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    1 前言

    隨著現代科技的飛速發展，工業裝備日趨高參數化和大型化，工況條件越來越惡劣。尤其在航天領域，所涉及的管路系統或裝置越來越復雜，高溫閥門的應用越來越廣泛。本文主要針對用于風洞試驗的超高溫閥閥座的換熱性能進行研究，該閥門安裝在空氣加熱器出口至超聲速風洞進氣口的連接管路上，在風洞試驗中用于啟動和關閉風洞高溫空氣源。閥座內腔流道通高溫空氣，為了降低閥座表面的溫度和減小溫差應力，在其外壁開設矩形小槽道并在槽內通冷卻水，以強化對流換熱，對于如此超高溫閥閥座的換熱是一個較為復雜的過程。

    國內對于矩形小槽道換熱性能的研究尚且不多，尤其是將矩形小槽道應用到閥門領域。羅小平等通過對不同尺寸槽道的換熱性能進行試驗研究，結果發現水力直徑為2mm的矩形小槽道在對流傳熱方面與常規尺寸槽道接近，對于本文所研究的閥座矩形槽道可采用傳統常規尺寸經典理論進行分析計算。本文主要目的在于，通過對多種不同尺寸矩形槽道在不同流量下的傳熱進行試驗研究和理論分析，揭示閥座換熱與槽道尺寸及冷卻水流量之間的關系，并通過優化得出最佳換熱性能時冷卻水流量與槽道尺寸的關系，供以后的研究參考。

    2 閥座結構與傳熱過程

    2.1 閥座結構與工質參數

    閥座的結構如圖1所示，閥座內腔流道直徑為150mm，閥座外壁均勻開設50個尺寸為10mm×5mm的矩形小槽道，閥座長為400mm，閥座壁厚為5mm。由于工質溫度很高，閥座材料選擇鋯青銅，閥座外層敷設絕熱材料以減少熱量散失。

    閥座內腔流道工質為高溫空氣，進氣溫度為1500℃，工作壓力5MPa，流速為60m/s；閥座外壁槽道工質為冷卻水，進口水溫為10℃。

    2.2 傳熱過程

    閥座總傳熱過程如圖2所示，閥座內腔流道的高溫空氣高進低出，為達到充分換熱，冷卻水通過閥座下部的分配管道進入到閥座外壁的矩形小槽道低進高出。閥座內壁與高溫空氣、小槽道里的冷卻水與閥座外壁均為管內強制對流換熱，閥座內外壁為熱傳導。

    3 理論分析與試驗研究

    3.1 理論分析

    根據要求，冷卻水出口溫度應小于單相流的最高溫度100℃，高溫空氣出口溫度應大于進行風洞實驗的最低溫度1465℃，閥座壁面最高溫度不得超過300℃，以保證不被高溫氧化。對閥座進行理論分析，目的是為計算冷卻水出口溫度、高溫空氣出口溫度及閥座內壁溫度。

    假定已知冷卻水和高溫空氣的出口溫度，由管內強制對流換熱準則、傅里葉定律及熱量傳遞過程中能量守恒定理得出相關方程，根據已有條件校核冷卻水和高溫空氣出口溫度。具體過程如下：對冷卻水和高溫空氣的出口溫度分別進行假設，分別得出冷卻水和高溫空氣的平均溫度，從而確定相關物性參數。

    冷卻水的平均溫度：

    T=（T_in+T_out）/2    （1）

    式中  T———冷卻水的平均溫度，K

    T_in、T_out———冷卻水進、出口溫度，K

    高溫空氣的平均溫度：

    T_f=（T_{f_in}+T_{f_out}）/2     （2）

    式中  T_f———高溫空氣平均溫度，K

    T_{f_in}、T_{f_out}———高溫空氣進、出口溫度，K

    根據管內強制對流換熱準則，分別計算出閥座內腔流道高溫空氣和閥座外壁槽道冷卻水的雷諾數，經判定，均為湍流，故可以選擇格尼林斯基關聯式分別求得兩種工質的努塞爾數，進而求出兩種工質與壁面的對流換熱系數。經整理得冷卻水與槽道壁的對流換熱系數：

    式中  h———水對流換熱系數，W/（m²?K）

    q_m———水的質量流量，kg/s

    n———槽道個數

    ρ———水的密度，kg/m³

    ν———水的運動粘度，m²/s

    d_e———槽道水力直徑，m

    λ———水的導熱系數，W/（m?K）

    Pr———水的普朗特數

    C_l———閥座外壁槽道短管修正系數

    C_r———閥座外壁槽道彎管修正系數

    C_t———閥座外壁槽道溫差修正系數

    高溫空氣與流道壁的對流換熱系數：

    式中  h_f———高溫空氣換熱系數，W/（m²?K）

    u_f———高溫空氣流速，m/s

    d———閥座內腔流道直徑，m

    λ_f———高溫空氣導熱系數，W/（m?K）

    ν_f———高溫空氣運動粘度，m²/s

    P_rf———高溫空氣普朗特數

    C_fl———閥座內腔流道短管修正系數

    C_fr———閥座內腔流道彎管修正系數

    C_ft———閥座內腔流道溫差修正系數

    在實際工程應用中，可將該超高溫閥座導熱體近似認為是圓筒壁，由傅里葉定律求得閥座壁面溫差。

    流道內壁與槽道內壁溫差：

    根據熱量傳遞過程中能量守恒的定理，閥座內腔流道高溫空氣的散熱量等于閥座壁面導熱量，也必然等于閥座外壁槽道冷卻水的對流換熱量。

    閥座整體換熱量：

    根據已有閥座特性、冷卻水進口溫度和高溫空氣進口溫度、冷卻水流量和高溫空氣流速等，由方程組（1）～（9）校核出口水溫和高溫空氣出口溫度，并計算出閥座內壁溫度。

    3.2 試驗研究

    整個試驗系統如圖3所示。

    冷卻水由水源流出，經調節閥調至合適流量后，進入到試驗段的閥座矩形槽中，當高溫空氣流經試驗段的閥座中腔通道時，則會與冷卻水進行對流換熱。試驗段裝有溫度測量系統，可對冷卻水和高溫空氣進的出口溫度及閥座壁面溫度進行測量。

    3.3 試驗與理論結果對比

    試驗時，通過控制調節閥使得泵的質量流量分別為1、2、3kg/s，試驗進行時間均為10min，此時閥座壁面溫度均已達到穩定，同時對3種不同流量下閥座的換熱進行理論計算。所得出的試驗值和理論值如表1所示。

通過試驗研究和理論分析得知：最大誤差不超過5%，理論值與實驗值基本吻合。為研究方便，可進一步采用對流換熱理論分析不同槽道尺寸及不同冷卻水流量下閥座的換熱特性。

    4 換熱性能研究

    4.1 換熱特性評價

    設計7種槽道水力直徑，分別為5、6、6.667、7.143、7.5、7.778、8mm，對每一尺寸閥座進行分析時，分別調節冷卻水流量至1、1.5、2、2.5、3kg/s。

    圖4、5分別表示閥座內壁溫度和高溫空氣出口溫度隨槽道水力直徑及冷卻水流量的變化趨勢。

    從圖可以看出在相同流量條件下，閥座流道內壁溫度和高溫空氣出口溫度均隨槽道水力直徑的增大而逐漸增大。在相同槽道水力直徑條件下，閥座內壁溫度和高溫空氣出口溫度均隨流量的增大而減小。閥座內壁溫度均小于300℃，符合閥座材料溫度使用要求，高溫空氣出口溫度變化較小，且都大于1465℃，能滿足風洞試驗要求。

    圖6表示閥座外壁槽道冷卻水出口溫度隨槽道水力直徑及冷卻水流量的變化趨勢。可以看出在相同流量條件下，冷卻水出口溫度隨槽道水力直徑的增大整體呈現減小的趨勢。在相同槽道水力直徑條件下，流量越大，出口水溫越小。出口水溫均小于100℃，能保證冷卻水為單相流。

    4.2 換熱性能優化

    通過對流換熱理論得出不同槽道水力直徑和不同冷卻水流量下的閥座換熱特性，在所研究的范圍內，能保證閥座外壁槽道冷卻水為單相流，出口高溫空氣溫度能滿足風洞試驗要求，同時閥座內壁不會被高溫氧化。由于不同水力直徑及不同冷卻水流量下的冷卻水和高溫空氣的進出口溫度可由圖5和圖6查得，為更好了解閥座的整體換熱性能，定義換熱性能ε為實際傳熱量與理想傳熱量之比，也可表示為冷流體或熱流體在閥座中的實際溫度差值的大者與流體在閥座中可能發生的最大溫度差值的比值。

    顯然，換熱性能ε與槽道的水力直徑d_e及冷卻水流量q_m密切相關。為保證槽道內冷卻水為單相流，ε的最大值為6%。以d_e為X軸，q_m為Y軸，通過Matlab擬合出關于換熱性能ε的三維曲面，如圖7所示。分析換熱性能時，應控制槽道水力直徑不得低于3mm，以保證能采用常規理論計算，且不得高于8mm，以保證閥座不被高溫氧化。

    由圖7任取4點關于ε的最大值，對其進行擬合，得：

    q_m=－0.0008d²_e－0.0076d_e+0.9799    （11）

    其中，3≤d_e≤8，當d_e和q_m的值滿足方程（11），則閥座換熱性能ε達到最優，可為工程設計提供參考依據。

    5  結論

    （1）通過試驗研究和理論分析，閥座對流換熱的理論值與試驗值最大誤差不超過5%。考慮試驗條件有限，可直接采用對流換熱理論分析閥座換熱性能。

    （2）閥座外壁矩形槽道的水力直徑及冷卻水流量對閥座的換熱性能影響顯著。水流量一定時，水力直徑越大，閥座內壁溫度、高溫空氣出口溫度均越大，而出口水溫越小；水力直徑一定時，出口水溫、高溫空氣出口溫度及閥座內壁溫度均隨水流量的增大而減小。

    （3）在高溫空氣出口溫度大于風洞實驗最低溫度，且保證冷卻水為單相流，同時所選閥座材料能滿足溫度使用要求的條件下，只要d_e和q_m的值滿足方程（11），則閥座的換熱性能ε達到最優。

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