孫軍亮3, 秦 侃1

(1. 西北工業(yè)大學(xué) 航海學(xué)院, 陜西 西安, 710072; 2. 西安慶安電氣控制有限責(zé)任公司, 陜西 西安, 710077; 3. 山西平陽重工機械有限公司, 山西 侯馬, 043003)

為適用于大航深的水下航行器熱動力系統(tǒng)中含不凝氣體的水蒸氣對流冷凝換熱現(xiàn)象進行數(shù)值仿真。首先通過定義連續(xù)性方程、動量方程、組分輸運方程和能量方程的源項對冷凝過程進行建模, 仿真了經(jīng)典Kuhn試驗工況以驗證數(shù)值模型的有效性, 結(jié)果與試驗數(shù)據(jù)對比良好, 換熱系數(shù)最大誤差小于20%。在此基礎(chǔ)上, 對10 MPa壓力下不同比例水蒸氣和不凝氣體冷凝換熱過程進行數(shù)值仿真, 在仿真中考慮了冷凝液膜的影響, 從熱流密度、液膜厚度、飽和溫度及冷凝質(zhì)量流量4個方面分析了高壓下不凝氣體對水蒸氣對流冷凝換熱的影響。仿真結(jié)果表明: 當(dāng)不凝氣體質(zhì)量分數(shù)達到30%時, 水蒸氣冷凝換熱的平均熱流密度僅減小50%。與經(jīng)典文獻中常壓下含不凝氣體的水蒸氣冷凝換熱研究對比, 可知高壓下不凝氣體對水蒸氣換熱的抑制作用被削弱。

水下航行器; 熱動力系統(tǒng); 不凝氣體; 冷凝換熱

0 引言

近年來隨著“深遠?！盵1]戰(zhàn)略的進一步深化, 對深遠海域的探索迫在眉睫。水下航行器作為探索海洋的重要裝備, 對其航程和航速起決定作用的是動力系統(tǒng)。水下航行器開式循環(huán)動力系統(tǒng)受背壓影響較大, 限制了其在大航深工況下的應(yīng)用?，F(xiàn)階段, 該動力系統(tǒng)最大航深約為400 m。閉式循環(huán)動力系統(tǒng)雖然不受背壓影響, 但技術(shù)難度大, 在試驗過程中存在反應(yīng)鍋爐溫度無法有效控制等問題。近年來, 電動力推進技術(shù)得到了迅速發(fā)展, 其能量密度已經(jīng)與熱動力技術(shù)相當(dāng), 但電池?zé)崾Э乇C理尚不清楚。

為了滿足水下航行器更大航深的要求, 張佳楠[2]提出了如圖1所示的水下動力系統(tǒng), 其燃料為三組元燃料, 包括高氯酸羥胺(HAP)、OTTO-II和水。其中: HAP是一種高能氧化劑; OTTO-II是一種理想的燃料, 在反應(yīng)中充當(dāng)還原劑; 水是冷卻劑。該動力系統(tǒng)工作原理如下: 三組元推進劑燃燒產(chǎn)生的高溫高壓燃氣進入高溫換熱器將內(nèi)循環(huán)的水加熱成水蒸氣后乏汽被排出。內(nèi)循環(huán)屬于典型的朗肯循環(huán), 高溫高壓的水蒸氣推動渦輪機做功, 乏汽被冷卻后通過水泵和回?zé)崞骰氐綋Q熱器重新被加熱完成整個循環(huán)。該動力系統(tǒng)充分利用了燃燒壓力高的特點, 為水下航行器大航深的實現(xiàn)創(chuàng)造了可能。當(dāng)燃燒室內(nèi)壓力為10 MPa時, 水下航行器的理論航行深度可達到1000m, 明顯優(yōu)于現(xiàn)有的水下動力系統(tǒng)。高溫換熱器是本系統(tǒng)的關(guān)鍵設(shè)備, 其將傳統(tǒng)的開式循環(huán)轉(zhuǎn)換為閉式循環(huán)。然而高溫換熱器中燃氣的組分包括了大約65%的水蒸氣、27%的不凝氣體以及8%的氯化氫,氯化氫氣體溶于水后不凝氣體的比例約為30%, 不凝氣體的存在會嚴重抑制水蒸氣冷凝換熱[3], 因此對高壓下水蒸氣-不凝氣體對流冷凝換熱的研究是整個動力系統(tǒng)的核心問題。

各國學(xué)者對不凝氣體存在時水蒸氣的冷凝換熱現(xiàn)象進行了一系列研究。Araki等[4]最先提出傳熱傳質(zhì)類比模型, 并在0.4 MPa壓力下對豎直管中的水蒸氣-空氣對流冷凝換熱進行了試驗研究, 認為換熱系數(shù)與空氣分壓比有關(guān)。Revankar等[5]考慮了液膜的影響, 預(yù)測了0.5 MPa壓力下存在不凝氣體時垂直管中的層流膜凝結(jié)現(xiàn)象, 并將該預(yù)測與試驗數(shù)據(jù)進行了對比。Kuhn[6]對管徑為47.5 mm的豎直管中水蒸氣-不凝氣體對流冷凝換熱現(xiàn)象進行了試驗研究, 其中不凝氣體為空氣和氦氣, 不凝氣體質(zhì)量分數(shù)為0.3%~40%, 并且以試驗數(shù)據(jù)為依據(jù), 提出了削弱因子法計算對流冷凝換熱系數(shù)。Siddique[7]和Park等[8]的試驗?zāi)Ｐ团cKuhn相似, 試驗壓力為0.5 MPa, 但他們在試驗中考慮了過冷度的影響, 并通過試驗數(shù)據(jù)得到了水蒸氣-不凝氣體對流冷凝換熱關(guān)聯(lián)式。Zhang 等[9]在壓力為9.5 kPa的恒壓室中研究了不凝氣體濃度從0~28%的條件下超疏水表面對水蒸氣冷凝換熱的影響, 結(jié)果表明在35 K過冷度的范圍內(nèi), 水蒸氣冷凝換熱系數(shù)均有所增強。Ji等[10]研究超疏水表面和蒸汽噴射法對含不凝氣體的水蒸氣冷凝換熱的影響, 其研究工況中在超疏水表面下水蒸氣冷凝換熱系數(shù)最大增加了3倍, 但隨著滴狀凝結(jié)轉(zhuǎn)變?yōu)槟钅Y(jié), 換熱系數(shù)急劇下降; 而采用蒸汽噴射法可以確保換熱系數(shù)平均增長1.18~ 1.77倍。

圖1 動力系統(tǒng)原理圖

近年來, Fu[11]和Li[12]通過計算流體動力學(xué)(computational fluid dynamics, CFD)方法對Kuhn的試驗工況進行數(shù)值仿真并與試驗數(shù)據(jù)對比, 但他們的仿真中都忽略了液膜的影響。Fu主要討論了抽吸效應(yīng)對傳熱傳質(zhì)的影響; Li認為換熱系數(shù)沿軸向變化規(guī)律復(fù)雜, 同時冷凝液膜對換熱的影響不能被忽略。Punethal等[13]對Kuhn的試驗工況進行數(shù)值仿真并得到4 mm厚的冷凝液膜, 證明了液膜的過冷會影響冷凝質(zhì)量流量。Alshehri等[14]對含不凝氣體水蒸氣冷凝換熱現(xiàn)象進行了數(shù)值仿真, 結(jié)果表明: 當(dāng)不凝氣體質(zhì)量分數(shù)大于20%時, 冷凝液膜熱阻至少比不凝氣體熱阻低1個數(shù)量級。然而, 隨著不凝氣體質(zhì)量分數(shù)的減小, 這2個熱阻似乎趨于一致。

綜上所述, 目前對含不凝氣體水蒸氣冷凝現(xiàn)象研究所涉及的壓力范圍都較低, 尤其對10 MPa壓力下含不凝氣體的水蒸氣冷凝換熱規(guī)律了解甚少。當(dāng)壓力小于0.1 MPa時, 氣體為低壓氣; 當(dāng)壓力大于1.6 MPa時, 氣體為高壓氣, 高壓下氣液兩相之間密度差減小, 冷凝液膜所占體積增加, 與常壓下相比, 冷凝液膜對換熱的影響更為顯著, 冷凝液膜不可忽略。文中使用CFD方法仿真了10 MPa下水蒸氣-不凝氣體對流冷凝換熱現(xiàn)象, 在仿真過程中考慮了冷凝液膜的影響, 得到了不同比例不凝氣體含量下水蒸氣冷凝換熱規(guī)律。

1 數(shù)值模型

水蒸氣-不凝氣體對流冷凝換熱的過程不僅涉及了水蒸氣和液相水的質(zhì)量、動量和能量交換, 也涉及了水蒸氣和不凝氣體的動量和能量交換。該數(shù)值模型需求解連續(xù)性方程、動量方程、能量方程和組分輸運方程。

1.1 控制方程

文中建立了二維軸對稱計算模型, 由于發(fā)生了冷凝現(xiàn)象, 水和水蒸氣的連續(xù)性方程[15]為

動量守恒方程[15]為

能量守恒方程[15]

三組元燃氣中不凝氣體的組分主要為二氧化碳、少量的一氧化碳以及氮氣, 考慮到二氧化碳的含量遠大于一氧化碳和氮氣, 文中在仿真中假定不凝氣體的組分為二氧化碳, 水蒸氣在二氧化碳中的擴散方程[15]為

1.2 相變模型和源項

文中使用的相變模型為Lee相變模型, 該模型因具有計算精度高、形式簡單及收斂性好等優(yōu)點在CFD計算中被廣泛使用。

水蒸氣的質(zhì)量源項

動量源項

能量源項

1.3 湍流模型

2 模型驗證

Kuhn[6]對管徑為47.5 mm, 長度為2.5 m的豎直管中水蒸氣-不凝氣體對流冷凝換熱現(xiàn)象進行了一系列的試驗研究, 不凝氣體分別為空氣和氦氣。試驗中設(shè)置了8個監(jiān)測點, 分別測量了其軸線溫度、壁面溫度等參數(shù)并通過后處理得到換熱系數(shù)(heat transfer coefficient, HTC)。

為了驗證數(shù)值模型的有效性, 文中建立了與Kuhn試驗?zāi)Ｐ拖嗤亩S軸對稱計算模型如圖2所示, 選擇Kuhn試驗的2組工況進行數(shù)值仿真, 不凝氣體為空氣, 其中2-1-8和2-1-12工況中不凝氣體的質(zhì)量分數(shù)分別為0.15和0.34。

圖2 Kuhn試驗原理圖

表1 Kuhn試驗邊界條件

將仿真得到的軸線溫度、HTC與試驗數(shù)據(jù)進行對比, 如圖4~5所示, 其中換熱系數(shù)

圖3 壁面溫度示意圖

Fig. 3 Diagram of wall temperature

2組工況中, 圖4所示的軸線溫度最大偏差在3K之內(nèi)。由于初始段HTC大且缺乏試驗數(shù)據(jù)對比, 并且壁面溫度擬合存在誤差,導(dǎo)致兩組對比中HTC均在第1個監(jiān)測點誤差最大。其中: 試驗2-1-8第1個監(jiān)測點換熱系數(shù)為3 271 W/(m2·K), 仿真結(jié)果為2 709 W/(m2·K), 誤差為17.2%; 試驗2-1-12第1個監(jiān)測點換熱系數(shù)為2314 W/(m2·K),仿真結(jié)果為1 862 W/(m2·K), 誤差為19.6%。如圖5所示, 沿流動方向誤差不斷減小, 因此認為文中所用數(shù)值模型能夠較好地描述水蒸氣-不凝氣體對流冷凝換熱的過程。

圖4 軸線溫度對比曲線

文中仿真工況中不凝氣體為二氧化碳, 由于缺少試驗數(shù)據(jù), 因此在模型驗證中只能選擇不凝氣體為空氣的工況進行對比。由于物性參數(shù)的差異, 不同組分的不凝氣體會對水蒸氣分壓和水蒸氣凝結(jié)流量等造成影響, 但不同組分不凝氣體對水蒸氣冷凝換熱抑制的機理相同, 因此該數(shù)值模型同樣適用于不凝氣體為二氧化碳的工況。

圖5 換熱系數(shù)對比曲線

3 數(shù)值仿真與分析

3.1 仿真過程

3.1.1 模型建立

三組元燃燒產(chǎn)物溫度大約為1 373 K, 高溫換熱器熱道在發(fā)生冷凝之前的換熱機理為單相對流換熱, 有關(guān)單相對流換熱的研究十分豐富, 可以使用換熱關(guān)聯(lián)式直接計算HTC, 因此文中只對熱道內(nèi)水蒸氣-不凝氣體對流冷凝換熱進行研究。

高溫換熱器冷道液態(tài)水吸熱蒸發(fā)成為水蒸氣, 其換熱機理包括了單相對流換熱和流動沸騰換熱。由于熱道和冷道均發(fā)生了相變現(xiàn)象, 導(dǎo)致壁面邊界條件復(fù)雜難以描述, 仿真中采用恒定壁面溫度邊界條件對10 MPa壓力下水蒸氣-不凝氣體對流冷凝換熱規(guī)律進行研究。

建立長為1.5 m、半徑為10 mm的二維軸對稱數(shù)值計算模型, 其中: 入口流量為20 g/s; 出口壓力為10 MPa; 壁面溫度為540 K; 不凝氣體為二氧化碳, 入口溫度和二氧化碳質(zhì)量分數(shù)如表2所示。由于不凝氣體質(zhì)量分數(shù)不同導(dǎo)致水蒸氣飽和溫度不同, 因此入口溫度有所差異。

表2 不同工況下仿真條件

在數(shù)值計算的過程中做如下假設(shè): 為使計算更為準確, 水蒸氣和不凝氣體不再被認為是理想氣體, 引入壓縮因子來計算2種氣體的密度

式中:為氣體常數(shù);為壓縮因子。

2種氣體的壓縮因子、比熱容、導(dǎo)熱系數(shù)和黏度等物性參數(shù)均從NIST獲取, 并按照質(zhì)量分數(shù)加權(quán)進行計算。各工況中質(zhì)量流量入口混合氣體的溫度為該工況下水蒸氣的飽和溫度, 即入口處水蒸氣為飽和水蒸氣。水蒸氣發(fā)生冷凝后, 其分壓下降至此時水蒸氣溫度對應(yīng)的飽和壓力, 因在計算中認為水蒸氣始終處在不同溫度下的飽和狀態(tài), 其物性參數(shù)直接通過溫度獲取, 因此有

式中,為干度始終為1, 溫度的變化范圍為550~ 600 K, 水蒸氣分壓的變化范圍為6~12 MPa。

二氧化碳物性參數(shù)由溫度和分壓獲取, 即

其分壓的計算方法為

二氧化碳分壓的變化范圍為0~4 MPa, 上述計算通過用戶自定義函數(shù)(user-defined functions, UDF)在CFD軟件中實現(xiàn)。

3.1.2 網(wǎng)格無關(guān)性驗證

網(wǎng)格數(shù)量會影響計算精度, 采用ICEM軟件進行結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格劃分, 網(wǎng)格1、2和3的數(shù)量分別為25 000、52 500和80 000,沿半徑方向最小網(wǎng)格為0.01 mm, 以確保近壁面處+小于1, 漸變因子為1.1, 文中采用FLUENT軟件進行仿真計算, 采用SIMPLE算法對控制方程進行求解。3套網(wǎng)格下壁面熱流密度如圖6所示, 壁面熱流密度的最大誤差在5%內(nèi), 考慮計算精度和計算成本的要求, 最終選擇網(wǎng)格2進行后續(xù)數(shù)值仿真計算。

3.1.3 速度與組分擴散

圖7所示的是工況5在4個位置處速度沿徑向分布規(guī)律, 隨著水蒸氣冷凝的不斷發(fā)生, 混合氣體不僅沿軸向速度逐漸減小,且在氣液交界面處速度梯度十分明顯, 此時的流動為分層流, 文中取氣相體積分數(shù)為0.5的等值面為氣液交界面。

圖8所示的是工況5在4個位置處徑向速度分布規(guī)律, 水蒸氣冷凝會在氣液界面處形成局部低壓區(qū), 混合氣體在壓差的作用下向氣液界面移動, 混合氣體徑向速度達到毫米每秒, 而管徑為毫米級, 此時混合氣體的徑向運動十分明顯。在0.6 m處水蒸氣冷凝量最大, 導(dǎo)致此位置徑向速度大于其他位置, 在近壁面處液膜無徑向速度。

圖6 3套網(wǎng)格下壁面熱流密度曲線

圖7 工況5下速度分布曲線

圖8 工況5下徑向速度分布曲線

圖9和圖10為工況5在4個徑向位置處水蒸氣與不凝氣體2種組分的質(zhì)量分數(shù)分布規(guī)律。由于壁面處水蒸氣發(fā)生冷凝, 使得沿徑向水蒸氣質(zhì)量分數(shù)降低而不凝氣體質(zhì)量分數(shù)升高, 最終在氣液界面形成一層不凝氣體氣膜, 在該界面處水蒸氣的分壓降低導(dǎo)致其飽和溫度降低從而使水蒸氣冷凝量減少。由于水蒸氣冷凝成為冷凝液膜, 因此在壁面水蒸氣和二氧化碳的質(zhì)量分數(shù)都為0。

圖9 工況5下二氧化碳質(zhì)量分數(shù)曲線

圖10 工況5下水蒸氣質(zhì)量分數(shù)曲線

3.1.4 不凝氣體比例的影響

圖11所示為冷凝液膜厚度沿軸向分布規(guī)律, 隨著不凝氣體比例增加, 冷凝液膜厚度逐漸減小, 同時冷凝液膜出現(xiàn)波動現(xiàn)象, 這與文獻[6]相符。

圖13中, 隨著不凝氣體質(zhì)量分數(shù)的增加, 壁面熱流密度逐漸減小。這是因為不凝氣體的存在使氣液界面處水蒸氣的分壓減小, 導(dǎo)致圖14對應(yīng)的飽和溫度降低, 進而使水蒸氣的冷凝質(zhì)量減小(見圖15)。

圖11 不同工況下冷凝液膜厚度沿軸向分布曲線

圖12 冷凝液膜流型圖

圖13 不同工況下熱流密度對比曲線

圖14 不同工況下飽和溫度對比曲線

圖15 不同工況下冷凝質(zhì)量流率對比曲線

不凝氣體的比例越大分壓越大, 水蒸氣的分壓越小, 最終導(dǎo)致水蒸氣飽和溫度明顯降低。對于工況2和3, 水蒸氣的分壓分別為0.99和0.95, 其對應(yīng)的飽和溫度減小量不大于4 K; 對于工況4和5, 水蒸氣分壓分別為0.85和0.8, 飽和溫度減小量大于10 K。不凝氣體質(zhì)量分數(shù)越高, 沿流動方向分壓下降越明顯, 因此工況4和工況5中飽和溫度沿流動方向減小量大于5 K, 而工況2和工況3中飽和溫度沿流動方向幾乎沒有變化, 最終導(dǎo)致工況4和5中水蒸氣冷凝受到嚴重抑制, 工況2和3中不凝氣體對換熱的抑制作用并不明顯。

由文獻[19]可知, 壓力為0.2 MPa時, 2.3%的氫氣會使水蒸氣冷凝換熱系數(shù)降低30%, 認為此時主要熱阻由冷凝液膜轉(zhuǎn)移到了不凝氣體; 文獻[20]表明, 在0.4~2 MPa壓力范圍內(nèi), 10%的不凝氣體對水蒸氣冷凝換熱系數(shù)的抑制平均超過50%。然而工況3與工況1相比, 熱流密度的下降并不明顯, 這是因為高壓下水蒸氣的冷凝量隨其密度的增大而增大, 導(dǎo)致高壓下不凝氣體對水蒸氣冷凝換熱的抑制作用被削弱。

3.2 結(jié)論

文中分別從熱流密度、冷凝質(zhì)量流率和飽和溫度3個方面對10 MPa壓力下含不同比例不凝氣體水蒸氣冷凝換熱進行分析, 結(jié)果如下。

1) 當(dāng)有不凝氣體存在時, 隨著冷凝的發(fā)生,沿軸向混合氣體速度不斷減小, 同時水蒸氣的冷凝還會在氣液界面處形成低壓區(qū), 壓差會造成混合氣體徑向運動, 混合氣體徑向速度達到毫米每秒, 而管徑為毫米級, 此時混合氣體的徑向運動十分明顯。

2) 當(dāng)有不凝氣體存在時, 水蒸氣通過擴散的形式到達氣液界面實現(xiàn)冷凝, 不凝氣體比例越大, 水蒸氣的飽和溫度越低, 擴散至氣液界面的水蒸氣質(zhì)量越小, 導(dǎo)致水蒸氣冷凝量減少。因此, 不凝氣體的存在抑制了水蒸氣的冷凝換熱。

3) 與常壓下相比, 10 MPa高壓下不凝氣體對水蒸氣冷凝換熱的抑制被削弱。二氧化碳質(zhì)量分數(shù)達到30%時, 工況5壁面的平均熱流密度為111 kW/m2; 而工況1中壁面的平均熱流密度為220 kW/m2, 可見水蒸氣冷凝換熱的平均熱流密度僅減小了 50%。這是因為高壓下水蒸氣和不凝氣體的導(dǎo)熱系數(shù)均大于常壓, 其次是高壓下水蒸氣的密度遠大于常壓造成水蒸氣冷凝增大, 因此高壓削弱了不凝氣體對水蒸氣冷凝換熱的抑制作用, 該結(jié)果可以為動力系統(tǒng)高溫換熱器的設(shè)計提供參考, 后續(xù)可結(jié)合水下航行器空間限制要求完成動力系統(tǒng)高溫換熱器結(jié)構(gòu)設(shè)計。

4 結(jié)束語

文中提出了一種適用于大航深的水下熱動力系統(tǒng), 并對動力系統(tǒng)核心部件高溫換熱器中水蒸氣-不凝氣體對流冷凝換熱進行數(shù)值研究, 為動力系統(tǒng)高溫換熱器的設(shè)計提供參考。首先通過與經(jīng)典文獻的對比驗證了數(shù)值模型的有效性; 隨后對10 MPa壓力下水蒸氣-不凝氣體對流冷凝換熱進行數(shù)值仿真, 得到了10 MPa壓力下不同比例不凝氣體對水蒸氣冷凝換熱的抑制規(guī)律; 最后將仿真結(jié)果與文獻對比, 說明10 MPa壓力條件下不凝氣體對水蒸氣冷凝換熱的抑制作用被削弱。

由于高溫換熱器熱道壁面邊界條件難以用3種邊界條件任意一種進行描述, 文中采用恒定壁面溫度邊界條件對水蒸氣-不凝氣體對流冷凝換熱現(xiàn)象進行研究, 后續(xù)可以對冷道和熱道同時進行仿真從而解決缺少準確邊界條件的問題。同時, 后續(xù)將結(jié)合傳熱傳質(zhì)方程對水蒸氣-不凝氣體對流冷凝換熱問題進行理論建模, 以加強對該問題的認識。

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1. 曹浩, 屈明寶, 王祎, 等. 熱動力水下航行器潤滑系統(tǒng)建模與仿真[J]. 水下無人系統(tǒng)學(xué)報, 2020, 28(4).

2. 徐升, 伊寅, 史小鋒, 等. 熔融鋁水蒸氣浸沒射流反應(yīng)數(shù)值仿真[J]. 水下無人系統(tǒng)學(xué)報, 2020, 28(2).

3. 金旭東, 呂田, 蘭健. 新型閉式鋁粉燃燒斯特林機水下動力系統(tǒng)構(gòu)型分析[J]. 水下無人系統(tǒng)學(xué)報, 2020, 28(2).

4. 張凱, 尹韶平, 曹小娟, 等. 魚雷動力及推進系統(tǒng)簡化建模與振動分析[J]. 水下無人系統(tǒng)學(xué)報, 2019, 27(2).

5. 李文哲, 張方方. 水下渦輪發(fā)動機設(shè)計工況優(yōu)化設(shè)計[J]. 水下無人系統(tǒng)學(xué)報, 2018, 26(3).

6. 閔智勇, 黨建軍, 蘇浩, 等. 基于一維分布參數(shù)法的螺旋管蒸發(fā)器動態(tài)建模[J]. 水下無人系統(tǒng)學(xué)報, 2017, 25(5).

Numerical Simulation of Convective Condensation of Steam with Large Proportion of Non-condensable Gas under High Pressure

1,1,2,1,3,1

(1. School of Marine Science and Technology, Northwestern Polytechnical University, Xi’an 710072, China; 2.Xi’an Qing’an Electric Control Company of Limited Liability, Xi’an 710077, China; 3.Shanxi Pingyang Industry Company of Limited Liability, Houma 043003, China)

This study simulates the convection condensation heat transfer phenomenon of steam containing non-condensable gas(NCG) in the thermal power system of an underwater vehicle at a large sea depth. First, the condensation process is modeled by defining the source terms of the continuity, momentum, component transport, and energy equations. To verify the validity of the numerical model, classical Kuhn experimental conditions are then simulated, with results matching well with the experimental data. The maximum error of the heat-transfer coefficient is found to be less than 20%. Accordingly, the study then simulates the condensation heat-transfer process of different proportions of steam and NCG under 10 MPa pressure. During the simulation, the effect of the condensed liquid film is considered, and the influence of the NCG on the condensation heat transfer of steam under high pressure is analyzed in terms of heat flow density, liquid film thickness, saturation temperature, and condensation mass flow. Results show that the average heat flux of the steam condensation heat transfer is reduced by 50% until the NCG mass fraction reaches 30%. Finally, the simulation conditions are compared with the research on steam containing NCG under atmospheric pressure, with results showing that the inhibition effect of NCG on steam condensation heat transfer is reduced under high pressure.

undersea vehicle; thermal power system; non-condensable gas; condensation heat transfer

TJ630.1; TB71.2

A

2096-3920(2021)01-0088-09

10.11993/j.issn.2096-3920.2021.01.013

耿少航, 黨建軍, 趙佳, 等. 高壓下含大比例不凝氣體的水蒸氣對流冷凝數(shù)值仿真[J]. 水下無人系統(tǒng)學(xué)報, 2021, 29(1): 88-96.

2020-07-02;

2020-08-16.

國家自然科學(xué)基金(51805435); 陜西省中央高校基本科研業(yè)務(wù)費資助項目(2019JQ-159).

耿少航(1996-), 男, 在讀碩士, 主要研究方向為水下熱動力系統(tǒng)建模與仿真.

(責(zé)任編輯: 楊力軍)