大型连续式跨声速风洞干燥系统参数优化研究

裴海涛，陈吉明, , ，陈振华, ，陈钦, ，王盼

1.中国空气动力研究与发展中心 设备设计与测试技术研究所，绵阳 621000

2.中国空气动力研究与发展中心 空气动力学国家重点实验室，绵阳 621000

0 引 言

在跨声速风洞中，气流在喷管下游剧烈膨胀加速，使气流静压、静温随马赫数增大而急剧下降，当水蒸气分压大于当地压力温度下的饱和分压力时，气流中的水汽开始凝结。水汽凝结过程中释放的相变潜热会加热气流，使气流变为非等熵流动，并可能伴随凝结波发生，严重破坏流场均匀性，对模型最大升力系数等气动力测试数据产生影响，因此美国的NTF和16T等连续式跨声速风洞均设置了干燥系统。国内外学者研究了水汽凝结对激波/边界层相互干扰的影响，通过纹影观察到λ型凝结波，发现湿度增大会导致激波位置前移、激波强度降低、气流分离减弱等。动态压力测试结果显示，当凝结波产生并与气流激波相互影响时，流场变得不稳定，产生720 Hz的周期性流动振荡。Gorbushin在无凝结假设条件下，理论分析了气流含湿量对Ma=0.2～1.5范围内流场参数计算的影响，发现含湿量低于5 g/kg时，马赫数偏差低于0.000 2，可忽略其对动压、Ma及雷诺数等参数的影响。Huang等通过试验研究发现，在Ma=0.78～0.805、含湿量约低于2.5 g/kg时，可忽略湿度对模型气动力测试的影响。Stich等研究了湿度对跨声速风洞数据质量的影响，发现含湿量高于1.5 g/kg时，试验条件及模型数据将受到影响。因此，在跨声速及低超声速流动中，为保证试验条件及测试数据准确性，应控制气流含湿量在1.5 g/kg以下以避免凝结。

实现连续式跨声速风洞气流干燥的方法有两种：一是使用干燥度很高的中高压气源将洞内湿空气置换为干燥空气；二是使用干燥系统直接对洞内湿空气进行循环干燥。国内已建成的连续式跨声速风洞，大多采用第一种方法来满足试验气流干燥度要求。该方法虽然无需增设干燥系统，但易受洞体总压运行范围、气源能力等限制。当风洞容积巨大时，该方法耗气量大、干燥运行费用高，且会极大影响气源对其他风洞的保障能力。因此，大型连续式跨声速风洞应设置干燥系统，在风洞试验运行之前对回路内的湿空气进行干燥处理，并在发动机推进等特种试验中为洞体补充干燥空气，使其满足试验要求。如美国16T、16S和4T三座连续式风洞设置了采用冷却联合吸附方式的共用干燥系统，具备280 000 m/h连续处理风量、560 000 m/h最大处理风量、0.27 g/kg出口气流含湿量的干燥能力。目前国内几乎没有可供借鉴的连续式跨声速风洞干燥系统设计案例，为保证系统设计的可靠性，本文针对大型连续式跨声速风洞干燥系统设计需求及运行特点，确定了技术方案，提出并实验验证了基于均匀掺混假设的洞内气流干燥仿真计算模型，开展了系统总体参数的设计和优化。

1 系统技术方案

在建的大型连续式跨声速风洞回路轮廓及接口如图1所示。洞内气流干燥时关闭隔离门2，干燥系统从回风口处将洞内的湿空气吸入干燥机组，然后经送风口送回至风洞内。相较于常规工业干燥系统，风洞干燥系统的特点是仅需短时将洞内湿空气干燥至目标含湿量而无需长时间维持。因此，系统设计的关键是在满足设计指标前提下，结合风洞工艺运行特点，确定技术方案，优化送风量及气流含湿量处理工艺等参数，控制系统设备配置规模。风洞回路容积为V，风洞运行前，干燥系统需在2 h内将洞内气流平均含湿量从初始含湿量处理至1.5 g/kg以下，处理过程中考虑环境空气漏入率为0.1 kg/s。

图1 风洞回路示意图Fig.1 Schematic diagram of the wind tunnel

风洞在图1中2-2截面及3-3截面处为夹层结构，此处内外流道间气流可流通，但流通性较差。考虑到洞内夹层结构与内流道流通性差，假定干燥完成后夹层内气流含湿量只能处理至12 g/kg左右，之后需通过内流道与夹层内气流掺混才能实现干燥目标。根据两者容积计算得到内流道气体含湿量在干燥完成后需达到0.8 g/kg，这要求干燥系统送风含湿量需控制在0.4 g/kg以下，对应标准大气压下的露点约为–25 ℃，属于深度除湿区。实现这一露点的主要除湿方法有冷却除湿、溶液除湿、吸附除湿及膜除湿等，曾瑞璇等详细梳理了上述各方法的主要特点，如表1所示。

从表1可见，冷却除湿及溶液除湿均需对气流加压才能实现较低露点，对设备及管路要求高，占地面积比后两种除湿方法更大；膜除湿结构最为紧凑，但相较于吸附除湿，单模块处理风量偏小，在船舶及医用空气系统中应用较广泛。可见，本系统适宜采用吸附除湿。吸附除湿主要有吸附塔/床、转轮等形式。相较于吸附塔/床式，转轮式能够在不切换气流的情况下连续实现在3/4转轮除湿的同时，开展另外1/4转轮再生，且单台的最大处理风量可达50 000 m/h以上。结合转轮除湿系统处理风量巨大、出风含湿量低、空间布局紧凑等特点，确定采用硅胶转轮联合冷却除湿方法实现梯度除湿，以充分利用冷却除湿方法进行初步除湿、利用转轮进行深度除湿，干燥系统原理如图2所示。系统由过滤器、前后表冷器、转轮、风机、再生装置（含再生过滤器、再生加热器、再生风机等）、管路、阀门、制冷机组及测控系统等组成。设置前后表冷器的目的是在夏、秋季气流初始含湿量较高时采用两级冷却除湿，在春、冬季气流初始含湿量较低时可仅采用后表冷器除湿，从而降低单表冷器配置规模，提高表冷器及制冷机组运行效率。

图2 干燥系统原理图Fig.2 Schematic diagram of the drying system

表1 空气除湿方法比较Table 1 Comparison of air dehumidification methods

2 计算模型及试验验证

风洞硅胶转轮联合冷却除湿系统原理如图2所示，除湿过程中气流焓值及含湿量变化如图3所示。系统除湿工艺流程为：从风洞回路中抽出的气流，先经过前、后表冷器冷却降温除湿（图2、3中A-B-C），再经过硅胶转轮吸附除湿及送风管路（图2、3中CE），达到较低含湿量后送回至风洞回路，在回路中与洞内气流掺混后（图3中Aa点）再次进入干燥机组循环干燥。除湿过程中，冷却除湿过程取决于前、后表冷器制冷量及其温度，转轮除湿过程取决于转轮参数。循环干燥过程中，洞内气流状态逐渐由图3中的A点沿着AE线向E点靠近，在洞内气流含湿量逐渐降低的过程中，前、后表冷器所需的制冷量逐渐下降。

图3 气流除湿过程焓湿变化过程Fig.3 Change of enthalpy and humidity in air dehumidification process

2.1 计算模型

根据系统除湿工艺流程，按照气流焓值及含湿量变化情况以及洞内气流干湿空气掺混情况，建立气流参数变化计算模型，即系统设计计算模型。对于图3中的ABC冷却降温除湿过程，建立含湿量变化及焓值变化计算模型。对于图3中的CE吸附除湿过程，虽然气流经过转轮后含湿量降低，焓值及温度升高，但考虑到送风回路较长，为简化模型，假定干燥系统送风气流温度保持为环境温度，即干燥过程中洞内气流温度保持不变、含湿量逐步降低，再根据转轮除湿性能建立该过程的含湿量变化计算模型。

EAa过程（即干燥送风气流与大回路内气流掺混过程）是模型能否有效评估系统干燥用时的关键环节。对于密闭性良好、气流单向流通的风洞闭式回路，将其简化为大截面长管路内部气流干燥过程。在此假设下，内部气流干燥用时存在置换干燥和均匀掺混干燥两种极限模型。置换干燥是假定进入洞体的干燥气体通过不掺混方式逐渐将洞体内湿空气整体推移至回风口。均匀掺混干燥则假定干燥气体与回路内所有湿空气迅速完成热质交换达到洞内气流含湿量相同，然后再次循环干燥。干燥用时理论上前者短、后者长。这是因为在置换模型下，干燥机组的来流在洞内气流一次循环中始终保持为初始含湿量，有利于机组保持高除湿能力状态；而均匀掺混模型下，机组来流由初始含湿量逐渐向目标含湿量靠近，除湿能力逐渐降低，用时增长。可见，均匀掺混模型对于气流干燥用时属于不利模型，有利于确保系统设计可靠性。因此，基于均匀掺混模型建立风洞回路内的气流含湿量变化计算模型。

基于上述模型，编制了计算模型及仿真程序。主要控制方程如表2所示，风洞气流干燥计算流程如图4所示。设计时，系统进风初始参数已知，先初步确定前、后表冷器及转轮出口气流参数，利用模型获得处理风量、干燥时间、前后表冷器制冷量等参数关系，然后根据设计需求对相关参数进行优化，降低系统处理风量，提高设备配置经济性。

表2 计算模型主要控制方程Table 2 Main governing equations of the calculation model

图4 模型计算流程图Fig.4 Calculation flow chart of the model

2.2 试验验证

为验证模型有效性，在中国空气动力研究与发展中心0.6 m连续式跨声速风洞中开展了试验测试。核心在于验证干燥过程是否接近均匀掺混模型，0.6 m风洞轮廓及送回风口设置与大型风洞基本相同，容积约V。为减少实验设备配置，选用每小时处理风量约0.92V、最大含湿量处理能力约5.2 g/kg的单转轮除湿装置。试验获得了进/回风口、顺气流内流道沿程各截面及驻室内的气流含湿量变化情况。此外，根据风洞容积、漏气率、转轮除湿特性等参数，利用计算模型获得了洞体平均气流含湿量变化。试验及计算仿真结果如图5所示。

图5 0.6 m风洞干燥过程试验及仿真结果Fig.5 Test and simulation results of drying process in 0.6 m wind tunnel

由图5可见，当洞内气流循环4次后，内流道及驻室气流含湿量分别约2.59 g/kg和3.28 g/kg，洞内气流平均含湿量约2.80 g/kg，平均含湿量计算值为2.70 g/kg，偏差约为3.57%。当循环3次和2次时，洞内气流平均含湿量的试验与计算结果偏差分别为5.5%和8.3%。可见当洞内气流循环2次以上时，对洞内气流平均含湿量而言，模型计算结果与试验结果变化趋势基本一致，数值也逐渐接近，模型可有效评估洞内气流平均含湿量变化情况。

在洞内气流循环1次（运行3 900 s）时，各测点气流含湿量沿程迅速下降，之后顺气流各测点含湿量变化率逐渐降低。这是因为刚开始时（第1次循环），洞内干湿气流以近似置换模式进行干燥，而后逐渐接近于均匀掺混。干燥气流在流动过程中逐渐与湿空气掺混，使得下游来流含湿量比上游更高，进而使其含湿量变化率相对上游逐渐降低。随着循环次数增多，各测点含湿量变化率逐渐降低，体现除湿效果的送回风含湿量差值也逐渐减小，由循环2次后的2.36 g/kg逐渐降低至循环4次后的0.72 g/kg，下降近69.5%。由于干燥系统处理风量与处理时间满足公式（1），式中右侧分子项中的风洞初始及目标含湿量是一定的，而分母项中的送、回风含湿量及其干燥过程平均差值随循环次数（干燥时间）增大而不断减小。因此，为提高干燥效率，应充分利用前4次的高效循环除湿过程。

3 参数设计及优化

在建立风洞有效的干燥仿真计算模型后，需针对系统处理风量、送风气流含湿量、前后表冷器制冷量等系统设计总体参数开展初步设计及优化研究。

3.1 总体参数初步设计

为便于系统初步设计设备选型，首先根据前、后表冷器及转轮经济除湿参数设定系统各模块后气流参数（表3），然后利用计算模型考察不同处理风量下干燥用时情况，结果如表4所示。按照系统干燥时间要求初步选定系统每小时处理风量为2.2V，洞内气流循环次数约4次。最后，依据表2所示的参数和系统处理风量计算获得的干燥过程中前、后表冷器制冷量变化及洞内气流含湿量变化，如图6所示。

表3 系统初步设计参数Table 3 System preliminary design parameters

表4 不同风量下的干燥时间Table 4 Drying time under different air volume

图6 初步设计参数下的干燥过程结果Fig.6 Drying process results under preliminary design parameter

由图6可见，在初步设计设定的参数及风量下，干燥时间为6 933 s，满足设计要求。干燥过程中前、后表冷器及转轮除湿量分别为700.1 kg、766.7 kg和1 736.4 kg。前表冷器最大和最小制冷量分别为4 300 kW和1 400 kW，相差达2.07倍，且高负荷集中在机组运行的前25 min并下降迅速。同样，后表冷器最大和最小制冷量分别为1 800 kW和800 kW，相差达2.25倍，高负荷出现在机组运行前42 min。可见，一方面，如按照初步设计参数选择前、后表冷器机组，会导致机组常用负荷远低于其最大负荷，造成制冷机组配置规模大、运行效率低等。另一方面，转轮出口气流含湿量受转轮本体、来流气流含湿量等影响，系统选用的厚度近400 mm的硅胶转轮能够在9 g/kg含湿量来流条件下达到近1 g/kg的出口气流含湿量，在1 g/kg含湿量来流条件下达到0.16 g/kg的出口气流含湿量。因此，需充分利用所选用的转轮除湿能力，降低前、后表冷器制冷量，优化制冷设备配置。

3.2 参数设计优化

在初步设计基础上，以干燥用时满足设计要求为前提，将前、后表冷器的最大冷却负荷分别优化为2 500 kW和1 300 kW，相对初步设计分别降低了41.9%和27.8%，有效降低了前、后表冷器及相应制冷设备配置规模。在这种设备配置下，利用均匀掺混模型计算获得的干燥过程主要参数变化如图7所示。

图7 参数优化后的干燥过程结果Fig.7 Drying process results after parameter optimization

由图7可见，优化配置制冷设备负荷后，同时受益于转轮较强的除湿能力，洞内气流能够在6 250 s完成干燥，满足设计要求，并能提供13.2%的时间余量。干燥过程中前、后表冷器和转轮除湿量分别为573.7、625.9、1 976 kg，较初步设计分别变化–18.5%、–18.4%和13.8%，充分发挥了所配置转轮的除湿能力，降低了前、后表冷器制冷设备配置规模，有利于提高配置设备利用率。主要原因是系统会根据洞内气流初始含湿量确定设备模块的运行情况，在含湿量高于11g/kg时，同时运行前、后表冷器以及转轮；当含湿量低于11 g/kg但高于6g/kg，且来流温度低于15℃时，只需运行后表冷器及转轮；当含湿量低于6 g/kg且温度低于5 ℃时，仅需运行转轮。由运行模式看，转轮是必须运转的设备，前后表冷器存在不运行的工况，因此，上述优化在满足干燥要求的前提下，提高了设备配置使用效率。

4 结 论

本文针对大型连续式跨声速风洞干燥设计要求及运行特点，确定了转轮联合冷却除湿的总体方案，利用经过验证的仿真模型对系统关键参数进行了设计、优化，得到了适用于大型连续式跨声风洞干燥系统设计的相关经验。

1）当洞内气流循环干燥2次以上时，本文搭建的基于均匀掺混假设的干燥系统仿真模型可有效评估洞内气流平均含湿量变化情况，计算与试验结果偏差在8.3%以内，且随着循环次数的增多，两者偏差逐渐减小。

2）在风洞气流循环干燥过程中，应充分利用前4次循环的高除湿能力阶段。当循环次数继续增多时，由于风洞进回风气流含湿量及其差值下降明显，达到除湿目标所需要的循环次数显著增加。

3）在风洞转轮联合冷却除湿干燥系统优化设计中，为提高设备配置使用效率，应充分发挥选配转轮的除湿能力，优化减少前、后表冷器冷却负荷。本文在满足干燥设计要求下，将前、后表冷器最大冷却负荷分别优化降低约41.9%和27.8%。