不同运行条件下船用蒸汽蓄热器充汽过程动态特性数值模拟

孙长江，杨元龙，王兴刚，李良才，蔡林

1 海军驻大连船舶重工集团有限公司军事代表室，辽宁大连116005

2 中国舰船研究设计中心，湖北武汉430064

0 引 言

船用蒸汽蓄热器的充汽过程是复杂剧烈的汽液两相热质交换过程，具有瞬时充汽量极大、热负荷波动频繁的特点［1］。在充汽过程中，蒸汽蓄热器筒内压力和水位直接影响蒸汽蓄热器的充汽效率及蓄热能力［2］。当充汽压力一定时，充汽集管与蓄热器压差越大，蓄热器水温上升速率越快；蓄热器水位越高，单位时间内蒸汽凝结量越多，放热量越高，从而充汽反应程度愈加完善。因此，研究不同运行条件下船用蒸汽蓄热器充汽过程的动态特性对船用蒸汽蓄热器控制及高效、稳定的运行具有重要意义。

目前，国内外学者针对蒸汽蓄热器做了大量研究［3-6］。孙宝芝等［7］根据船用蒸汽蓄热器的实际运行状况，进行了不同工况下蒸汽蓄热器充汽试验研究。胡继敏等［8］开展了船用蒸汽蓄热器快速充汽过程吸热特性的测量方法研究。由于船用蒸汽蓄热器充汽系统设计技术被封锁，鲜有关于船用蒸汽蓄热器充汽过程动态特性数值模拟的文献报道。鉴于此，本文拟根据船用蒸汽蓄热器的特点，利用两流体数学模型，基于数值模拟方法研究船用蒸汽蓄热器在不同运行条件下充汽过程的动态特性，揭示压力、流速、温度等重要参数的分布规律，从而为船用蒸汽蓄热器控制和运行提供依据。

1 结构模型及网格划分

图1 所示为蒸汽蓄热器简化模型［7］。蒸汽蓄热器两端采用半球形封头，直径为0.8 m，筒身长度为2 m；过热蒸汽由进汽集管供入，集管开孔均布4 行，每行开24 个充汽孔，直径为0.012 m。

图1 蒸汽蓄热器物理模型Fig.1 Physical model of steam accumulator

图2 示出了蒸汽蓄热器的网格模型，采用四面体非结构化网格，管壁进行网格加密处理，与壁面接触的流体添加边界层网格，以提高壁面聚集网格点的效率。蓄热器网格模型共包含350 000个单元，扩展率、倾斜度、扭曲度达到标准要求。

图2 蒸汽蓄热器网格模型Fig.2 Grid model of steam accumulator

2 数学控制方程

2.1 两流体方程

液相连续性方程：

汽相连续性方程：

液相动量方程：

汽相动量方程：

液相能量方程：

汽相能量方程：

式中：α 为体积分数；ρ 为密度，kg/m3；U 为流速，m/s；m 为质量传递率，kg/（m3·s）；t 为时间，s；μe为动力粘度，kg/（m·s）；g 为重力加速度，m/s2；p为压力，Pa；F 汽液相间作用力，N；h 为比焓，kJ/kg；λe为导热系数，W/（m·K）；T 为温度，K；Q为汽液相间总热量传递率，kJ/（m-3·s）；下标l，v和vl 分别代表液相、汽相和从液相到汽相。

2.2 热相变方程

热相变模型假设汽液两相间存在明显的相界面，汽液两相通过相界面完成热质交换过程。通过相界面传递的总热量分别为：

式中：q 为显热传递率，kJ/（m3·s）；k 为汽、液相与相界面的对流传热系数，W/（m2·K）；A 为界面面积浓度，m-1；Ts为饱和温度，K；hls为液相饱和焓，kJ/kg；hvs为汽相饱和焓，kJ/kg。

根据相界面热量平衡Ql+Qv=0，可知

因此，汽液相变潜热为

式中，L 为汽化潜热，kJ/kg。

对于单位控制容积，其包含的界面面积浓度计算公式为

在实际的相变过程中，汽、液两相流速各不相同，存在强制对流换热，采用Hughmark 关系式［9］计算对流传热系数。

汽液两相间的动量传递通常为界面力的形式，包含拖曳力Fd和非拖曳力（升力Ff，湍流耗散力Ftd，壁面润滑力Fw）。因此，汽液两相间总作用力为

拖曳力表示流动阻力，采用Ishii-Zuber 模型计算。非拖曳力采用汽相诱发扰动漩涡的Sato 模型求解，以模拟正确的流动结构。

3 定解条件设置

为模拟计算不同条件下船用蒸汽蓄热器的充汽过程，引入船用蒸汽蓄热器试验参数，给出数值模拟定解条件的设置：充汽流量0.25 kg/s，充汽温度270 ℃，充汽压力0.7 MPa，充汽时间70 s；筒壁为绝热条件，采用标准壁面函数计算近壁区域流动与传热；水、汽相均为有滑移边界条件。

4 蓄热器充汽动态特性分析

4.1 不同初始水位下充汽特性

图3 所示为不同水位下蒸汽蓄热器压力随时间的分布曲线。由图3 可知：充汽起始阶段，充汽集管与蓄热器压差较大，蒸汽蓄热器压力急剧升高；随着充汽时间的推移，两者压差减小，蓄热器压力近似于直线升高的趋势。从图中还可以看出，400 mm 初始水位运行条件下的蓄热器压力明显低于200 mm 初始水位下的压力。这是由于初始水位升高引起蒸汽蓄热器液空间质量和热惯性增大，充汽射流能力减弱，更多充入蓄热器的过热蒸汽与液空间的饱和水充分换热，未能以未凝结的汽态直接进入汽空间，导致蓄热器压力较小。数值模拟得到的压力变化规律与文献［5］中的计算结果吻合较好。

图3 不同初始水位下蒸汽蓄热器压力变化曲线Fig.3 Time histories of steam accumulator pressures at different initial water levels

由图4 可知，蓄热器内部蒸汽温度随着蓄热器初始水位的升高而降低，这主要是由于蓄热器初始水位越高，充入的蒸汽能更充分地与水工质发生强制对流传热，更多过热蒸汽冷凝成饱和水并储存在液空间，从而进入汽空间的过热蒸汽质量减少，导致汽空间蒸汽温度较低。

图4 不同初始水位下蒸汽蓄热器蒸汽温度变化曲线Fig.4 Time histories of steam temperatures of steam accumulator at different initial water levels

通过对比图5 与图6 可知，在充汽流量和压力较大的条件下，初始水位越高，充入的蒸汽能更充分地与饱和水掺混，汽液两相流场愈加混乱，充汽对液空间的冲击和扰动作用更强，导致充汽过程中蓄热器水位波动更大。

4.2 不同初始压力下充汽特性

图5 初始水位为200 mm，t=10 s 时水位分布规律Fig.5 Water level distributions for initial water level of 200 mm at 10 s

图6 初始水位为300 mm，t=10 s 时水位分布规律Fig.6 Water level distributions for initial water level of 300 mm at 10 s

图7示出了初始压力分别为0.2 MPa和0.3 MPa，初始水位均为300 mm 运行条件下蒸汽蓄热器内部压力随时间的变化曲线。由图可知，蓄热器内部压力随着初始压力增大而升高，这是由于在充汽流量一定的条件下，蓄热器初始压力越大，更多的过热蒸汽以未凝结汽态形式直接充入汽空间，导致蓄热器压力更高。

图7 不同初始压力下蒸汽蓄热器压力变化曲线Fig.7 Time histories of pressures of steam accumulator at different initial pressures

由图8～图11 可知，在充汽流量一定的条件下，与初始压力0.3 MPa 条件下的蓄热器压力和水位相比，初始压力0.2 MPa 下的蓄热器流场更加混乱，压力和水位波动较大。

由图12 可知，蓄热器内部蒸汽温度随着初始压力的升高而增大。究其原因主要是蓄热器初始压力越高，充入的蒸汽压力越高，在充汽流量不变的条件下蒸汽流速更大，更多过热蒸汽没有在液空间发生冷凝，而是以汽态形式直接进入汽空间，从而导致蒸汽温度较高。

图8 初始压力0.2 MPa，t=1 s 时压力分布规律Fig.8 Pressure distributions for initial pressure of 0.2 MPa at 1 s

图9 初始压力0.3 MPa，t=1 s 时压力分布规律Fig.9 Pressure distributions for initial pressure of 0.3 MPa at 1 s

图10 初始压力0.2 MPa，t=1 s 时水位分布云图Fig.10 Water level contours for initial pressure of 0.2 MPa at 1 s

图11 初始压力0.3 MPa，t=1 s 时水位分布云图Fig.11 Water level contours for initial pressure of 0.3 MPa at 1 s

图12 不同初始压力下蒸汽温度变化规律Fig.12 Time histories of steam temperatures at different initial pressures

5 结 论

本文采用两流体模型和热相变模型，结合不同运行参数的边界条件，进行了船用蒸汽蓄热器充汽过程数值模拟，分析了不同初始水位和压力下蓄热器的动态特性。在充汽流量一定的条件下，模拟所得主要结论如下：

1）蒸汽蓄热器初始水位越高，充汽过程中蓄热器压力越小，蒸汽温度越低；

2）蒸汽蓄热器初始压力越大，充汽过程中蓄热器压力越大，蒸汽温度越高；

3）蒸汽蓄热器初始压力越大，充汽起始阶段蓄热器水位和压力波动越剧烈。

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