耿少航, 党建军, 赵 佳, 张佳楠, 孙军亮, 秦 侃

高压下含大比例不凝气体的水蒸气对流冷凝数值仿真

耿少航1, 党建军1, 赵 佳2, 张佳楠1, 孙军亮3, 秦 侃1

(1. 西北工业大学 航海学院, 陕西 西安, 710072; 2. 西安庆安电气控制有限责任公司, 陕西 西安, 710077; 3. 山西平阳重工机械有限公司, 山西 侯马, 043003)

为适用于大航深的水下航行器热动力系统中含不凝气体的水蒸气对流冷凝换热现象进行数值仿真。首先通过定义连续性方程、动量方程、组分输运方程和能量方程的源项对冷凝过程进行建模, 仿真了经典Kuhn试验工况以验证数值模型的有效性, 结果与试验数据对比良好, 换热系数最大误差小于20%。在此基础上, 对10 MPa压力下不同比例水蒸气和不凝气体冷凝换热过程进行数值仿真, 在仿真中考虑了冷凝液膜的影响, 从热流密度、液膜厚度、饱和温度及冷凝质量流量4个方面分析了高压下不凝气体对水蒸气对流冷凝换热的影响。仿真结果表明: 当不凝气体质量分数达到30%时, 水蒸气冷凝换热的平均热流密度仅减小50%。与经典文献中常压下含不凝气体的水蒸气冷凝换热研究对比, 可知高压下不凝气体对水蒸气换热的抑制作用被削弱。

水下航行器; 热动力系统; 不凝气体; 冷凝换热

0 引言

近年来随着“深远海”[1]战略的进一步深化, 对深远海域的探索迫在眉睫。水下航行器作为探索海洋的重要装备, 对其航程和航速起决定作用的是动力系统。水下航行器开式循环动力系统受背压影响较大, 限制了其在大航深工况下的应用。现阶段, 该动力系统最大航深约为400 m。闭式循环动力系统虽然不受背压影响, 但技术难度大, 在试验过程中存在反应锅炉温度无法有效控制等问题。近年来, 电动力推进技术得到了迅速发展, 其能量密度已经与热动力技术相当, 但电池热失控爆炸机理尚不清楚。

为了满足水下航行器更大航深的要求, 张佳楠[2]提出了如图1所示的水下动力系统, 其燃料为三组元燃料, 包括高氯酸羟胺(HAP)、OTTO-II和水。其中: HAP是一种高能氧化剂; OTTO-II是一种理想的燃料, 在反应中充当还原剂; 水是冷却剂。该动力系统工作原理如下: 三组元推进剂燃烧产生的高温高压燃气进入高温换热器将内循环的水加热成水蒸气后乏汽被排出。内循环属于典型的朗肯循环, 高温高压的水蒸气推动涡轮机做功, 乏汽被冷却后通过水泵和回热器回到换热器重新被加热完成整个循环。该动力系统充分利用了燃烧压力高的特点, 为水下航行器大航深的实现创造了可能。当燃烧室内压力为10 MPa时, 水下航行器的理论航行深度可达到1000m, 明显优于现有的水下动力系统。高温换热器是本系统的关键设备, 其将传统的开式循环转换为闭式循环。然而高温换热器中燃气的组分包括了大约65%的水蒸气、27%的不凝气体以及8%的氯化氢,氯化氢气体溶于水后不凝气体的比例约为30%, 不凝气体的存在会严重抑制水蒸气冷凝换热[3], 因此对高压下水蒸气-不凝气体对流冷凝换热的研究是整个动力系统的核心问题。

各国学者对不凝气体存在时水蒸气的冷凝换热现象进行了一系列研究。Araki等[4]最先提出传热传质类比模型, 并在0.4 MPa压力下对竖直管中的水蒸气-空气对流冷凝换热进行了试验研究, 认为换热系数与空气分压比有关。Revankar等[5]考虑了液膜的影响, 预测了0.5 MPa压力下存在不凝气体时垂直管中的层流膜凝结现象, 并将该预测与试验数据进行了对比。Kuhn[6]对管径为47.5 mm的竖直管中水蒸气-不凝气体对流冷凝换热现象进行了试验研究, 其中不凝气体为空气和氦气, 不凝气体质量分数为0.3%~40%, 并且以试验数据为依据, 提出了削弱因子法计算对流冷凝换热系数。Siddique[7]和Park等[8]的试验模型与Kuhn相似, 试验压力为0.5 MPa, 但他们在试验中考虑了过冷度的影响, 并通过试验数据得到了水蒸气-不凝气体对流冷凝换热关联式。Zhang 等[9]在压力为9.5 kPa的恒压室中研究了不凝气体浓度从0~28%的条件下超疏水表面对水蒸气冷凝换热的影响, 结果表明在35 K过冷度的范围内, 水蒸气冷凝换热系数均有所增强。Ji等[10]研究超疏水表面和蒸汽喷射法对含不凝气体的水蒸气冷凝换热的影响, 其研究工况中在超疏水表面下水蒸气冷凝换热系数最大增加了3倍, 但随着滴状凝结转变为膜状凝结, 换热系数急剧下降; 而采用蒸汽喷射法可以确保换热系数平均增长1.18~ 1.77倍。

图1 动力系统原理图

近年来, Fu[11]和Li[12]通过计算流体动力学(computational fluid dynamics, CFD)方法对Kuhn的试验工况进行数值仿真并与试验数据对比, 但他们的仿真中都忽略了液膜的影响。Fu主要讨论了抽吸效应对传热传质的影响; Li认为换热系数沿轴向变化规律复杂, 同时冷凝液膜对换热的影响不能被忽略。Punethal等[13]对Kuhn的试验工况进行数值仿真并得到4 mm厚的冷凝液膜, 证明了液膜的过冷会影响冷凝质量流量。Alshehri等[14]对含不凝气体水蒸气冷凝换热现象进行了数值仿真, 结果表明: 当不凝气体质量分数大于20%时, 冷凝液膜热阻至少比不凝气体热阻低1个数量级。然而, 随着不凝气体质量分数的减小, 这2个热阻似乎趋于一致。

综上所述, 目前对含不凝气体水蒸气冷凝现象研究所涉及的压力范围都较低, 尤其对10 MPa压力下含不凝气体的水蒸气冷凝换热规律了解甚少。当压力小于0.1 MPa时, 气体为低压气; 当压力大于1.6 MPa时, 气体为高压气, 高压下气液两相之间密度差减小, 冷凝液膜所占体积增加, 与常压下相比, 冷凝液膜对换热的影响更为显著, 冷凝液膜不可忽略。文中使用CFD方法仿真了10 MPa下水蒸气-不凝气体对流冷凝换热现象, 在仿真过程中考虑了冷凝液膜的影响, 得到了不同比例不凝气体含量下水蒸气冷凝换热规律。

1 数值模型

水蒸气-不凝气体对流冷凝换热的过程不仅涉及了水蒸气和液相水的质量、动量和能量交换, 也涉及了水蒸气和不凝气体的动量和能量交换。该数值模型需求解连续性方程、动量方程、能量方程和组分输运方程。

1.1 控制方程

文中建立了二维轴对称计算模型, 由于发生了冷凝现象, 水和水蒸气的连续性方程[15]为

动量守恒方程[15]为

能量守恒方程[15]

三组元燃气中不凝气体的组分主要为二氧化碳、少量的一氧化碳以及氮气, 考虑到二氧化碳的含量远大于一氧化碳和氮气, 文中在仿真中假定不凝气体的组分为二氧化碳, 水蒸气在二氧化碳中的扩散方程[15]为

1.2 相变模型和源项

文中使用的相变模型为Lee相变模型, 该模型因具有计算精度高、形式简单及收敛性好等优点在CFD计算中被广泛使用。

水蒸气的质量源项

动量源项

能量源项

1.3 湍流模型

2 模型验证

Kuhn[6]对管径为47.5 mm, 长度为2.5 m的竖直管中水蒸气-不凝气体对流冷凝换热现象进行了一系列的试验研究, 不凝气体分别为空气和氦气。试验中设置了8个监测点, 分别测量了其轴线温度、壁面温度等参数并通过后处理得到换热系数(heat transfer coefficient, HTC)。

为了验证数值模型的有效性, 文中建立了与Kuhn试验模型相同的二维轴对称计算模型如图2所示, 选择Kuhn试验的2组工况进行数值仿真, 不凝气体为空气, 其中2-1-8和2-1-12工况中不凝气体的质量分数分别为0.15和0.34。

图2 Kuhn试验原理图

表1 Kuhn试验边界条件

将仿真得到的轴线温度、HTC与试验数据进行对比, 如图4~5所示, 其中换热系数

图3 壁面温度示意图

Fig. 3 Diagram of wall temperature

2组工况中, 图4所示的轴线温度最大偏差在3K之内。由于初始段HTC大且缺乏试验数据对比, 并且壁面温度拟合存在误差,导致两组对比中HTC均在第1个监测点误差最大。其中: 试验2-1-8第1个监测点换热系数为3 271 W/(m2·K), 仿真结果为2 709 W/(m2·K), 误差为17.2%; 试验2-1-12第1个监测点换热系数为2314 W/(m2·K),仿真结果为1 862 W/(m2·K), 误差为19.6%。如图5所示, 沿流动方向误差不断减小, 因此认为文中所用数值模型能够较好地描述水蒸气-不凝气体对流冷凝换热的过程。

图4 轴线温度对比曲线

文中仿真工况中不凝气体为二氧化碳, 由于缺少试验数据, 因此在模型验证中只能选择不凝气体为空气的工况进行对比。由于物性参数的差异, 不同组分的不凝气体会对水蒸气分压和水蒸气凝结流量等造成影响, 但不同组分不凝气体对水蒸气冷凝换热抑制的机理相同, 因此该数值模型同样适用于不凝气体为二氧化碳的工况。

图5 换热系数对比曲线

3 数值仿真与分析

3.1 仿真过程

3.1.1 模型建立

三组元燃烧产物温度大约为1 373 K, 高温换热器热道在发生冷凝之前的换热机理为单相对流换热, 有关单相对流换热的研究十分丰富, 可以使用换热关联式直接计算HTC, 因此文中只对热道内水蒸气-不凝气体对流冷凝换热进行研究。

高温换热器冷道液态水吸热蒸发成为水蒸气, 其换热机理包括了单相对流换热和流动沸腾换热。由于热道和冷道均发生了相变现象, 导致壁面边界条件复杂难以描述, 仿真中采用恒定壁面温度边界条件对10 MPa压力下水蒸气-不凝气体对流冷凝换热规律进行研究。

建立长为1.5 m、半径为10 mm的二维轴对称数值计算模型, 其中: 入口流量为20 g/s; 出口压力为10 MPa; 壁面温度为540 K; 不凝气体为二氧化碳, 入口温度和二氧化碳质量分数如表2所示。由于不凝气体质量分数不同导致水蒸气饱和温度不同, 因此入口温度有所差异。

表2 不同工况下仿真条件

在数值计算的过程中做如下假设: 为使计算更为准确, 水蒸气和不凝气体不再被认为是理想气体, 引入压缩因子来计算2种气体的密度

式中:为气体常数;为压缩因子。

2种气体的压缩因子、比热容、导热系数和黏度等物性参数均从NIST获取, 并按照质量分数加权进行计算。各工况中质量流量入口混合气体的温度为该工况下水蒸气的饱和温度, 即入口处水蒸气为饱和水蒸气。水蒸气发生冷凝后, 其分压下降至此时水蒸气温度对应的饱和压力, 因在计算中认为水蒸气始终处在不同温度下的饱和状态, 其物性参数直接通过温度获取, 因此有

式中,为干度始终为1, 温度的变化范围为550~ 600 K, 水蒸气分压的变化范围为6~12 MPa。

二氧化碳物性参数由温度和分压获取, 即

其分压的计算方法为

二氧化碳分压的变化范围为0~4 MPa, 上述计算通过用户自定义函数(user-defined functions, UDF)在CFD软件中实现。

3.1.2 网格无关性验证

网格数量会影响计算精度, 采用ICEM软件进行结构化网格划分, 网格1、2和3的数量分别为25 000、52 500和80 000,沿半径方向最小网格为0.01 mm, 以确保近壁面处+小于1, 渐变因子为1.1, 文中采用FLUENT软件进行仿真计算, 采用SIMPLE算法对控制方程进行求解。3套网格下壁面热流密度如图6所示, 壁面热流密度的最大误差在5%内, 考虑计算精度和计算成本的要求, 最终选择网格2进行后续数值仿真计算。

3.1.3 速度与组分扩散

图7所示的是工况5在4个位置处速度沿径向分布规律, 随着水蒸气冷凝的不断发生, 混合气体不仅沿轴向速度逐渐减小,且在气液交界面处速度梯度十分明显, 此时的流动为分层流, 文中取气相体积分数为0.5的等值面为气液交界面。

图8所示的是工况5在4个位置处径向速度分布规律, 水蒸气冷凝会在气液界面处形成局部低压区, 混合气体在压差的作用下向气液界面移动, 混合气体径向速度达到毫米每秒, 而管径为毫米级, 此时混合气体的径向运动十分明显。在0.6 m处水蒸气冷凝量最大, 导致此位置径向速度大于其他位置, 在近壁面处液膜无径向速度。

图6 3套网格下壁面热流密度曲线

图7 工况5下速度分布曲线

图8 工况5下径向速度分布曲线

图9和图10为工况5在4个径向位置处水蒸气与不凝气体2种组分的质量分数分布规律。由于壁面处水蒸气发生冷凝, 使得沿径向水蒸气质量分数降低而不凝气体质量分数升高, 最终在气液界面形成一层不凝气体气膜, 在该界面处水蒸气的分压降低导致其饱和温度降低从而使水蒸气冷凝量减少。由于水蒸气冷凝成为冷凝液膜, 因此在壁面水蒸气和二氧化碳的质量分数都为0。

图9 工况5下二氧化碳质量分数曲线

图10 工况5下水蒸气质量分数曲线

3.1.4 不凝气体比例的影响

图11所示为冷凝液膜厚度沿轴向分布规律, 随着不凝气体比例增加, 冷凝液膜厚度逐渐减小, 同时冷凝液膜出现波动现象, 这与文献[6]相符。

图13中, 随着不凝气体质量分数的增加, 壁面热流密度逐渐减小。这是因为不凝气体的存在使气液界面处水蒸气的分压减小, 导致图14对应的饱和温度降低, 进而使水蒸气的冷凝质量减小(见图15)。

图11 不同工况下冷凝液膜厚度沿轴向分布曲线

图12 冷凝液膜流型图

图13 不同工况下热流密度对比曲线

图14 不同工况下饱和温度对比曲线

图15 不同工况下冷凝质量流率对比曲线

不凝气体的比例越大分压越大, 水蒸气的分压越小, 最终导致水蒸气饱和温度明显降低。对于工况2和3, 水蒸气的分压分别为0.99和0.95, 其对应的饱和温度减小量不大于4 K; 对于工况4和5, 水蒸气分压分别为0.85和0.8, 饱和温度减小量大于10 K。不凝气体质量分数越高, 沿流动方向分压下降越明显, 因此工况4和工况5中饱和温度沿流动方向减小量大于5 K, 而工况2和工况3中饱和温度沿流动方向几乎没有变化, 最终导致工况4和5中水蒸气冷凝受到严重抑制, 工况2和3中不凝气体对换热的抑制作用并不明显。

由文献[19]可知, 压力为0.2 MPa时, 2.3%的氢气会使水蒸气冷凝换热系数降低30%, 认为此时主要热阻由冷凝液膜转移到了不凝气体; 文献[20]表明, 在0.4~2 MPa压力范围内, 10%的不凝气体对水蒸气冷凝换热系数的抑制平均超过50%。然而工况3与工况1相比, 热流密度的下降并不明显, 这是因为高压下水蒸气的冷凝量随其密度的增大而增大, 导致高压下不凝气体对水蒸气冷凝换热的抑制作用被削弱。

3.2 结论

文中分别从热流密度、冷凝质量流率和饱和温度3个方面对10 MPa压力下含不同比例不凝气体水蒸气冷凝换热进行分析, 结果如下。

1) 当有不凝气体存在时, 随着冷凝的发生,沿轴向混合气体速度不断减小, 同时水蒸气的冷凝还会在气液界面处形成低压区, 压差会造成混合气体径向运动, 混合气体径向速度达到毫米每秒, 而管径为毫米级, 此时混合气体的径向运动十分明显。

2) 当有不凝气体存在时, 水蒸气通过扩散的形式到达气液界面实现冷凝, 不凝气体比例越大, 水蒸气的饱和温度越低, 扩散至气液界面的水蒸气质量越小, 导致水蒸气冷凝量减少。因此, 不凝气体的存在抑制了水蒸气的冷凝换热。

3) 与常压下相比, 10 MPa高压下不凝气体对水蒸气冷凝换热的抑制被削弱。二氧化碳质量分数达到30%时, 工况5壁面的平均热流密度为111 kW/m2; 而工况1中壁面的平均热流密度为220 kW/m2, 可见水蒸气冷凝换热的平均热流密度仅减小了 50%。这是因为高压下水蒸气和不凝气体的导热系数均大于常压, 其次是高压下水蒸气的密度远大于常压造成水蒸气冷凝增大, 因此高压削弱了不凝气体对水蒸气冷凝换热的抑制作用, 该结果可以为动力系统高温换热器的设计提供参考, 后续可结合水下航行器空间限制要求完成动力系统高温换热器结构设计。

4 结束语

文中提出了一种适用于大航深的水下热动力系统, 并对动力系统核心部件高温换热器中水蒸气-不凝气体对流冷凝换热进行数值研究, 为动力系统高温换热器的设计提供参考。首先通过与经典文献的对比验证了数值模型的有效性; 随后对10 MPa压力下水蒸气-不凝气体对流冷凝换热进行数值仿真, 得到了10 MPa压力下不同比例不凝气体对水蒸气冷凝换热的抑制规律; 最后将仿真结果与文献对比, 说明10 MPa压力条件下不凝气体对水蒸气冷凝换热的抑制作用被削弱。

由于高温换热器热道壁面边界条件难以用3种边界条件任意一种进行描述, 文中采用恒定壁面温度边界条件对水蒸气-不凝气体对流冷凝换热现象进行研究, 后续可以对冷道和热道同时进行仿真从而解决缺少准确边界条件的问题。同时, 后续将结合传热传质方程对水蒸气-不凝气体对流冷凝换热问题进行理论建模, 以加强对该问题的认识。

[1] 中国海洋研究委员会. 走向深远海[M]. 北京: 海洋出版社, 2013.

[2] 张佳楠. 一种基于HAP三组元燃料的新型热动力系统研究[D]. 西安: 西北工业大学, 2017。

[3] 杨世铭, 陶文铨. 传热学[M]. 北京: 高等教育出版社, 2006.

[4] Akaki H, Kataoka Y, Murase M. Measurement of Condensation Heat Transfer Coefficient inside a Vertical Tube in the Presence of Noncondensable Gas[J]. Journal of Nuclear Science and Technology, 1995, 32(6): 517-526.

[5] Revankar S T, Pollock D. Laminar Film Condensation in a Vertical Tube in the Presence of Noncondensable Gas[J]. Applied Mathematical Modelling, 2005, 29(4): 341-359.

[6] Kuhn S Z. Investigation of Heat Transfer from Condensing Steam-gas Mixtures and Turbulent Films Flowing Downward inside a Vertical Tube[D]. Berkeley: University of California, 1995.

[7] Siddipue M. The Effects of Noncondensable Gases on Ste- am Condensation under Forced Convection Conditions[D]. Cambridge: Massachusetts Institute of Technology, 1992.

[8] Park S K, Kim M H, Yoo K J. Effects of a Wavy Interface on Steam-air Condensation on a Vertical Surface[J]. International Journal of Multiphase Flow, 1997, 23(6): 1031-1042.

[9] Zhang T Y, Mou L W, Zhang J Y. A Visualized Study of Enhanced Steam Condensation Heat Transfer on a Honeycomb-like Microporous Superhydrophobic Surface in the Presence of a Non-condensable Gas[J]. International Journal of Heat and Mass Transfer, 2020, 150: 119352.

[10] Ji D Y, Lee J W, Kim D. Effective Reduction of Non- condensable Gas Effects on Condensation Heat Transfer: Surface Modification and Steam Jet Injection[J]. Applied Thermal Engineering, 2020, 174: 115264.

[11] Fu W, Li X W, Wu X X. Numerical Investigation of Convective Condensation with the Presence of Non- condensable Gases in a Vertical Tube[J]. Nuclear Engineering and Design, 2016, 297: 197-207.

[12] Li J D. CFD Simulation of Water Vapor Condensation in the Presence of Non-condensable Gas in Vertical Cylindrical Condensers[J]. International Journal of Heat and Mass Transfer, 2013, 57(2): 708-721.

[13] Punethal M, Khandekar S. A CFD Based Modelling Approach for Predicting Steam Condensation in the Presence of Non-condensable Gases[J]. Nuclear Engineering and Design, 2017, 324(3): 280-296.

[14] Alshehri A, Andalib S, Kavehpour H P. Numerical Modeling of Vapor Condensation over a Wide Range of Non- condensable Gas Concentrations[J]. International Journal of Heat and Mass Transfer, 2020, 151: 1-9.

[15] Ansys Inc.. Ansys Fluent User’s Guide[M].Pittsburgh: Ansys Inc., 2009.

[16] Bird R B, Stewart W E L, Edwin N. Transport Phenomena[M]. New York: John Wiley & Sons, 1960.

[17] Reid R C, Prausnitz J M, Poling B E. The Properties of Gases and Liquid[M]. New York: McGraw Hill Book, 1987.

[18] Peterson P F, Tien C L. Miniature Wet-bulb Technique for Measuring Gas Concentrations in Condensing or Evaporating Systems[J]. Experimental Heat Transfer, 1987, 1(1): 1-15.

[19] 朱长新, 章燕谋. 空气存在时水平螺旋管外膜状凝结换热的试验研究[J]. 动力工程学报, 1991, 11(4): 10-16.

Zhu Chang-xin, Zhang Yan-mou. Experimental Study on Film Condensation Heat Transfer of Horizontal Spiral Tube in the Presence of Air[J]. Journal of Chinese Society of Power Engineering, 1991, 11(4): 10-16.

[20] Kim J W, Lee Y G , Ahn H K. Condensation Heat Transfer Characteristic in the Presence of Noncondensable Gas on Natural Convection at High Pressure[J]. Nuclear Engin- eering and Design, 2009, 239(4): 688-698.

1. 曹浩, 屈明宝, 王祎, 等. 热动力水下航行器润滑系统建模与仿真[J]. 水下无人系统学报, 2020, 28(4).

2. 徐升, 伊寅, 史小锋, 等. 熔融铝水蒸气浸没射流反应数值仿真[J]. 水下无人系统学报, 2020, 28(2).

3. 金旭东, 吕田, 兰健. 新型闭式铝粉燃烧斯特林机水下动力系统构型分析[J]. 水下无人系统学报, 2020, 28(2).

4. 张凯, 尹韶平, 曹小娟, 等. 鱼雷动力及推进系统简化建模与振动分析[J]. 水下无人系统学报, 2019, 27(2).

5. 李文哲, 张方方. 水下涡轮发动机设计工况优化设计[J]. 水下无人系统学报, 2018, 26(3).

6. 闵智勇, 党建军, 苏浩, 等. 基于一维分布参数法的螺旋管蒸发器动态建模[J]. 水下无人系统学报, 2017, 25(5).

Numerical Simulation of Convective Condensation of Steam with Large Proportion of Non-condensable Gas under High Pressure

1,1,2,1,3,1

(1. School of Marine Science and Technology, Northwestern Polytechnical University, Xi’an 710072, China; 2.Xi’an Qing’an Electric Control Company of Limited Liability, Xi’an 710077, China; 3.Shanxi Pingyang Industry Company of Limited Liability, Houma 043003, China)

This study simulates the convection condensation heat transfer phenomenon of steam containing non-condensable gas(NCG) in the thermal power system of an underwater vehicle at a large sea depth. First, the condensation process is modeled by defining the source terms of the continuity, momentum, component transport, and energy equations. To verify the validity of the numerical model, classical Kuhn experimental conditions are then simulated, with results matching well with the experimental data. The maximum error of the heat-transfer coefficient is found to be less than 20%. Accordingly, the study then simulates the condensation heat-transfer process of different proportions of steam and NCG under 10 MPa pressure. During the simulation, the effect of the condensed liquid film is considered, and the influence of the NCG on the condensation heat transfer of steam under high pressure is analyzed in terms of heat flow density, liquid film thickness, saturation temperature, and condensation mass flow. Results show that the average heat flux of the steam condensation heat transfer is reduced by 50% until the NCG mass fraction reaches 30%. Finally, the simulation conditions are compared with the research on steam containing NCG under atmospheric pressure, with results showing that the inhibition effect of NCG on steam condensation heat transfer is reduced under high pressure.

undersea vehicle; thermal power system; non-condensable gas; condensation heat transfer

TJ630.1; TB71.2

A

2096-3920(2021)01-0088-09

10.11993/j.issn.2096-3920.2021.01.013

耿少航, 党建军, 赵佳, 等. 高压下含大比例不凝气体的水蒸气对流冷凝数值仿真[J]. 水下无人系统学报, 2021, 29(1): 88-96.

2020-07-02;

2020-08-16.

国家自然科学基金(51805435); 陕西省中央高校基本科研业务费资助项目(2019JQ-159).

耿少航(1996-), 男, 在读硕士, 主要研究方向为水下热动力系统建模与仿真.

(责任编辑: 杨力军)