單孔容腔瞬態充氣換熱的理論分析方法

2020-03-02 11:19:08丁水汀于航邱天單曉明賀宜紅

航空學報 2020年1期

關鍵詞：模型

丁水汀，于航，邱天,*，單曉明，賀宜紅

1. 北京航空航天大學能源與動力工程學院，北京 100083 2. 北京航空航天大學航空發動機氣動熱力國家重點實驗室，北京 100083 3. 中國航發湖南動力機械研究所，株洲 412000

伴隨對航空發動機性能需求的不斷提高及航空發動機技術的快速發展，發動機強整體、強瞬變、強耦合、強非線性的特征愈發凸顯。發動機運行狀態復雜多變，對發動機的安全性造成隱患。現階段，航空發動機尤其是軍用飛機發動機在整個飛行剖面內大部分處于多變的運行環境中，發動機經歷慢車到最大轉速的時間縮短，瞬變特征顯著，嚴苛的運行條件導致發動機在過渡過程中故障頻發[1]。

航空發動機是一多系統協調工作的實體，其中空氣系統是處于發動機主流道內側、外側的轉子與靜子或轉靜子之間聯系不同腔室、間隙、孔縫的空氣系統流路總稱[2]，具有發動機冷卻、封嚴、軸向力控制等重要作用。腔室類元件由于自身質量和能量的存儲和釋放效應而具有顯著的瞬態特征，在發動機過渡過程中起到至關重要的作用。從壓氣機引氣的氣流邊界發生變化時，各腔室的壓力變化存在滯后性，對壓力變化的預測直接影響到推算發動機軸向力的動態變化。這一指標在發動機安全性設計中有明確規定：發動機壓力平衡系統需提供合適的軸向載荷[3]。

為預測容腔壓力瞬態變化，已開展大量關于容腔瞬態響應規律的研究。Dutton和Coverdill[4]通過試驗研究了容腔充放氣過程，定性分析了描述瞬態變化的兩種理論模型(絕熱模型和等溫模型)基本假設的適用條件，并使用這兩種理論模型預測容腔的壓力變化。通過與試驗結果進行比較，發現模型與試驗數據間存在差異，但是文中沒有針對真實響應過程提出更為精確的數值模型。Thorncroft等[5]認為容腔瞬態響應是一多變過程，通過試驗修正了多變過程的多變指數，使模擬結果與試驗數據吻合。這一結果也表明了響應過程為非確定過程，非絕熱也非等溫，但只針對特定的試驗數據進行模型修正，不具有可拓展性。Gallar和Calcagni[6]描述了靜止容腔瞬態響應的數學模型，并借助此模型進行了空氣系統網絡的建模與分析工作。

在工程上，普遍采用絕熱假設，即不考慮瞬態過程中氣體與腔壁的換熱，基于該方法模擬的壓力響應過程與實際存在較大差別[4-7]。另一種較常采用的是等溫假設，即在瞬態過程中氣體溫度始終保持不變[4]，這種方法過高地估計了換熱作用。兩種方法的模擬精度都較差，根本原因在于缺少分析瞬態換熱過程的有效方法。為了提高模擬精度，許多學者開展了針對容腔瞬態換熱的研究。楊麗紅等[8]研究了換熱效應對于等溫容腔放氣過程的影響。郭鐘華等[9]則針對真空系統容腔的壓力響應建立了考慮換熱影響的真空抽吸模型，使用了定努塞爾數換熱模型，較好地模擬了真實響應過程。但是瞬態過程流動與換熱狀態隨時間變化，換熱分析方法應能適應變工況變化。本文作者團隊[10-11]針對非絕熱容腔瞬態響應過程進行了建模與試驗研究，給出了通用的換熱特性準則式，提出了一種研究瞬態換熱的可行方法。

目前，開展容腔瞬態換熱分析的試驗成本和CFD模擬成本都很高，若利用絕熱模型和等溫模型簡化計算，模擬精度又較低。所以，本文提出了一種具有較高精度，且可以大幅降低成本的理論方法。以非絕熱單孔立方體容腔為研究對象，從容腔大間距沖擊流動和外掠平板換熱理論出發，建立了容腔瞬態換熱的理論分析方法，并對方法進行了試驗驗證。

1 理論分析方法

在容腔充氣過程中，由于發生質量和能量存儲的時間尺度遠大于建立穩定流場的時間尺度，所以認為在瞬態過程中的任一時刻，流動與換熱僅與當前進氣流動參數和腔內氣體狀態參數有關，與瞬變過程無關，基于這一假設建立瞬態換熱的理論分析方法。

首先，需明確容腔充氣的物理過程。立方體容腔中心橫截面上的充氣流動結構如圖1所示，氣流自圓形噴嘴射出，射流主要流經3個明顯的流動區域，即自由射流區、沖擊區和壁面射流區。在自由射流區，流動特性與自由射流相同，在沖擊區，氣流沖擊壁面并在所有方向上均勻地沿徑向擴散，氣流經歷了顯著的彎曲，在該區末形成平行于壁面的流動，進入到壁面射流區，隨后氣流撞擊到側壁面繼續流動，最終在容腔內形成循環流動。

圖1 容腔中心截面充氣流動結構Fig.1 Charging flow structure of cavity central section

對于容腔這類大間距沖擊射流結構，且噴嘴截面積遠小于容腔截面積，噴嘴出口射流受側壁及前壁影響較小，可近似為自由射流(除緊鄰沖擊壁面的位置)。以沖擊壁面滯止點為原點建立圓柱坐標系，圖1中縱軸為沖擊壁面法向z軸，橫軸為徑向r軸，自由射流軸向速度滿足[12]

(1)

式中：uz為軸向速度；u0為射流速度，在充氣過程中，隨著容腔內氣體壓力的逐漸升高而減小；d為圓形噴嘴喉道直徑；z為距沖擊壁面的法向距離；L為噴嘴出口到沖擊壁面的距離。式(1)在自由射流處于充分發展段適用，通常在(L-z)/d>40范圍內自由射流處于充分發展，各斷面的流速分布具有相似性。同時為了保證射流外部對射流發展沒有影響，要求側壁盡量遠離射流，需滿足R/d?1，R為側壁距射流中心的距離。當z/L≥0.05時，uz/u0隨d/(L-z)線性變化，可用自由射流軸向速度的變化關系式(1)描述。在沖擊滯止點處，速度為0。對于三維軸對稱無摩擦流，滯止點附近的軸向速度[13]為

uz=-2az

(2)

徑向速度為

ur=ar

(3)

式中：a為常數；r為徑向距離。當z/L≤0.05時，沖擊射流軸向速度落在滯止點附近的線性變化區[14]，取z/L=0.05位置處的速度u0.05作為線性變化區的特征速度，則根據式(2)，常數a為

(4)

氣流沖擊到滯止點產生高壓區，誘使滯止點臨近區域流動為層流[13]。首先定義無量綱溫度θ=(T-T∞)/(Tw-T∞)，其中，T∞為熱邊界層外層流體溫度，Tw為壁面溫度，則層流熱邊界層內溫度型[15]可表示為

(5)

式中：δt為熱邊界層厚度。壁面換熱熱流密度為

(6)

其中：λ為導熱系數。利用無量綱溫度分布，式(6)可簡化為

(7)

對流換熱系數為

(8)

基于上述分析，通過求解熱邊界層厚度δt即可求得對流換熱系數。軸對稱、定常圓柱坐標系下的連續性方程及忽略黏性耗散的能量方程分別為

(9)

(10)

式中：α為熱擴散系數。

假設熱邊界層內沿流向傳遞的熱流大小遠小于沿壁面法向傳遞的熱流大小，即

(11)

則式(10)可簡化為

(12)

沿壁面法向0～δt對式(12)進行積分，以無量綱溫度表示為

(13)

又有

(14)

(15)

將邊界條件代入，式(13)可化為

(16)

聯立式(9)，得

(17)

將式(3)和式(5)代入式(17)，則有

(18)

式(18)的推導是基于滯止點區域的熱邊界層厚度與徑向位置無關的結論[16]。又由式(5)，可得

(19)

聯立式(18)和式(19)，得

(20)

代入式(8)，則沖擊壁面滯止點對流換熱系數hs為

(21)

文獻[17]在分析中指出沖擊區內換熱努塞爾數與偏離滯止點的距離無關，故認為整個沖擊區域內對流換熱系數相同。

氣流沖擊到壁面后，徑向速度從滯止點處零先達到峰值，隨后由于能量耗散及壁面阻礙減速，氣體由沖擊區流入到壁面射流區，流動狀態已由層流轉捩為湍流[18-19]。文獻[14]指出沖擊射流壁面射流區范圍為r/L>0.22時，壁面射流區速度衰減規律[20]為

(22)

式中：K為沖擊射流的動量通量。

恒定均勻壁面溫度條件下流體外掠平板湍流換熱局部努塞爾數[15]為

(23)

(24)

(25)

沖擊壁面換熱熱流密度為

(26)

式中：Tv為容腔內氣體溫度。

(27)

(28)

至此，容腔瞬態充氣過程各壁面的換熱熱流均得到確定。上述建立的方法需滿足一定的幾何條件，具體為自由射流應處于充分發展，滿足(L-z)/d>40；側壁距射流中心足夠遠，滿足R/d?1。同時，方法中所采用的經驗關系式均經過大量的理論或試驗驗證，在沖擊射流領域普遍使用，具有可信度。

以各壁面熱流總和作為容腔零維瞬態模型能量方程中的熱流輸入，模擬壓力和溫度的瞬態響應過程。具體的建模方法見文獻[11]。

2 方法驗證及討論

通過容腔瞬態充氣試驗對理論方法進行驗證。利用試驗獲取容腔瞬態充氣過程中壓力及溫度的響應歷程，與基于瞬態換熱理論分析方法的零維模型模擬結果進行對比，驗證方法的可行性。

2.1 試驗方法

容腔瞬態充氣試驗在靜止容腔試驗臺上進行，試驗臺如圖2所示，其中包括了穩壓箱、容腔試驗件、數據采集系統等。

圖2 靜止容腔試驗臺示意圖Fig.2 Schematic diagram of static cavity experimental apparatus

此前，本文作者團隊通過瞬態充氣換熱試驗獲得了單一進氣噴嘴、不同恒定壁面溫度條件下的容腔瞬態響應規律，分析了相應條件下的瞬態換熱特性[10]。但是本文建立的理論方法的可行性及通用性主要受容腔無量綱沖擊距的影響，受壁面溫度影響不大。所以，為改變無量綱沖擊距，在該試驗臺的基礎上，不改變容腔的幾何尺寸，只更換充氣噴嘴，進行了多組不同喉道直徑噴嘴的容腔瞬態充氣試驗。

試驗裝置整體結構及幾何尺寸如圖3所示，試驗件是立方體容腔，采用金屬鋁制成，內邊長為300 mm，厚度為50 mm，實物如圖4所示。包裹噴嘴管壁外側的聚氨酯環用于密封及防止腔壁與噴嘴管壁間傳熱，外層巖棉為隔熱材料。

圖3 試驗裝置Fig.3 Experimental apparatus

圖4 容腔實物圖Fig.4 Photograph of cavity

配備4種不同的漸縮噴嘴，喉道直徑分別為3.4、5.0、7.0、9.0 mm，實物如圖5所示。

圖5 漸縮噴嘴實物圖Fig.5 Photograph of converging nozzle

容腔壁面上布置了3個壓力測點，容腔內布置了3個溫度測點，壓力傳感器與容腔內壁面齊平安裝，熱電偶伸入容腔內部，分別布置在立方體容腔3個頂點附近，該位置與相鄰的3個內壁面距離相同，均為35 mm，具體位置如圖6所示。同時，在進氣位置上游布置了壓力和溫度測點用于監測進氣邊界條件。其中，供氣溫度是通過布置在氣動閥門前30 mm左右位置處的熱電偶測試，測點距離噴嘴喉道位置約400 mm。試驗開始前，氣體處于靜止狀態，測得的溫度為氣體總溫。對于容腔內氣體溫度的判定關注的是供氣總溫，因為對于特定氣體，總溫就代表了總能量。試驗過程中供氣溫度與環境溫度相同，氣流流經閥門及噴嘴時，在噴嘴中加速膨脹，此過程中氣體溫度會略低于噴嘴管壁。但是由于流動過程迅速，在噴嘴中氣體與外界基本無換熱，可以看作是絕能流動，總溫不變，故忽略了氣體在噴嘴中的溫度變化，認為供氣溫度與測點位置處溫度相同。

圖6 測點布置Fig.6 Locations of measurement points

2.2 結果對比與分析

試驗進氣壓力為310 560 Pa，進氣溫度為298.0 K，容腔壁面熱邊界為恒溫334.0 K(邊界的實現見文獻[10])，腔內氣體初始壓力為大氣壓，初始溫度與壁面溫度相同。噴嘴喉道直徑分別為3.4、5.0、7.0、9.0 mm的試驗數據與理論非絕熱模型(基于換熱理論分析方法)、絕熱模型及等溫模型的計算結果對比如圖7所示。當容腔內氣體壓力達到進氣壓力時，充氣試驗過程結束。

從圖7中可以看出，壓力及溫度的試驗瞬態響應與理論非絕熱模型計算結果吻合很好，壓力最大相對誤差不超過3%，溫度最大相對誤差不超過1%。絕熱模型與試驗數據相比，壓力和溫度的最大相對誤差分別為12%和14%。等溫模型與試驗數據相比，壓力和溫度的最大相對誤差分別為6%和7%。事實上，絕熱模型和等溫模型是兩種極限模型，分別忽略了換熱效應和極大地估計了換熱效應。在容腔充氣過程中，壓力和溫度的實際響應過程介于兩種模型之間。

從壓力瞬態響應規律可以看出：① 隨著充氣過程的進行，氣體壓力逐漸升高，最后穩定，穩定腔壓等于進氣壓力；② 不同噴嘴喉道直徑條件下的瞬態響應快慢不同，喉道直徑越大，充氣流量越大，響應時間越短；③ 隨著噴嘴喉道直徑的增大，壓力瞬態響應更接近絕熱模型，偏離等溫模型。喉道直徑大意味著充氣流量大，即進氣焓流量大，轉化為儲存的氣體內能多，引起氣體溫升大，等壁溫條件下換熱熱流密度大。雖然換熱熱流大，但是瞬態響應過程更接近絕熱模型，偏離等溫模型。判斷響應過程更符合哪種假設，不是以換熱熱流的大小為判斷依據，而是以進氣焓流與換熱熱流之比作為依據。在噴嘴喉道直徑大的條件下，進氣焓流與換熱熱流之比更大，所以能量較多地儲存在容腔中，響應過程也更接近絕熱模型。

圖7 不同噴嘴條件下試驗、理論非絕熱模型、絕熱模型及等溫模型結果對比Fig.7 Result comparisons of experiment, theoretical non-adiabatic model, adiabatic model, and isothermal model with different nozzles

從溫度瞬態響應規律可以看出：① 隨著充氣過程的進行，氣體溫度先升高，后緩慢下降。初始時刻，進氣焓流要大于壁面換熱熱流，進氣焓更多地轉化為氣體內能，導致溫度升高。隨著壁面換熱增強，當進氣焓流與換熱熱流之比小于1時，溫度開始下降。② 在絕熱模型中，進氣焓全部轉化為氣體內能儲存在容腔中，模擬的溫度持續上升，背離真實變化趨勢。③ 隨著噴嘴喉道直徑的增大，溫度升高過程中達到的峰值越大。隨著噴嘴喉道直徑的減小，溫度下降的趨勢則更明顯。從前面的分析知道，喉道直徑小響應規律偏離絕熱模型，接近等溫模型，氣體溫升小，換熱熱流小。雖然小喉道直徑下換熱熱流小，但是在溫升階段，小溫升導致的氣體內能增量也偏少，兩者綜合作用導致溫度下降的趨勢更明顯。

3 結論

本文基于自由射流、沖擊射流及流體外掠平板換熱等理論，建立了分析容腔瞬態充氣換熱的理論方法，模擬了非絕熱單孔容腔瞬態充氣過程的壓力和溫度變化，并通過試驗進行了驗證。主要結論為

1) 對容腔瞬態充氣過程換熱的理論分析方法進行了研究，并基于理論方法模擬了容腔壓力及溫度的瞬態響應過程。模擬結果與試驗數據吻合很好，其中壓力最大相對誤差不超過3%，溫度最大相對誤差不超過1%，驗證了該方法的可行性及準確性。

2) 在相同的物理邊界條件下，噴嘴喉道直徑越大，充氣過程越接近絕熱模型，偏離等溫模型，響應速度越快。