基于閉式循環(huán)動(dòng)力系統(tǒng)的魚雷殼體冷凝器一維建模與仿真

韓勇軍，楊赪石，彭　博，郭兆元，路　駿，馬為峰

（中國船舶重工集團(tuán)公司 第705研究所，陜西 西安，710075）

基于閉式循環(huán)動(dòng)力系統(tǒng)的魚雷殼體冷凝器一維建模與仿真

韓勇軍，楊赪石，彭博，郭兆元，路駿，馬為峰

（中國船舶重工集團(tuán)公司 第705研究所，陜西 西安，710075）

為深入研究魚雷閉式循環(huán)熱動(dòng)力系統(tǒng)殼體冷凝器的傳熱特性，建立了殼體冷凝器一維傳熱數(shù)學(xué)模型。通過仿真計(jì)算，獲得了殼體冷凝器沿軸向溫度、壓力以及干度分布特性，討論了不同冷卻通道截面尺寸、入口乏汽質(zhì)量流量及入口乏汽溫度條件對(duì)殼體冷凝器工作特性的影響。計(jì)算分析結(jié)果表明，在殼體冷凝器相同入口乏汽參數(shù)條件下，對(duì)于不同截面尺寸的冷卻通道，其換熱特性也不同。殼體冷凝器出口溫度受入口乏汽溫度影響較大，出口壓力受入口乏汽質(zhì)量流量影響較大?？蔀轸~雷殼體冷凝器的性能預(yù)示和結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)提供參考。

魚雷；閉式循環(huán)熱動(dòng)力系統(tǒng)；殼體冷凝器；一維仿真

0　引言

冷凝空間小尺度化對(duì)冷凝特性影響的研究是近年來發(fā)展迅速的新課題，主要體現(xiàn)在緊湊型冷凝過程和冷凝換熱器的研究和開發(fā)上。雖然小尺度通道換熱器在汽車、空調(diào)、制冷等行業(yè)中得到了廣泛的應(yīng)用，但是仍然沒有完善的理論模型可以用來指導(dǎo)小尺度通道冷凝換熱器的設(shè)計(jì)。因此國內(nèi)外學(xué)者針對(duì)小尺度通道內(nèi)兩相流體流動(dòng)、兩相流壓降及冷凝相變傳熱特性進(jìn)行了大量理論和試驗(yàn)的研究，但是有限的小尺度通道冷凝換熱模型只能預(yù)測(cè)特定范圍的試驗(yàn)數(shù)據(jù)，而不能外推到其試驗(yàn)范圍以外的區(qū)域，另外針對(duì)閉式循環(huán)動(dòng)力系統(tǒng)這種特殊應(yīng)用環(huán)境的魚雷殼體冷凝器冷凝換熱特性研究更為鮮有。

魚雷閉式循環(huán)動(dòng)力系統(tǒng)不向雷外作任何排放，完全無尾跡，能適應(yīng)大深度航行，不受背壓影響，是未來魚雷動(dòng)力發(fā)展的方向之一。魚雷閉式循環(huán)動(dòng)力系統(tǒng)一般以過熱蒸汽為工質(zhì)驅(qū)動(dòng)發(fā)動(dòng)機(jī)做功。由于系統(tǒng)與外界無物質(zhì)交換，做功后的乏汽必須經(jīng)冷凝裝置冷凝成水后才能供給系統(tǒng)作為循環(huán)工質(zhì)使用。由于魚雷外形和空間的限制，殼體冷凝器必須與魚雷殼體制成一體，利用魚雷殼體外表面與雷外海水進(jìn)行熱交換，達(dá)到冷凝汽輪機(jī)乏汽的目的。殼體冷凝器在閉式循環(huán)動(dòng)力系統(tǒng)中起著冷源的作用，其功能是利用魚雷殼體外部海水對(duì)汽輪機(jī)的乏汽進(jìn)行冷卻，使水蒸汽凝結(jié)變成可重復(fù)使用的液態(tài)水。殼體冷凝器工作性能的好壞直接影響到閉式循環(huán)動(dòng)力系統(tǒng)的熱經(jīng)濟(jì)性和運(yùn)行可靠性。

文中針對(duì)閉式循環(huán)動(dòng)力系統(tǒng)的魚雷殼體冷凝器流動(dòng)換熱過程的特點(diǎn)，建立了殼體冷凝器一維仿真計(jì)算模型和仿真計(jì)算程序，并通過仿真計(jì)算分析了不同冷卻通道截面尺寸、入口乏汽質(zhì)量流量及入口乏汽溫度條件對(duì)殼體冷凝器工作特性的影響。

1　一維仿真模型

1.1模型假設(shè)

結(jié)合殼體冷凝器特殊的使用和運(yùn)行環(huán)境，采用內(nèi)、外兩層殼體的形式，內(nèi)殼體外圓周布置冷卻通道，外殼體為光滑圓筒形殼體。冷卻通道采用多頭螺旋矩形通道，冷卻通道整體結(jié)構(gòu)及通道剖面如圖1所示，圖中：D0為殼體冷凝器外表面直徑，即魚雷外表面直徑；D1為冷卻通道底部直徑；D2為冷凝器內(nèi)殼體外徑；H為螺旋通道高度；b為螺旋通道寬度。

計(jì)算時(shí)作以下假設(shè)：

1）冷卻通道間壁認(rèn)為是強(qiáng)化傳熱肋片，在計(jì)算時(shí)考慮翅片效率；

2）將殼體冷凝器外部海水溫度視為常溫；

3）殼體冷凝器內(nèi)部蒸汽流動(dòng)為一維穩(wěn)態(tài)流動(dòng)；

4）忽略沿殼體冷凝器軸向的換熱，只考慮垂直于殼體冷凝器軸向的換熱；

5）忽略重力影響，不計(jì)導(dǎo)熱及散熱損失影響。

根據(jù)上述假設(shè)，考察如圖2所示的控制體，圖中：Tw為外管壁溫度；Tsw為外部海水溫度；in為冷凝器入口蒸汽質(zhì)量流量；out為冷凝器出口蒸汽質(zhì)量流量；Tcd為蒸汽溫度；內(nèi)管壁視為絕熱。殼體冷凝器工作時(shí)換熱過程分為兩部分：蒸汽與外管壁的對(duì)流換熱、外管壁與外部海水的對(duì)流換熱。

圖1　殼體冷凝器冷卻通道結(jié)構(gòu)示意圖Fig.1 Structure of the shell condenser cooling channel

圖2　殼體冷凝器換熱過程簡(jiǎn)化模型Fig.2　Simplified heat exchange model of the shell condenser

1.2溫度求解模型

由熱力學(xué)第一定律可將殼體冷凝器工作時(shí)的換熱過程描述如下［1］。

蒸汽與外管壁的對(duì)流換熱過程

式中：h為蒸汽焓值；?cd為蒸汽與壁面的對(duì)流換熱系數(shù)；n為螺旋通道數(shù)；ηf為螺旋通道間強(qiáng)化傳熱肋片效率；dl為計(jì)算微元段螺旋通道長度。

η可由以下公式計(jì)算［2］

式中：k為各肋片之間的影響系數(shù)；mcd為翅片參數(shù)；λcd為殼體材料的導(dǎo)熱系數(shù)；σcd為冷卻通道間壁厚度，σcd=（πD1-1.2nb/sinα）［sinα/（1.2n）］，其中，α為螺旋通道螺旋升角。

dl可由以下公式計(jì)算

式中：s為螺旋通道螺距，s=πD2tanα/ （0.649 5πtanα+1）。

故式（1）可整理為

外管壁與外部海水的對(duì)流換熱過程可表示為

式中：?0為外部海水與壁面的對(duì)流換熱系數(shù)，，其中，UT為魚雷航速，vs為海水動(dòng)力粘度系數(shù)，Prs為海水普朗特?cái)?shù)，λs為海水的導(dǎo)熱系數(shù)；Bw為冷凝器外圓周長；Tsw為海水溫度。

1.3對(duì)流換熱系數(shù)求解模型

將殼體冷凝器分3個(gè)相區(qū)來考慮：過熱區(qū)、兩相區(qū)、過冷區(qū)。相變流動(dòng)示意圖見圖3。

圖3　相變流動(dòng)示意圖Fig.3　Schematic of phase change and flow

在過熱區(qū)和過冷區(qū)，根據(jù)管內(nèi)湍流強(qiáng)迫對(duì)流換熱系數(shù)試驗(yàn)關(guān)聯(lián)式可得［3］

式中：Rem為流動(dòng)雷諾數(shù)，Rem=ρmUm×decdμcd，其中，ρm為流體密度，Um為流體流速，μcd為流體動(dòng)力粘度；Prm為流體的普朗特?cái)?shù)，Prm=μcdcpλcd，其中，cp為流體比熱；decd為通道水力直徑，decd=4×通道流通截面/環(huán)形通道濕周長。

在兩相區(qū)，采用Akers和Rosson的關(guān)聯(lián)式［4］，可得對(duì)流換熱系數(shù)為

式中：Reeq為當(dāng)量雷諾數(shù)，其中，為當(dāng)量質(zhì)量流量，Acd為通道橫截面積，μl為飽和水動(dòng)力粘度。

當(dāng)量質(zhì)量流量可由下式計(jì)算

式中：xcd為計(jì)算微元段的干度；ρl和ρv分別為計(jì)算微元段溫度對(duì)應(yīng)的飽和水和飽和蒸汽的密度。

1.4壓力求解模型

計(jì)算段蒸汽壓力為

式中：P0為計(jì)算微元段進(jìn)口的蒸汽壓力；ΔPcd為計(jì)算微元段的壓力降。

計(jì)算微元段的壓力降ΔPcd主要由摩擦阻力壓力降、加速壓力降和流體流動(dòng)方向發(fā)生變化或冷卻通道流通截面變化引起的局部阻力組成。在冷凝過程中，加速壓力降和局部阻力相對(duì)摩擦壓降很小可忽略不計(jì)，因此只考慮摩擦壓降。

殼體冷凝器冷卻通道內(nèi)過熱段和過冷段摩擦阻力壓力降ΔPsp的計(jì)算公式為

式中：fcd為流體摩擦阻力系數(shù)；Lcd′為冷卻通道長度。

fcd計(jì)算公式采用Blasius關(guān)聯(lián)式［5］

對(duì)于飽和段，兩相流體的摩擦阻力壓力降為

式中：μl為飽和水的動(dòng)力粘度系數(shù)；ρl為飽和水密度。

2　仿真結(jié)果與分析

根據(jù)殼體冷凝器一維仿真模型，使用Matlab軟件的Simulink工具箱編制仿真計(jì)算程序見圖4。

圖4　仿真計(jì)算程序Fig.4　Program for simulation

根據(jù)計(jì)算初始參數(shù)可求得殼體冷凝器第一個(gè)計(jì)算微元段的換熱系數(shù)和壓力，然后由式（7）可得計(jì)算微元段出口處的蒸汽焓值，再由焓值、壓力查水和水蒸氣性質(zhì)計(jì)算數(shù)據(jù)庫，可得到計(jì)算微元段出口處的溫度、干度等參數(shù)。經(jīng)迭代計(jì)算，即可得到沿殼體冷凝器軸向的各參數(shù)分布情況。

下面分別針對(duì)不同冷卻通道截面尺寸、入口乏汽質(zhì)量流量和入口乏汽溫度條件，對(duì)殼體冷凝器進(jìn)行仿真計(jì)算。

1）冷卻通道截面寬和高的尺寸分別為4×5、6×5、8×5、10×5時(shí)，在相同入口乏汽參數(shù)條件下，乏汽各參數(shù)沿軸向變化情況見圖5～圖8。

2）在相同入口乏汽溫度條件下，不同入口乏汽質(zhì)量流量的仿真結(jié)果如圖9所示。

3）在相同入口乏汽質(zhì)量流量條件下，不同入口乏汽溫度的仿真結(jié)果如圖10所示。

從圖5～圖8可以看出，在殼體冷凝器的入口氣相段，乏汽迅速與外部冷卻水換熱并降溫，溫度很快從過熱溫度降低到飽和溫度，并且由于乏汽體積的減小，壓力也迅速下降。此時(shí)進(jìn)入兩相區(qū)進(jìn)行相變，兩相區(qū)的溫度維持在飽和溫度附近。但由于流動(dòng)阻力，導(dǎo)致單元的壓力有所下降，以致兩相區(qū)的溫度并不是完全恒定的，而是有略微的下降。在殼體冷凝器后段，乏汽溫度又開始逐漸下降，說明已經(jīng)進(jìn)入液相區(qū)，此時(shí)乏汽處于過冷狀態(tài)，直至殼體冷凝器出口。

圖5　乏汽焓值沿軸向變化曲線Fig.5　Curves of steam exhaust enthalpy along the axis

圖6　乏汽壓力沿軸向變化曲線Fig.6　Curves of steam exhaust pressure along the axis

圖7　乏汽溫度沿軸向變化曲線Fig.7　Curves of steam exhaust temperature along theaxis

從計(jì)算結(jié)果還可得到在相同入口乏汽參數(shù)條件下，對(duì)于不同截面尺寸的冷卻通道，其換熱特性也不同。冷卻通道寬度越寬，其頂部有效換熱面積會(huì)增大，更有利于換熱，故乏汽焓值、溫度下降梯度也會(huì)越大。但隨著通道寬度的增大，通道截面積也會(huì)增大，乏汽入口流速會(huì)隨之降低，換熱系數(shù)會(huì)有所降低，故當(dāng)通道寬度增大到一定程度后，乏汽焓值、溫度下降梯度反而會(huì)有所下降。

圖8　乏汽干度沿軸向變化曲線Fig.8　Curves of steam exhaust dryness along the axis

圖9　不同入口乏汽質(zhì)量流量下的仿真結(jié)果Fig.9　Simulation results with different mass flows of inlet steam exhaust

圖10　不同入口乏汽溫度下的仿真結(jié)果Fig.10　Simulation results with different inlet steam exhaust temperatures

從圖9～圖10可以看出，殼體冷凝器出口溫度隨入口乏汽質(zhì)量流量和入口乏汽溫度的增加而不斷升高，且受入口乏汽溫度影響更大。殼體冷凝器出口壓力隨入口乏汽質(zhì)量流量和入口乏汽溫度的增加而不斷降低，且受入口乏汽質(zhì)量流量影響更大。主要是因?yàn)楫?dāng)入口乏汽質(zhì)量流量增加時(shí)，入口乏汽流速也隨之增加，各段換熱系數(shù)亦跟隨增加，故雖然總體換熱量增加，而殼體冷凝器出口溫度變化并不是很大。不過正是由于入口乏汽流速的增加使得摩擦阻力也隨之增加，所以殼體冷凝器出口壓力隨之降低。當(dāng)入口乏汽溫度增加時(shí)，總體換熱量增加，而入口乏汽流速基本不變，各段換熱系數(shù)也變化不大，故殼體冷凝器出口溫度隨乏汽入口溫度增加而增加。同時(shí)由于入口流速變化不大，使得殼體冷凝器出口壓力變化也比較平緩。

3　結(jié)束語

文章建立了魚雷殼體冷凝器一維仿真計(jì)算模型，通過編制的仿真計(jì)算程序得到殼體冷凝器沿軸向的溫度、壓力和干度分布情況，討論了不同冷卻通道截面尺寸、入口乏汽的質(zhì)量流量及溫度條件對(duì)殼體冷凝器工作特性的影響，可為魚雷殼體冷凝器的性能預(yù)示和結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)提供參考。

［1］沈維道，蔣智敏，童鈞耕.工程熱力學(xué)［M］.第3版.北京：高等教育出版社，2001.

［2］余建祖.換熱器原理與設(shè)計(jì)［M］.北京：北京航空航天大學(xué)出版社，2006.

［3］楊世銘，陶文銓.傳熱學(xué)［M］.第4版.北京：高等教育出版社，2006.

［4］Akers W W，Deans H A，Crosser O K.Condensation Heat Transfer within Horizontal Tubes［J］.Chemical Engineering Progress Symposium Series.1959，55（29）：171-176.

［5］Didi M B O，Kattan N，Thome J R.Prediction of Two-Phase Pressure Gradients of Refrigerations in Horizontal Tubes［J］.International Journal of Refrigeration，2002，25（7）：935-947.

（責(zé)任編輯：陳曦）

One-Dimensional Modelling and Simulation of Torpedo Shell Condenser in
Closed-loop Thermal Propulsion System

HAN Yong-jun，YANG Cheng-shi，PENG Bo，GUO Zhao-yuan，LU Jun，MA Wei-feng
（The 705 Research Institute，China Shipbuilding Industry Corporation，Xi□an 710075，China）

To understand heat transfer characteristic in shell condenser of closed-loop thermal propulsion system of a torpedo，a one-dimensional heat exchange model of the shell condenser is built.And the temperature，pressure and dryness distributions along the axis of the shell condenser are acquired with the model.In addition，the influences of three factors on the performance of the shell condenser are discussed.These factors are the cross-section size of cooling channel，the mass flow rate and the temperature of inlet steam exhaust.Simulation results indicate that，for same condenser inlet steam exhaust，heat exchange of the cooling channel is affected by its cross-section area.The outlet temperature of the condenser significantly depends on the inlet steam exhaust temperature，and the outlet pressure mainly depends on the mass flow rate of inlet steam exhaust.This study may provide a reference for performance prediction and structure design of torpedo shell condensers.

torpedo；closed-loop thermal propulsion system；shell condenser；one-dimensional simulation

TJ630.32

A

1673-1948（2015）04-0291-05

2015-03-18；

2015-04-06.

國家自然科學(xué)基金資助項(xiàng)目（61403306）；中國博士后科學(xué)基金資助項(xiàng)目（2014M552503）.

韓勇軍（1986-），男，在讀博士，工程師，主要研究方向?yàn)轸~雷熱動(dòng)力技術(shù).