姜 濤，易 一，周少偉，黃濟峰

（1.海裝重大專項裝備項目管理中心，北京 100071；2.哈爾濱工程大學 動力與能源工程學院，哈爾濱 150001；3.中國艦船研究設計中心，武漢 430063；4.北京航空航天大學 動力與能源工程學院，北京 100191）

0 引言

艦船燃氣輪機進氣溫度較低、空氣濕度較大時，在進氣道內部、壓氣機入口和前幾級導葉和動葉上可能出現(xiàn)結冰現(xiàn)象，結冰會給船用燃氣輪機的運行帶來很大危害，進氣系統(tǒng)各部件結冰會導致速度場產(chǎn)生畸變、氣流產(chǎn)生局部分離、甚至有可能會引起壓氣機葉片的振動[1-3]。壓氣機進口結冰，則減小了其通流面積和燃氣輪機的空氣流量減小，從而導致燃氣輪機的功率下降[4-5]。當進氣系統(tǒng)中結冰部位的冰層脫落，掉落下來的碎冰會隨著氣流吸入壓氣機內部，像硬質顆粒物一樣沖擊壓氣機導葉和具有很大轉速的動葉，造成葉片損傷甚至斷裂。因此，行之有效的艦船燃氣輪機進氣防冰裝置研究十分緊迫。PAPADAKIS[6]對不同攻角、空氣流速、短笛孔形狀、前緣蒙皮絕緣材料和外部流動的濕度等條件對機翼表面溫度分布的影響進行了試驗研究。SAMMAK[7]對燃氣輪機的結冰機理、冰的基本物理性質以及在燃氣輪機中可能形成的冰的類型進行了較為全面的描述，并研究燃氣輪機進氣系統(tǒng)不同風速和不同環(huán)境條件下的結冰情況。務衛(wèi)濤等[8]采用理論分析和數(shù)值模擬等手段，發(fā)現(xiàn)引氣防冰裝置噴嘴的噴射角度越大、引氣壓力越大時，摻混后出口溫度和濕度分布更好。陳仁貴等[9]分析了國內外燃氣輪機防冰技術的差異，認為將防冰加熱裝置設置在濾芯前更好，可以同時起到濾清器、消音器和壓氣機進氣導葉3個部位的防冰作用。

前人的研究主要針對進氣系統(tǒng)某個部件（如濾清器、進口導葉等單個部件）進行局部防除冰仿真，而本文對進氣系統(tǒng)整體流場溫度場進行了數(shù)值仿真，比較了2種防冰裝置的性能。本文針對某型號進氣裝置結構，利用數(shù)值模擬方法，在最大可持續(xù)功率（MCP）工況下對熱氣摻混和熱源加熱2種防冰裝置下的進氣系統(tǒng)溫度場展開研究，通過分析壓氣機入口和濾清器入口平均溫度和溫度均方差，對比分析了2種防冰裝置的防冰性能以及兩種防冰裝置對進氣道性能的影響。

1 進氣道模型和防冰裝置模型

1.1 進氣道模型

燃氣輪機的進氣道幾何模型包括：進氣艙室、甲板百葉窗、進氣百葉窗、進氣濾清艙室、燃燒空氣濾清器、冷卻空氣濾清器、冷卻空氣出口、消音器、豎井、穩(wěn)壓室和壓氣機進氣口。物理模型示意圖如圖1所示，局部結構如圖2所示。

圖1 進氣道幾何模型

圖2 進氣道局部結構

1.2 防冰裝置模型

2種防冰裝置均設置在百葉窗后、濾清器前。船舶在海洋航行時，常有海水飛濺到進氣系統(tǒng)入口處，經(jīng)過百葉窗的過濾可以除去大部分海水，防止海水腐蝕防冰裝置。放置在濾清器前，可以避免防冰裝置影響壓氣機入口處的流場，并能起到對濾清器、消音器、壓氣機進口導葉3個部位的防冰作用。

1.2.1 熱氣摻混式防冰裝置

熱氣摻混式防冰裝置如圖3所示，從低壓壓氣機出口及進氣艙內通過管道引出熱空氣，均勻流入3根形狀相同但方向不同的熱氣分管，并在3個濾清器軸對稱線處朝著濾清器噴出（忽略進氣道外部的管路設計）。其具體幾何尺寸為：熱氣分管距離濾清器200 mm，熱氣分管直徑為400 mm；每個熱氣分管均勻布置10組噴射孔，每4個噴射孔為1組，每2個噴射孔關于主流方向中心對稱。其中2排噴射孔噴射方向與濾清器進氣方向垂直，另外2排噴射孔方向與濾清器進氣方向呈±45°角，噴射孔直徑為30 mm，該防冰裝置共有120個射流孔。給定邊界條件為質量入口，射流孔采用該分布有利于冷熱氣流摻混更均勻。

圖3 熱氣摻混式防冰裝置局部圖

1.2.2 熱源加熱式防冰裝置

圖4和圖5所示為熱源加熱式防冰裝置示意圖，該裝置管束管徑為60 mm，在濾清器入口有4排并行排列的換熱管，每排各有21根換熱管。每根管間間距S1＝100 mm，每排換熱管之間距離為S2＝80 mm，第1排管束距離濾清器60 mm。

圖4 熱源加熱式防冰裝置整體圖

圖5 熱源加熱式防冰裝置局部圖

2 理論計算

2.1 熱氣摻混理論計算

熱氣摻混過程可以近似為絕熱等壓過程，在不考慮熱損失的情況下，根據(jù)質量和能量守恒，有

式中：qout為壓氣機進口空氣質量流量；qin為進氣道入口空氣流量；qhot為引入熱氣流量；hout為壓氣機進口空氣的比焓；hin為進氣道入口空氣的比焓；hhot為引入熱氣的比焓。

由式（1）和式（2）聯(lián)立得

在溫度變化范圍不大的情況下，cp可近似為常數(shù)。則可寫為

壓氣機進氣流量在MCP工況下為82.5 kg/s，即qout＝82.5 kg/s，且根據(jù)防冰要求，摻混后使得進入濾清器的溫度達到278 K，即Tout＝278 K。分別取環(huán)境溫度為253 K、258 K、263 K、268 K、273 K和278 K，得到所需熱氣流量如表1所示。

表1 不同環(huán)境溫度下引氣所需流量

2.2 熱源加熱理論計算

本文所采用的換熱器為橫掠管束，可根據(jù)茹卡烏斯卡斯經(jīng)驗關系式，求解獲得換熱管管束表面所需溫度。在設計工況下，換熱管管束間最小流動截面處流速為

式中：q為標準工況流量，即q＝82.5 kg/s；ρ為密度，取定性溫度下空氣密度；A為換熱器中氣體最小流動截面，A＝3.36 m2。

經(jīng)計算得出：Re數(shù)在1×103～2×105范圍內，叉排管束修正系數(shù)取0.897，最終得到對流換熱系數(shù)h的表達式

換熱器壁面溫度可表示為

式中：h為平均表面換熱系數(shù)；A為換熱面積；q為空氣流量；Cp為空氣的定壓比熱；Th為加熱后氣體平均溫度；Tw為壁面溫度；T0為環(huán)境溫度。

表2 熱源加熱式防冰裝置的計算參數(shù)

2.3 性能指標

在對進氣系統(tǒng)進行數(shù)值模擬前，先給出性能指標定義。在考查進氣系統(tǒng)性能時，影響其性能的主要因素之一為壓氣機進口速度均勻性，需要考核壓氣機進口通流截面速度場均勻度問題，壓氣機進氣速度均勻度包括平均不均勻度和局部面積最大不均勻度2個指標。

平均不均勻度一般定義為當?shù)厮俣扰c該截面流量平均速度之差與流量平均速度之比。

局部面積最大不均勻度為5%局部面積最大不均勻度，具體形式如下：

總壓損失為壓氣機入口處總壓與百葉窗進口處總壓差。

3 數(shù)值模擬

本文采用商業(yè)軟件FLUENT對整個換熱過程進行全三維求解，湍流模型選用標準k-ε模型，采用有限體積法對整個計算域進行空間離散，差分格式為一階迎風格式。對該模型進行數(shù)值仿真時，一階迎風格式和二階迎風格式仿真結果一致，而一階迎風格式計算速度較快，故采用一階迎風格式。采用SIMPLE算法進行求解，設定殘差下降4個量級即可認為整個計算達到收斂。

3.1 熱氣摻混式防冰裝置邊界條件

本文計算域為百葉窗入口到延長段出口和冷卻空氣濾清器出口。進口邊界條件：給定壓力進口條件，相對參考壓力0 Pa，總溫設定為278 K。

熱氣進口邊界條件：給定質量入口條件，流量分別設定為0 kg/s、2.063 kg/s、4.024 kg/s、5.893 kg/s、7.674 kg/s和9.375 kg/s，熱氣溫度設定為473 K。

出口邊界條件：給定壓力出口條件，給定燃氣輪機目標流量82.5 kg/s（MCP工況）和冷卻空氣出口目標流量8.5 kg/s。

多孔介質邊界條件：百葉窗、濾清器及消音器均給定體的多孔介質條件。

固壁邊界條件：絕熱，速度滿足壁面無滑移條件。

3.2 熱源加熱式防冰裝置邊界條件

進口邊界條件：給定壓力進口條件，相對參考壓力0 Pa，總溫分別設定為278 K、273 K、268 K、263 K、258 K和253 K。

換熱器壁面溫度：給定壁面恒溫，壁面溫度對應設定為278.000 K、329.565 K、380.796 K、431.841 K、482.633 K、482.633 K和533.156 K。

出口邊界條件、多孔介質邊界條件、固壁邊界條件和湍流模型與之前相同。

4 防冰裝置工作特性

4.1 熱氣摻混式數(shù)值模擬結果

熱氣摻混式防冰裝置的防冰效果體現(xiàn)在濾清器進口和壓氣機進口截面的溫度分布。表3給出了對應在不同環(huán)境溫度278 K、273 K、268 K、263 K、258 K和253 K下防冰裝置工作時，濾清器入口和壓氣機入口平均溫度。

表 3 不同環(huán)境溫度下熱源加熱式防冰裝置工作時壓氣機的入口平均溫度

濾清器平均溫度在278 K附近，而壓氣機入口平均溫度約為274.5 K（＞273 K）。由此說明：濾清器和壓氣機入口平均溫度均達到了設計目的，符合預期結果。

從圖6可以看出，壓氣機入口處的溫度基本呈軸對稱分布。低溫區(qū)主要集中在通道中心處，這是由于通道中心處氣流速度較大，其溫度分布形式受流場結構的影響。

圖6 環(huán)境溫度為253 K 時壓氣機入口溫度分布圖

圖7給出環(huán)境溫度為253 K時，3個濾清器的入口溫度分布等值線圖。從圖7可以看出，當環(huán)境溫度為253 K時，引氣摻混式防冰裝置運行，濾清器入口溫度分布與熱氣分管排列密切相關，方向相同，分管兩側；較近和較遠處分別出現(xiàn)2部分高溫區(qū)域，且近處高溫區(qū)域集中，溫度較高；遠處高溫區(qū)域較為分散，且溫度較低。

圖7 環(huán)境溫度為253 K 時濾清器入口溫度分布圖

這是由熱氣摻混式防冰裝置的結構形式造成的：高溫區(qū)域是由±45°和±90°噴射孔噴出的熱氣造成的；由于熱氣噴出，無法迅速與來流冷空氣混合均勻，所以造成局部高溫；±45°噴射孔噴出的熱氣，可較快抵達濾清器入口，所以近處高溫區(qū)域集中，溫度高，而±90°噴射孔噴出的氣體與來流空氣接觸時間更長，較晚抵達濾清器入口，所以遠處高溫區(qū)域較為分散，溫度低。

4.2 熱源加熱式數(shù)值模擬結果

表4給出了對應不同環(huán)境溫度278 K、273 K、268 K、263 K、258 K和253 K下熱源加熱式防冰裝置工作時，濾清器入口和壓氣機入口平均溫度。從表4可以看出：采用熱源加熱式防冰裝置時，濾清器和壓氣機入口處的氣流溫度與摻混式防冰裝置所得的數(shù)值模擬結果大致相同，說明這2種防冰裝置對氣流的加熱效果基本相同，都能夠達到預防氣流結冰的目的。

表4 不同環(huán)境溫度下熱源加熱式防冰裝置工作時壓氣機的入口平均溫度

從圖8可以看出：加裝熱源加熱式冰裝置后，隨著環(huán)境溫度的降低，壓氣機進口截面在左下角逐漸形成低溫區(qū)域，往外溫度逐漸上升。最高溫和最低溫之差從2.2 K逐漸增大到4.4 K，都在273～278 K。分析原因：壓氣機進口截面溫度分布主要是因為換熱器布置在2號濾清器處與1號和3號濾清器不同，2號濾清器前換熱器不是直排而是直角布置，對氣流的加熱和擾動與1號和3號濾清器前不相同，并且3個濾清器前氣流的流動情況也不相同，導致加熱不是完全均勻。最后，再經(jīng)過消音器、豎井和穩(wěn)壓室整流形成最后的溫度分布。

圖8 環(huán)境溫度為253 K 時壓氣機入口處溫度分布圖

從圖9可以看出：環(huán)境溫度為253 K時，與環(huán)境溫度278 K時不同，3個濾清器進口面溫度分布均和換熱器形式吻合，呈條紋狀。每個濾清器進口截面處高溫低溫條紋區(qū)域間隔分布，高溫條紋約為285 K，低溫條紋約為275 K，局部有高溫區(qū)域可以達到310 K。

圖9 環(huán)境溫度為253 K 時濾清器入口溫度分布圖

分析原因：環(huán)境溫度較低時，對應的換熱器壁面溫度設置較高，雖然2號濾清器右下部分和3號濾清器進氣比較不均勻，但是通過換熱器加熱后，由于換熱溫差較比環(huán)境溫度為278 K時大許多，而熱交換時間相差不大，不足以使高低溫氣體換熱完全，進入濾清器時仍然存在一定溫差。因此，進入濾清器的空氣溫度分布仍然和換熱器形式一致，不會有溫度融合區(qū)域。

5 2 種防冰裝置氣動特性對比

防冰裝置會對整個進氣系統(tǒng)的工作性能產(chǎn)生一定影響，使得整個進氣系統(tǒng)的總壓損失上升，此外，由于防冰裝置對進氣氣流的擾動，對流場的不均勻度也會產(chǎn)生一定的影響，從而對壓氣機的工作性能產(chǎn)生影響，為了分析防冰裝置對進氣系統(tǒng)氣動特性的影響，對不同環(huán)境溫度下2種不同防冰裝置進氣系統(tǒng)的總壓損失以及壓氣機入口處的不均勻度進行分析。

如圖10所示：隨著環(huán)境溫度的降低，安裝2種形式防冰裝置的進氣道總壓損失都降低，但總體來看，安裝熱氣摻混式防冰裝置的進氣道總壓損失低于安裝熱源加熱式防冰裝置的進氣道總壓損失。分析原因：熱氣摻混式防冰裝置相對于熱源加熱式防冰裝置結構簡單，只有3根熱氣分管，而換熱器的叉排管束對來流氣體的擾動較大，對進氣道中濾清器入口前面的空氣流動阻力較大，導致總壓損失大。

圖10 進氣道總壓損失隨環(huán)境溫度變化圖

從圖11可以看出，安裝2種防冰裝置對壓氣機進口平均不均勻度和5%局部面積最大不均勻度的影響區(qū)別不大，都相對于原進氣道增大，都增加了進氣道流動不均勻性，并且隨環(huán)境溫度變化沒有明顯規(guī)律。

圖11 不同環(huán)境溫度下的壓氣機進口不均勻度

6 結論

本文以某型艦船燃氣輪機進氣系統(tǒng)作為研究對象，針對進氣系統(tǒng)結冰現(xiàn)象，設計2種防冰裝置，分別為熱氣摻混和熱源加熱。針對所設計的進氣防冰裝置，分別進行了一維和三維計算，對比分析了2種防冰裝置的除冰效果及其對進氣道性能的影響。該模型為現(xiàn)有實船進氣系統(tǒng)，現(xiàn)有條件無法進行試驗，本文是對該進氣系統(tǒng)進行防冰計算，為我國艦船防冰設計提供思路。本文主要結論如下：

1）2種型式的除冰裝置均能達到除冰效果，其中熱源加熱式防冰裝置的防冰效果更好。

2）與熱源加熱式相比，熱氣摻混防冰裝置對進氣系統(tǒng)的性能影響最小，其中總壓損失減小0.7%，進氣不均勻度較小1.77%。