郭慶, 羅凱, 耿少航, 秦侃

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

0 引言

為適應現(xiàn)代海洋探測與攻防的需求,無人水下航行器必須在航速、航程與航深等方面尋求進一步突破,這對水下動力系統(tǒng)提出了更高要求[1]。電動力系統(tǒng)在電池能量密度、安全性等方面尚存在限制[2]。對于熱動力系統(tǒng),常見的開式循環(huán)系統(tǒng)存在航深適應性缺陷[3];閉式循環(huán)系統(tǒng)的運行不受環(huán)境影響,但技術難度大,在鍋爐反應器等方面還有許多問題有待研究[4]。半閉式循環(huán)系統(tǒng)在主機后部增加了乏氣增壓排放裝置,大幅減小了環(huán)境壓力對主機運行的不利影響,是水下熱動力系統(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,通常需進行乏氣快速冷凝。一種應用于水下航行器的半閉式系統(tǒng)結構如圖1所示,該動力系統(tǒng)采用由OTTO-Ⅱ推進劑、高氯酸羥胺(HAP)和水組成的三組元燃料[5],燃燒產物如表1所示,其中含有大量水蒸氣等可凝可溶成分。

表1 HAP三組元推進劑燃燒產物組成

圖1 半閉式循環(huán)動力系統(tǒng)結構示意圖

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行乏氣冷凝,其中外流道為海水流道,內流道為乏氣流道,乏氣在換熱器中的冷凝過程可抽象為含不凝氣體的蒸汽凝結換熱過程。系統(tǒng)正常運行時,由于兩相泵的抽吸作用,換熱器工作壓力較低;當系統(tǒng)啟動或切換高速時,兩相泵的轉速變化滯后于燃氣流量的增加,泵前壓力大幅升至超過舷外壓力,單向閥開啟并泄壓,直至兩相泵轉速達到設定值,系統(tǒng)回歸正常運行狀態(tài)。為使工質體積快速下降并維持系統(tǒng)運行,在這一過程中換熱器仍需正常工作,此時的工作壓力等于舷外壓力。本文研究的動力系統(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 套管式換熱器結構示意圖

海水換熱器能否在全工況下有效進行乏氣的降溫冷凝,對半閉式系統(tǒng)的構型研究至關重要。對高壓力條件下海水換熱器內部含不凝氣體的蒸汽凝結換熱特性進行研究,是海水換熱器性能研究的重要組成部分。針對含不凝氣體的蒸汽凝結換熱過程,各國學者進行了一系列試驗與仿真研究。

凝結換熱試驗研究可對傳熱傳質現(xiàn)象進行直接觀察與測量,所得結果可作為理論與數(shù)值模型的基礎與驗證,現(xiàn)有的試驗研究重點關注冷凝通道結構與不凝氣體類型對凝結換熱的影響。Kuhn等[6]和Kuhn[7]通過豎直管中含不凝氣體的蒸汽凝結換熱試驗研究,提出了可用于計算通道內換熱系數(shù)的削弱因子算法。Lee等[8]對豎直管道中含氮氣的蒸汽凝結換熱規(guī)律進行分析,認為小尺寸通道的界面應力能削弱不凝氣體對蒸汽凝結換熱的抑制作用。Ren等[9]試驗分析了水平圓管含不凝氣體的凝結,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]通過試驗分析了自然對流條件下工況參數(shù)對含不凝氣體蒸汽凝結換熱的影響,認為在壓力較低時,換熱系數(shù)隨壓力上升而增大,直至達到某一臨界壓力值。Park等[11]試驗研究了強制對流條件下含不凝氣體的蒸汽凝結換熱特性,并擬合了由凝結液膜雷諾數(shù)、不凝氣體質量分數(shù)和雅可比數(shù)組成的換熱關聯(lián)式。Ji等[12]對超疏水表面的蒸汽凝結換熱現(xiàn)象進行了試驗研究。

隨著計算流體力學的逐步發(fā)展,研究人員基于實際現(xiàn)象進行合理假設,運用相關理論建立了多種數(shù)值計算方法,這些方法可以用于對含不凝氣體的蒸汽冷凝過程的細節(jié)進行捕捉與分析。Fu等[13]忽略凝結液膜的影響,建立了含不凝氣體的蒸汽凝結數(shù)值模型,并采用Kuhn試驗方法進行了驗證。Alshehri等[14]數(shù)值分析了不凝氣體質量分數(shù)對氣膜熱阻的影響,認為隨不凝氣體質量分數(shù)的減小,凝結液膜熱阻與不凝氣體氣膜熱阻逐漸接近。Groff等[15]對比了不同湍流模型在含不凝氣體的蒸汽凝結換熱問題中的表現(xiàn),認為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換熱特性,認為多排管具有更高的換熱系數(shù)。Zschaeck等[17]基于擴散層理論建立了含不凝氣體的蒸汽凝結換熱數(shù)值模型。顧成勇[18]數(shù)值研究了不凝氣體的質量分數(shù)變化時蒸汽凝結換熱特性的變化。耿少航等[19]研究了高壓下含不凝氣體的蒸汽凝結問題,認為高壓下不凝氣體對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,目前對含不凝氣體蒸汽凝結問題的研究主要針對較低的壓力范圍(通常小于1 MPa)[20],而對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)值計算模型,分析了水平管換熱器中燃氣流道的流動與換熱特性,并討論了管徑對換熱特性的影響;搭建了套管式高壓換熱器試驗裝置,通過試驗驗證了計算方法的可行性。

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]進行數(shù)值仿真計算,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為質量源項。

2)動量方程:

(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為動量源項。

3)能量方程:

(3)

混合氣體中的擴散方程可寫為

(4)

式中:Yj為組分j的質量分數(shù);Dj和DT分別為組分j在混合工質中的質量和熱擴散系數(shù);Sct為湍流施密特數(shù);μt為湍流黏度;Dt為湍流擴散系數(shù)。

在蒸汽的凝結方面,采用改進的Lee相變模型,因此蒸汽質量源項可定義為

(5)

式中:coeff為相變因子;αv為當前蒸汽體積分數(shù);ρv和Tv為蒸汽密度和溫度;Tsat為蒸汽飽和溫度。相變因子的選取對于蒸汽冷凝過程的計算十分重要[22],較小的相變因子將導致氣-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,但可能導致計算難以收斂[23]。相變因子的取值與多種因素有關,目前多采用經驗判斷與試算調整相結合的方法進行參數(shù)選取。經過多次試算,本文將相變因子取為10 000,此時在計算中氣-液相界面溫度與飽和溫度的最大偏差小于1%。

動量源項Si-mon和能量源項Senergy可分別定義為

Si-mom=viSmass

(6)

Senergy=Smassh

(7)

式中:下標i可替換為軸向和徑向的對應下標x或r;h為水的汽化潛熱,可利用美國國家標準與技術研究院物性參數(shù)庫進行查詢,并擬合為關于飽和溫度的關系式:

(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,是工程實踐中廣泛采用的湍流模型。另外,本文通過用戶自定義函數(shù)將質量、動量和能量源項加載至控制方程中,以模擬含不凝氣體的蒸汽凝結換熱現(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。計算采用穩(wěn)態(tài)求解,基于入口條件對整個計算域進行初始化,當監(jiān)測到的固體壁面熱流密度和混合氣體出口溫度均到達穩(wěn)定時認為計算收斂。上述數(shù)值計算模型已利用Kuhn[7]試驗進行了驗證,具體可參見文獻[19]。

1.2 試驗裝置

考慮到本文研究的高壓工況在已有試驗中較少涉及,為進一步驗證本文所采用數(shù)值計算方法的正確性,搭建高壓下含不凝氣體的套管式換熱試驗裝置,并進行驗證試驗。試驗裝置的實物圖與原理圖分別如圖3(a)和圖3(b)所示。試驗裝置的工作原理是: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氣,將燃氣以及冷卻水相對通入套管式高壓換熱器的燃氣與冷卻水管道,并通過在管道中設置的多組壓力與溫度傳感器檢測換熱器內部的換熱特性。試驗裝置由燃氣發(fā)生系統(tǒng)、水供應系統(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 套管式換熱器試驗設備

燃氣發(fā)生系統(tǒng)用于為試驗裝置提供含不凝氣體與水蒸氣的高溫高壓燃氣?，F(xiàn)階段,由于HAP三組元燃料的燃燒控制尚不成熟,本文試驗的燃料采用水下動力系統(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理是相同的,因此使用該燃料進行試驗依然能得到具有指導意義的試驗結果。試驗進行時控制閥打開,燃料泵電機帶動燃料泵工作,將OTTO-Ⅱ燃料泵送至燃燒室燃燒以形成高溫高壓燃氣,并向高壓換熱器的燃氣通道輸送。燃燒室內設有測點D1以監(jiān)測內部壓力,燃燒室前設置有單向閥以防止回火。

水供應系統(tǒng)用于為試驗系統(tǒng)提供換熱用水。試驗進行時,控制閥打開,水泵電機帶動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,其結構如圖4所示。

圖4 高溫換熱器結構示意圖

換熱器中心流道為燃氣通道,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置測點。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,以盡可能減小試驗時的能量損失。

數(shù)據(jù)采集與控制系統(tǒng)用于試驗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 設置一個監(jiān)測點,每個監(jiān)測點設置2個溫度傳感器與1個壓力傳感器,以檢測冷卻水通道的溫度以及燃氣通道的溫度和壓力,傳感器精度為5‰,在試驗誤差分析時,認為參數(shù)測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,通過電機控制器調控電機轉速,以實現(xiàn)對燃料泵和水泵流量的控制。

1.3 計算模型

本文主要研究含不凝氣體的蒸汽凝結換熱過程,采用圖5所示的幾何模型。該模型為三維面對稱計算模型,只包含燃氣通道,通道軸向為z軸方向,坐標原點位于通道入口截面幾何中心處。燃氣通道長度2 m,直徑20 mm。

圖5 換熱器管道流域示意圖

在計算中,采用質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特性,為便于計算分析,在壁面條件方面,將前0.5 m的管道側壁面設為絕熱壁面,之后的側壁面設置為恒壁溫。根據(jù)表1中HAP三組元燃料的燃氣組分,將燃氣成分設定為水蒸氣與CO2,且不考慮CO2的溶解度。根據(jù)實際工況,相關的邊界條件設置如表3所示,由于模型只有半域,設定的入口質量流量為理論值(20 g/s)的一半。在計算過程中考慮了重力的影響。

表3 仿真計算的邊界條件

1.4 模型驗證

1.4.1 試驗驗證

運用試驗裝置進行高壓換熱器試驗,得到試驗的工況參數(shù)如表4所示。由于試驗燃氣溫度很高,在冷卻水通道的后段,冷卻水汽化為蒸汽。

表4 試驗工況參數(shù)

根據(jù)試驗工況,運用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層網格高度為0.000 5 mm以保證y+小于1,出入口處第1層網格高度為1 mm,網格漸變因子為1.2。數(shù)值模型中將固體壁面材料設置為304 L不銹鋼,其導熱系數(shù)為15 W/(m2·K),比熱容為500 J/(kg·K)。

圖6 高溫熱交換器的流域示意圖

圖7所示為試驗與仿真中燃氣通道和冷卻水通道的溫度隨換熱器長度的分布對比,對試驗值加入了標準不確定度誤差條。由于管內溫度的建立與傳感器示數(shù)的穩(wěn)定均需要一定時間,本文試驗所得的溫度值均采用單次測量方法,誤差主要由儀器精度決定,其標準不確定度可計算為

圖7 仿真計算與試驗的管內溫度分布對比

(9)

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

由圖7可以發(fā)現(xiàn),在燃氣通道與冷卻水通道中,數(shù)值仿真與試驗研究所得的溫度分布規(guī)律基本相同,但仿真計算的溫度數(shù)值偏大,兩者的相對誤差在燃氣通道出口處達到了19.5%。相比管內溫度,由儀器精度帶來的測量誤差非常小,其最大標準不確定度僅4.62 ℃,不是數(shù)值計算與試驗結果差異的主要來源。兩者的誤差主要是由換熱通道的散熱造成的,試驗用換熱器雖然外部包覆了隔熱材料,但由于試驗溫度很高,管道向外界環(huán)境的能量耗散無法避免,在數(shù)值仿真中對換熱器外壁采用了絕熱壁面條件,未考慮散熱,導致仿真溫度值高于試驗值。分別對比燃氣通道和冷卻水通道的溫度,可以發(fā)現(xiàn)仿真與試驗結果在燃氣通道的偏差更大,這是因為燃氣的比熱容小于冷卻水,因此管內的能量耗散會導致其更大的溫度偏差。

總之,本文建立的仿真方法在預測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,可用于進行管內含不凝氣體的蒸汽凝結特性研究。

1.4.2 網格無關性研究

本文采用結構化網格對計算模型進行網格劃分,對于管道截面使用O-block網格劃分技術以保證質量。為選擇最佳的網格數(shù),本文對數(shù)量分別為242萬(網格1)、389萬(網格2)和627萬(網格3)的計算網格進行無關性分析,不同工況下網格節(jié)點數(shù)量的增長比例為1.6倍。為了同時考慮近壁面網格的影響,3個工況下貼近壁面的第1層網格厚度分別取0.012 mm、0.01 mm和0.008 mm,對應的平均y+數(shù)值分別為1.09、0.92和0.86,各工況下徑向網格的增長率均取1.2,以保證邊界層網格的數(shù)量。表5展示了各工況下的計算網格設置參數(shù)。

表5 網格無關性研究中各工況計算網格設置參數(shù)

計算得到三套網格中壁面底端液膜厚度和對流換熱系數(shù)(HTC,可按式(10)計算)沿混合氣體流動方向的分布規(guī)律分別如圖8(a)和圖8(b)所示,可見三套網格在計算液膜厚度方面誤差很小,在計算對流換熱系數(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有所不同,其中網格1計算得到的對流換熱系數(shù)存在波動?？紤]計算精度和計算成本的要求,本文最終選擇網格數(shù)量為389萬的第2套網格進行后續(xù)的數(shù)值仿真計算。

圖8 網格無關性研究中的液膜厚度與換熱系數(shù)對比

(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 結果與討論

2.1 換熱特性

運用第1節(jié)的數(shù)值模型與參數(shù)設置進行計算,待進出口參數(shù)守恒后認為計算收斂。以z軸坐標分別為1.0 m、1.2 m、1.4 m和1.6 m的管道截面為分析對象,獲得其對稱面處軸向與徑向速度沿豎直方向的徑向分布,如圖9所示。沿管長方向,工質在z=1.6 m處的流速相比z=1.2 m時降低了約0.4 m/s,沿半徑方向則降低了約10 mm/s,這是因為在流動中,蒸汽不斷在壁面處遇冷凝結,使工質質量逐漸減少,同時管內壓力變化很小,因此為保證質量連續(xù),工質流速逐步降低。圖9所示的工質速度分布具有不對稱特性,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,意味著在管道對稱面處,工質擁有垂直向上流動的分速度。在y取值為-6 mm～-10 mm的區(qū)間中,工質流速顯著低于其他區(qū)間,該區(qū)間處于凝結液膜中,可見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)展示了管內氣-液交界面(氣相體積分數(shù)為0.5的界面)在對稱面上的分布,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大于頂端,且沿流向逐漸變厚;對于頂端液膜,其厚度沿流向逐漸減小,這是因為重力作用下頂部凝結流體不斷沿壁面流至底部導致的。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數(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,同時在氣相和液相流體中均存在二次旋流。由于液相工質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行換熱凝結,造成了蒸汽濃度在管道上部壁面附近較低、在管內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)域擴散。另外,工質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則由于浮力的作用從管道中心區(qū)域上浮至管道上部進行放熱。在上述因素的作用下,氣相工質在管內產生二次旋流,同時流動的氣相工質也會帶動液相產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處的液相體積分數(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)沿管長方向的變化。沿管長方向,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,使凝結換熱強度沿管長方向逐步降低,最終導致熱流密度沿流向的下降。由于管道頂部液膜厚度遠小于底部,換熱熱阻較小,是換熱的主要發(fā)生方向,頂部的熱流密度遠大于底部。對于對流換熱系數(shù)而言,隨著工質的流動,蒸汽逐漸凝結,濃度逐漸降低,導致凝結換熱強度逐漸降低,因此管道頂部換熱系數(shù)逐漸降低;對于底部,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,且凝結換熱強度的變化對其數(shù)值的影響不大。

圖11 熱流密度和換熱系數(shù)沿換熱器管道的軸向變化

總體而言,在水平管道內,由于重力的影響,凝結液體主要集中于管道下部,致使蒸汽凝結換熱主要發(fā)生在管道上部;蒸汽的凝結導致管內各截面處蒸汽濃度分布不均勻,為平衡濃度,產生了垂直于管長方向的環(huán)狀二次旋流;沿管長方向,溫差與蒸汽濃度逐漸降低,致使凝結換熱強度逐漸減弱,導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

作為運用于水下動力裝置的換熱設備,本換熱器需要在較小的體積內實現(xiàn)大功率換熱,換熱管徑對含不凝氣體蒸汽換熱的影響值得進一步討論。運用表3的參數(shù),分別對圓管半徑為10 mm、8 mm、6 mm和 5 mm的工況進行數(shù)值仿真,各管徑下通道的長徑比分別為75、73.75、125和150。

各工況下管內主流溫度沿工質流向的變化如圖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時出口溫度為548 K,相比半徑10 mm 的工況下降了約6 K,可見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隨管徑減小而越發(fā)明顯,對于半徑 10 mm 和8 mm的工況,頂部熱流密度幾乎全程高于底部;對于半徑6 mm和5 mm工況,進入管道換熱段后,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處工質的軸向與徑向速度分布,為便于比較,對徑向坐標進行了無量綱化處理。隨管徑的減小,管道截面積逐步縮小,導致工質的軸向流速加快,半徑5 mm工況下工質在z=1.2 m處的最大軸向流速超過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,這是因為液膜的流動主要由氣體工質帶動,隨管徑的減小,增大的氣體工質流動速度對液膜的剪切作用增加,導致液膜的流速增大,厚度逐漸減小。對于管道頂端的液膜,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。這是因為在管道前段,重力導致的液相滑落效應不明顯,液體逐漸在管道上部累積,隨管徑減小,氣體工質流速增加,對液膜的剪切作用增強,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,冷凝換熱的過程是:蒸汽擴散至氣-液界面處冷凝并向液膜放熱,液膜中的液相工質將熱量傳導至管道壁面,并向低溫壁面放熱。若考慮重力和浮力的影響,管道內所產生的二次旋流將使大部分蒸汽在管道上部冷凝,導致管道上部的冷凝換熱量遠大于管道下部。然而,隨著管道上部的凝結液相工質滑落至管道下部,其一方面使下部液膜增厚,進一步阻礙氣體的凝結換熱,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,削弱了液側熱阻,又由于流速增大,削弱了重力和浮力的影響,導致二次旋流強度減弱,管道上部和下部的冷凝換熱強度差異減小,而液相滑落導致的熱量交換強度基本不受影響。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,在換熱過程的后段,管道頂部的熱流密度小于底部。

在凝結換熱過程中,蒸汽冷凝會導致液膜厚度、氣相物性與流速等的變化,進而改變管內氣相工質雷諾數(shù),而管徑變化也會通過影響流速與換熱特性的方式改變管內雷諾數(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系。在各工況下,主流平均雷諾數(shù)增加表示流速提升,此時管內工質剪切效應越發(fā)顯著,有利于增強換熱。但對比不同管徑工況,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,這是由重力效應導致的。大管徑工況中流速更小,重力導致的二次旋流和液相滑落更為顯著,有助于削弱熱阻,強化換熱。而在雷諾數(shù)較高的區(qū)域,較大的流動剪切作用使重力的影響被削弱,此時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系

換熱器要在有限的空間內實現(xiàn)大功率換熱,就需要綜合考慮換熱強度與換熱面積。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)較小的管徑使工質流速增加,有助于加強換熱,雖然減小管徑會導致總換熱面積的減小,但小管徑管道的換熱性能仍略強于大管徑管道?？梢?在本文討論的工況下,適當降低管徑有助于強化換熱。

3 結論

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,分析了管徑對換熱特性的影響;搭建了高壓套管式換熱器試驗平臺,進行了驗證試驗。得出主要結論如下:

1) 重力對管內換熱具有較大影響,一方面管道頂部的液相由于重力滑落,導致頂部與底部液膜厚度不均勻,同時液相質量的轉移也會導致一部分熱量從管道頂部轉移至底部;另一方面,由于管內氣相工質密度不均勻造成的管道中部浮力效應,結合管道外部的重力效應,會導致管內氣相工質產生二次旋流。上述兩種作用導致管壁換熱強度的不均勻,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,有助于強化換熱;流速的增加削弱了重力的影響,致使管內二次旋流效果減弱,同時結合液膜厚度的變化,導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度與換熱面積,在本文討論的工況下,減小管徑可提升管內換熱強度,盡管會導致總換熱面積減小,仍有助于強化換熱。

3) 對比試驗與仿真結果,兩者在燃氣通道與蒸汽通道的溫度變化規(guī)律上趨勢一致,但試驗所得溫度值較低,這是因為試驗管道向外界的熱量耗散導致的。對比結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,例如試驗中的燃氣物性與數(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,將改善試驗條件,使試驗燃氣的物性更貼合實際工況,以獲得更為完善的試驗數(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程中的耦合關系。