燃氣輪機間冷器結構改進試驗研究

安 洋，楊志民

（中國航發沈陽發動機研究所，沈陽110015）

0 引言

間冷循環燃氣輪機通過在低壓壓氣機與高壓壓氣機之間安裝1個中間冷卻器，使從低壓壓氣機中流出空氣的溫度降低到接近環境溫度，以此降低高壓壓氣機進口溫度，從而降低高壓壓氣機的耗功，提高循環的總輸出功率[1-3]。在間冷循環燃氣輪機中，間冷器的性能直接決定燃氣輪機的性能，間冷器的使用可以明顯提高燃氣輪機的循環比功，同時在部分工況下可提高其效率。

船用間冷循環燃氣輪機間冷系統由機上間冷器和機外海水換熱器2個換熱部分組成雙回路系統。機上間冷器用于空氣和冷卻液的換熱，降低低壓壓氣機出口空氣的溫度，從中提取熱量，通過系統循環回路中的冷卻液將熱量帶到機外海水換熱器中進行熱交換，機外冷卻液-海水換熱器中的海水將系統中的熱量最終排入大海[4]。板翅式換熱器基于其結構緊湊、傳熱效率高、質量輕等突出優點，近年來已經成為間冷循環燃氣輪機機上間冷器的首選形式[5-6]。

目前，國內對燃氣輪機間冷器的結構設計優化及換熱性能試驗分析開展了一些技術研究。李卓等[7]針對某船用燃氣輪機提出3種間冷器結構方案，得到較好的模擬結果；董威等[8-9]借助計算流體動力學數值模擬技術，實現間冷器整個流路的總壓損失分析，并設計了模塊化間冷換熱器，進行間冷器結構參數優化；周亞峰等[10-11]提出間冷器濕空氣凝析問題，建立了濕空氣凝析的條件判別式，并論證了間冷循環技術可以提高輸出功率和熱效率的本質；周雷等[12]通過試驗獲取了間冷器流動阻力特性和換熱特性，評估了間冷器流動換熱性能；陳吉鋮等[13]試驗驗證了CC型交叉波紋板式間冷器換熱性能良好。

本文根據船用間冷循環燃氣輪機長期工作的海洋環境下的性能要求及結構特點設計機上間冷器，研究結構參數對間冷器換熱性能的影響，提出改進方案并加工出試驗件，通過試驗驗證理論分析，為間冷器設計提供參考。

1 間冷模塊的初步設計及試驗

1.1 間冷模塊的初步設計

為方便維修和拆卸，機上間冷器采用模塊化設計，將間冷器設計成10個獨立模塊[14-15]，每2個基本模塊中間的楔形通道布置冷卻水的進、出口管路。這樣布置的好處是當機上間冷器發生故障時，可以通過診斷系統找到故障模塊，便于從機匣中迅速定位取出，滿足安全穩定航行的要求。

表1 間冷系統運行條件

表2 模塊A結構參數

1.2 間冷模塊試驗系統

試驗采用的間冷系統由機上間冷器和機外換熱系統組成。機上間冷器如圖1所示，間冷機匣采用S型流路；機外換熱系統由機外換熱器1次水泵、補水泵、儲液罐等組成，結構如圖2所示；機上間冷器機匣如圖3所示。

試驗器包括進氣系統、排氣系統、冷卻水系統、純水系統、電加溫系統及控制系統。其中進、排氣系統最大空氣流量為 30 kg/s，壓力為0.8 MPa，電加溫系統采用4 MW電加溫器，可滿足試驗空氣來流流量及溫度需求，其中，電加溫器依靠純水系統進行冷卻。在間冷試驗中，熱空氣通過間冷模塊與1次換熱介質進行熱交換，被加熱的1次換熱介質再與2次水換熱，試驗用1次換熱介質為純水，2次水由低壓冷卻水系統提供，均可滿足試驗需求。

圖1 機上間冷器

圖2 機外換熱系統

圖3 機上間冷器機匣

1.3 模塊A試驗

在模塊A的第1次試驗準備階段，供氣后發現試驗件漏氣嚴重，立即停止試驗。對試驗件進行重新裝配，在試驗模塊與外套連接處涂密封膠，試驗件漏氣問題得以解決，完成模塊A的試驗。得到模塊A的性能參數見表3。后續又進行模塊A的第2次性能驗證試驗，發現性能有所衰減，經檢查為模塊A內部漏水所致。鈦合金間冷模塊的焊接工藝仍有待進一步完善。

表3 模塊A性能參數

圖4 模塊A換熱效率的變化規律

間冷器的換熱效率與冷卻水的關系如圖4所示。從圖中可見，隨著冷卻水流量增大，間冷器的換熱效率逐漸提高，且這種提高趨勢是逐漸趨緩的。這是因為，隨著冷卻水流量的逐漸增大，冷卻水能夠帶走的熱量增多，系統換熱能力越來越強，冷卻效果越來越充分，因而換熱效率隨之提高；由于空氣的進口流量和溫度是固定的，能夠被帶走的熱量有限，當冷卻水流量增大到一定量值后，冷卻水的冷卻能力開始“富余”，雖然換熱效果仍逐漸變好，但趨勢逐漸變緩。因此，可以通過增加一定的冷卻水流量來提高間冷器的換熱效率。

2 結構參數對間冷器換熱性能的影響

為了在間冷器高度和軸向限制尺寸范圍內對間冷器結構參數進行改進，基于模塊A的結構參數，在間冷器的外形尺寸限定范圍內，保持翅片間距和板間距等參數不變的情況下，研究翅片高度、翅片厚度及隔板厚度對換熱器性能的影響。

間冷器的換熱性能與翅片高度的關系如圖5、6所示。從圖中可見，隨著翅片高度在2.0～5.0 mm內增加，間冷器換熱效率逐漸降低，總壓恢復系數隨之增大。這是由于翅片高度增加導致水力直徑變大，流通面積增大，從而使雷諾數變小，湍流程度降低，即傳熱因子和摩擦因子都減小，最終導致機上間冷器的效率和氣側壓力損失率的減小。

圖5 翅片高度與換熱效率的關系

圖6 翅片高度與總壓恢復系數的關系

圖7 翅片厚度與換熱效率的關系

圖8 翅片厚度與總壓恢復系數的關系

間冷器的換熱性能隨翅片厚度的變化規律如圖7、8所示。從圖中可見，隨著翅片厚度在0.1～0.2 mm內增加，間冷器換熱效率逐漸提高，總壓恢復系數隨之減小。這是由于翅片的導熱系數很大，且翅片的高度比厚度大得多，因此沿厚度方向的熱傳導可忽略不計。增加翅片厚度使翅片的橫截面積變大，沿翅片高度方向的傳熱量增加，從而提高了間冷器的換熱效率；翅片厚度的增加也使流體流通面積減小，流通阻力和壓力損失增大。同時，翅片厚度的增加還導致整個間冷器質量變大，對經濟性不利。此外，翅片厚度還受制于間冷器強度和加工工藝，應不小于0.15 mm。

間冷器的換熱性能隨隔板厚度的變化規律如圖9、10所示。從圖中可見，隨著隔板厚度在0.3～0.8 mm內增加，間冷器的換熱效率逐漸降低，間冷器的總壓恢復系數沒有變化。板翅式換熱器的傳熱過程主要通過翅片的熱傳導與流體之間的對流換熱來完成，僅有一小部分直接由隔板完成。隔板厚度的增加導致單位體積下換熱層數減少，由于隔板的比表面積比翅片小得多，其緊湊性明顯變差，換熱器總傳熱面積減小，換熱能力降低。因此應在滿足承壓能力的前提下，減少隔板厚度以提高換熱效率。

圖9 隔板厚度與間冷器效率的關系

圖10 隔板厚度與總壓恢復系數的關系

3 模塊A的改進及試驗

為了提高鈦合金間冷模塊的換熱性能，在模塊A的基礎上進一步改進并加工出模塊B，通過降低空氣側高度和增加換熱層數來提升模塊的換熱能力，通過增加隔板厚度來保證釬焊質量達到要求的保壓能力。模塊B的結構參數見表4。

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表4 模塊B的結構參數

模塊B除安裝邊平面度和芯體垂直度有超差外，其余尺寸符合圖紙要求，保壓要求滿足圖紙技術條件。在模塊B的試驗中，試驗件水側存在流阻高，冷卻水流量最大僅為10 kg/s，為進一步摸索模塊性能，后又利用高壓水直接連接試驗件液側進口完成試驗，試驗結果見表5。從表中可見，模塊B的水側流阻大于模塊A的，即使使用高壓水，冷卻水流量僅為13.9 kg/s，此時水側流阻為1015.2 kPa，模塊B的總壓恢復系數略有減小，但換熱能力提升較大。

表5 模塊B與模塊A性能參數對比

圖11 模塊B與模塊A的換熱效率對比

模塊B與模塊A的換熱效率對比如圖11所示。從圖中可見，隨著冷卻水流量的增加，2個模塊的換熱效率均逐漸提高，且提高的趨勢相近；此外，在同等冷卻水流量下，模塊B的換熱效率要遠遠高于模塊A的，可見模塊B的換熱能力較模塊A是有大幅提升的。

針對模塊B水側阻力超標問題開展分析，最終確定2個原因：水側高度的降低增大了水側阻力；水側翅片沖壓模具使用時間過長導致水側翅片尺寸不穩定，部分鋸齒波沖斷處存在毛刺，增大了水側阻力。為此，綜合考慮換熱性能、釬焊質量、結構變形及沖壓質量等因素，在模塊B的基礎上增加液側翅片高度，在間冷器滿足承壓能力的前提下將隔板厚度調整為0.4 mm，同時調整翅片層數以適應間冷器的尺寸要求，加工出間冷模塊C，其結構參數見表6。在模塊C的研制過程中，突破了間冷模塊安裝邊機加技術，解決了安裝邊平面度和芯體垂直度超差的問題，加工工藝水平顯著提高。

表6 模塊C的結構參數

圖12 3個模塊的換熱效率對比

模塊C與模塊A、B的換熱效率對比如圖12所示，性能參數對比見表7。試驗結果表明，模塊C的換熱效率比模塊A、B的顯著提高；冷卻水壓差在模塊B的基礎上有了很大改善；總壓恢復系數三者相差不大。整體來看，模塊C的換熱性能好于模塊A、B的。

表7 3個模塊性能參數對比

4 結論

本文根據船用間冷循環燃氣輪機特定的工作環境要求設計間冷器，研究了間冷器翅片高度、翅片厚度和隔板厚度對間冷器換熱性能的影響，并對所設計間冷模塊逐步改進，創新性地將間冷器的試驗與理論分析相結合，通過試驗手段驗證，為間冷器的設計及優化提供參考。從設計及試驗結果可以得出如下結論：

（1）翅片高度在2.0～5.0 mm內增加導致間冷器換熱效率降低，總壓恢復系數增大。

（2）翅片厚度在0.1～0.2 mm內增加導致間冷器換熱效率提高及總壓恢復系數減小。但受間冷器強度和加工工藝的限制，翅片厚度應不小于0.15 mm。

（3）隔板厚度在0.3～0.8 mm內增加，導致間冷器換熱效率降低，對總壓恢復系數影響微弱。在間冷器滿足承壓能力的前提下，應減少隔板厚度以提高換熱效率。

（4）模塊B、C的換熱效率分別為86.8%、89.5%，比模塊A的84.9%有了顯著提高，3個模塊的總壓恢復系數相差不超過0.3%。