Artykuł metodologiczny

Rozprzęganie wpływu siły Coriolisa i wirującego wyporu na właściwości wymiany ciepła w pełnym polu obracającego się kanału

DOI:

10.3791/57630

⸱

5 października 2018

 ,  ,  , 
1Department of System and Naval Mechatronic Engineering, National Cheng Kung University

W tym artykule

Podsumowanie

$$\rightleftharpoonup{xx}$$ $$\longleftharp{xx}$$, $$\longrightharp{xx}$$,

Tutaj prezentujemy eksperymentalną metodę rozdzielania współzależnej siły Coriolisa i wyporu obrotowego na rozkłady wymiany ciepła w pełnym polu obracającego się kanału.

Streszczenie

$$\rightleftharpoonup{xx}$$ $$\longleftharp{xx}$$, $$\longrightharp{xx}$$,

Zaproponowano eksperymentalną metodę badania charakterystyki wymiany ciepła w osiowo obracającym się kanale. Decydujące parametry przepływu, które charakteryzują zjawiska transportu w obracającym się kanale, są identyfikowane za pomocą analizy parametrycznej równań pędu i energii odnoszących się do obracającego się układu odniesienia. W oparciu o te bezwymiarowe równania przepływu, sformułowano strategię eksperymentalną, która łączy projekt modułu testowego, program eksperymentalny i analizę danych, z próbą ujawnienia izolowanego wpływu siły Coriolis i wyporu na wydajność wymiany ciepła. Wpływ siły Coriolisa i wyporu wirującego zilustrowano za pomocą selektywnych wyników mierzonych z obracających się kanałów o różnych geometriach. Podczas gdy siła Coriolis i obrotowa pływalność mają kilka wspólnych cech dla różnych obracających się kanałów, unikalne sygnatury wymiany ciepła występują w związku z kierunkiem przepływu, kształtem kanału i rozmieszczeniem urządzeń poprawiających wymianę ciepła. Niezależnie od konfiguracji przepływowych wirujących kanałów, przedstawiona metoda eksperymentalna umożliwia opracowanie fizycznie spójnych korelacji wymiany ciepła, które pozwalają na ocenę izolowanych i współzależnych efektów siły Coriolis i wyporu obrotowego na właściwości wymiany ciepła obracających się kanałów.

Wprowadzenie

$$\rightleftharpoonup{xx}$$ $$\longleftharp{xx}$$, $$\longrightharp{xx}$$,

Podczas gdy prawa termodynamiczne dyktują poprawę mocy właściwej i sprawności cieplnej silnika turbiny gazowej poprzez podniesienie temperatury wejścia do turbiny, kilka gorących elementów silnika, takich jak łopatki turbiny, jest podatnych na uszkodzenia termiczne. Wewnętrzne chłodzenie łopaty wirnika turbiny gazowej pozwala na temperaturę wejścia do turbiny przekraczającą granice temperaturowe oporu pełzania materiału łopatki. Jednak konfiguracje wewnętrznych kanałów chłodzących muszą być zgodne z profilem łopatek. W szczególności płyn chłodzący obraca się w łopatce wirnika. Przy tak trudnych warunkach termicznych dla pracującej łopaty wirnika turbiny gazowej, skuteczny schemat chłodzenia łopat ma kluczowe znaczenie dla zapewnienia integralności konstrukcji. W związku z tym lokalne właściwości wymiany ciepła dla obracającego się kanału są ważne dla efektywnego wykorzystania ograniczonego dostępnego przepływu chłodziwa. Pozyskiwanie użytecznych danych dotyczących wymiany ciepła, które mają zastosowanie do projektowania wewnętrznych kanałów chłodziwa w realistycznych warunkach silnika, ma zasadnicze znaczenie przy opracowywaniu eksperymentalnej metody pomiaru właściwości wymiany ciepła symulowanego kanału chłodzenia wewnątrz łopatki wirnika turbiny gazowej.

Obrót z prędkością powyżej 10 000 obr./min znacząco zmienia wydajność chłodzenia obracającego się kanału wewnątrz łopaty wirnika turbiny gazowej. Określenie warunków pracy silnika dla takiego obracającego się kanału jest dopuszczalne przy użyciu prawa podobieństwa. Dzięki rotacji bezwymiarowe grupy, które kontrolują zjawiska transportowe wewnątrz promieniowo obracającego się kanału, można ujawnić poprzez wyprowadzenie równań przepływu względem obracającego się układu odniesienia. Morris1 wyprowadził równanie zachowania pędu przepływu względem obracającego się układu odniesienia jako:

figure-introduction-1 (1)

W równaniu (1) lokalna prędkość płynu, v̄, z wektorem położenia, r̄, względem układu odniesienia obracającego się z prędkością kątową, ω, jest pod wpływem przyspieszenia Coriolisa pod względem 2(ω×v̄), odsprzęgniętej dośrodkowej siły wyporu, β(T-Tref)(ω×ω×r̄), napędzany gradient ciśnienia piezometrycznego, figure-introduction-2, oraz lepkość dynamiczna płynu, ν. Odnosząca się gęstość płynu, ρref, odnosi się do wstępnie zdefiniowanej temperatury odniesienia płynu Tref, która jest typowa dla lokalnej temperatury objętości płynu do eksperymentów. Jeżeli nieodwracalna konwersja energii mechanicznej na energię cieplną jest pomijalna, równanie zachowania energii sprowadza się do:

figure-introduction-3 (2)

Pierwszy składnik równania (2) otrzymuje się przez traktowanie entalpii właściwej jako bezpośrednio związanej z lokalną temperaturą płynu, T, poprzez stałe ciepło właściwe, Cp. Ponieważ zaburzenie gęstości płynu spowodowane zmianą temperatury płynu w ogrzewanym kanale wirującym ma znaczny wpływ na ruch płynów, gdy łączy się z przyspieszeniem dośrodkowym w równaniu (1), pola prędkości i temperatury płynu w kanale obracającym się osiowo są sprzężone. Ponadto zarówno przyspieszenia Coriolisa, jak i dośrodkowe zmieniają się jednocześnie, gdy prędkość obrotowa jest regulowana. Tak więc wpływ siły Coriolisa i wyporu wirującego na pola prędkości i temperatury płynu jest naturalnie sprzężony.

Równania (1) i (2) w formach bezwymiarowych ujawniają parametry przepływu, które rządzą konwekcją ciepła w obracającym się kanale. Przy zasadniczo równomiernym strumieniu ciepła nałożonym na obracający się kanał, lokalna temperatura objętościowa płynu, Tb, wzrasta liniowo w kierunku strumienia, s, od referencyjnego poziomu wlotowego, Tref. Lokalną temperaturę objętości płynu określa się jako Tref + τs, gdzie τ jest gradientem temperatury objętości płynu w kierunku przepływu. Podstawienia następujących parametrów bezwymiarowych:

figure-introduction-4 (3)

figure-introduction-5 (4)

figure-introduction-6 (5)

figure-introduction-7 (6)

figure-introduction-8 (7)

do równań (1) i (2), gdzie średnia V, N i d oznaczają odpowiednio średni przepływ przez prędkość, prędkość obrotową i średnicę hydrauliczną kanału, bezwymiarowe równania pędu przepływu i energii są wyprowadzane odpowiednio jako równania (8) i (9).

figure-introduction-9 (8)

figure-introduction-10 (9)

Najwyraźniej η w równaniu (9) jest funkcją Re, Ro i Bu = Ro2βτdR, które są odpowiednio określane jako liczby Reynoldsa, rotacji i wyporu. Liczba Rossby'ego, która określa ilościowo stosunek sił bezwładności i sił Coriolisa, jest równoważna odwrotnej liczbie rotacji w równaniu (8).

Gdy Tb jest obliczane jako Tref + τs w obracającym się kanale podlegającym równomiernemu strumieniowi ciepła, wartość τ może być alternatywnie obliczona jako Qf/(mCpL), w której Qf, m i L to odpowiednio konwekcyjna moc grzewcza, masowe natężenie przepływu chłodziwa i długość kanału. Zatem bezwymiarowa lokalna temperatura objętości płynu, ηb, jest równa s / d, a bezwymiarowa temperatura na ścianie kanału, ηw, daje [(Tw-T b)/Qf][mCp][L/d]+s / d. Przy konwekcyjnym współczynniku wymiany ciepła zdefiniowanym jako Qf/(Tw-T b), bezwymiarowa różnica temperatur między ścianą a cieczą, ηw-η b, jest przekształcana na lokalną liczbę Nusselta za pomocą równania (10), w którym ζ jest bezwymiarową funkcją kształtu powierzchni grzewczej i pola przekroju kanału.

figure-introduction-11 (10)

Z zestawem predefiniowanych geometrii oraz hydrodynamicznymi i termicznymi warunkami brzegowymi, bezwymiarowe grupy kontrolujące lokalną liczbę Nusselta obracającego się kanału są identyfikowane jako:

figure-introduction-12 (11)

figure-introduction-13 (12)

figure-introduction-14 (13)

Z eksperymentalnymi testami, dostosowanie prędkości obrotowej, N, dla zmiennego Ro w celu wygenerowania danych o wymianie ciepła przy różnych natężeniach sił Coriolisa, nieuchronnie zmienia przyspieszenie dośrodkowe, a tym samym względną siłę wirującej wyporności. Co więcej, zestaw danych dotyczących wymiany ciepła zebranych z obracającego się kanału zawsze podlega skończonemu stopniowi efektu wyporu obrotowego. Ujawnienie indywidualnego wpływu siły Coriolis i wyporu na wydajność wymiany ciepła przez obracający się kanał wymaga rozłączenia wpływu Ro i Bu na właściwości Nu poprzez procedurę przetwarzania danych końcowych, która jest zawarta w niniejszej metodzie eksperymentalnej.

Warunki przepływu silnika i laboratorium dla obracającego się kanału wewnątrz łopaty wirnika turbiny gazowej mogą być określone przez zakresy Re, Ro i Bu. Typowe warunki silnika dla przepływu płynu chłodzącego przez łopatę wirnika turbiny gazowej, a także budowa i uruchomienie obrotowego obiektu testowego, który pozwolił na przeprowadzanie eksperymentów w pobliżu rzeczywistych warunków silnika, zostały opisane przezMorrisa 2. Opierając się na realistycznych warunkach pracy silnika podsumowanych przez Morrisa2, Rysunek 1 przedstawia realistyczne warunki pracy w zakresie zakresów Re, Ro i Bu dla obracającego się kanału chłodzącego w łopatce wirnika turbiny gazowej. W Rysunek 1, wskazanie najgorszego stanu silnika jest określane jako stan pracy silnika przy najwyższej prędkości obrotowej wirnika i najwyższym współczynniku gęstości. W Rysunek 1, dolna granica i najgorsze warunki pracy silnika pojawiają się odpowiednio przy najniższych i najwyższych prędkościach obrotowych silnika. Niezwykle trudno jest zmierzyć pełnopolowy rozkład Nu w kanale wirującym pracującym z rzeczywistą prędkością obrotową silnika w zakresie od 5000 do 20 000 obr./min. Jednak w oparciu o prawo podobieństwa, testy na skalę laboratoryjną przeprowadzono przy zmniejszonych prędkościach obrotowych, ale z kilkoma próbami zapewnienia pełnego pokrycia zakresów Re, Ro i Bu dla rzeczywistych silników. Jako innowacyjną metodę eksperymentalną, program NASA HOST3,4,5,6 przyjął testy wysokociśnieniowe w celu zwiększenia gęstości płynu w predefiniowanym Re w celu rozszerzenia zakresu Ro poprzez zmniejszenie średniej prędkości płynu. W związku z tym specyficzne zależności między Re, Ro i Bu dla gazu doskonałego o stałej gazowej Rc i lepkości μ są powiązane jako:

figure-introduction-15 (14)

figure-introduction-16 (15)

Aby dostosować warunki laboratoryjne do nominalnej zgodności z warunkami silnika widzianymi w Rysunek 1, prędkość obrotowa, N, ciśnienie płynu chłodzącego, P, średnica hydrauliczna kanału, d, promień obrotu, R, oraz różnica temperatur między ścianą a cieczą, Tw-T b, muszą być kontrolowane w celu dopasowania realistycznych Re, Ro i Bu Zakresy. Oczywiste jest, że jednym z najskuteczniejszych podejść do rozszerzenia zakresu Ro jest zwiększenie średnicy hydraulicznej kanału, ponieważ Ro jest proporcjonalne do d2. Ponieważ laboratoryjny test wymiany ciepła przy realistycznym N jest niezwykle trudny, ciśnienie chłodziwa, P, jest technicznie łatwiejsze do podniesienia w celu rozszerzenia zakresu Ro; nawet jeśli Ro jest tylko proporcjonalne do P. Opierając się na tym zapleczu teoretycznym, filozofia projektowania obecnej metody eksperymentalnej polega na zwiększeniu Ro poprzez zwiększenie ciśnienia w obracającym się kanale testowym przy użyciu maksymalnej średnicy hydraulicznej kanału, jaka może zmieścić się w obracającej się platformie. Po zwiększeniu zakresu Ro, zakres Bu jest odpowiednio rozszerzany, ponieważ Bu jest proporcjonalne do Ro2. W Rysunek 1, uwzględniono również warunki badań laboratoryjnych przyjęte do generowania danych o wymianie ciepła w obracających się kanałach3,4,5,6,7,8,9,10,11,12,13,14,15,16,17,18,19,20,21,22, 23,24,25,26,27,28,29. Jak wskazano w Rysunek 1, pokrycie realistycznych warunków pracy silnika przez dostępne dane dotyczące wymiany ciepła jest nadal ograniczone, szczególnie dla wymaganego zakresu Bu. Symbole otwartych i kolorowych brył przedstawione w Rysunek 1 to odpowiednio eksperymenty wymiany ciepła w spiczastym i pełnym polu. Jak zebrano w Rysunek 1, większość danych dotyczących wymiany ciepła z aplikacjami chłodzącymi do łopat wirnika turbiny gazowej1,2,3,4,5,6,7,8,9, 10,11,12,13,14,15,16,17,18,20,21,22,23,24,25,26 są pomiarami punktowymi wykonanymi metodą termopary. Wpływ przewodzenia ściennego na pomiar strumienia ciepła przewodzącego ścianę oraz temperatury na granicy faz ciecz-ściana pogarszają jakość danych dotyczących wymiany ciepła przekształconych z pomiarów termopary. Ponadto pomiary przenikania ciepła1,2,3,4,5,6,7,8,9,10,11,12,13,14,15,16,17,18,20,21,22,23,24, 25,26 przy użyciu metody termopary nie może wykryć dwuwymiarowych zmian wymiany ciepła na obracającej się powierzchni. Przy obecnej metodzie eksperymentalnej29,30,31,32, wykrywanie pełnopolowych rozkładów liczby Nusselta nad obracającą się ścianą kanału jest dopuszczalne. Minimalizacja efektu przewodzenia ścian przy użyciu folii ze stali nierdzewnej o grubości 0,1 mm o liczbie Biot >>1 do generowania mocy grzewczej niniejszą metodą eksperymentalną pozwala na jednowymiarowe przewodzenie ciepła od folii grzewczej do przepływu chłodziwa. W szczególności niedopuszczalne jest pozyskiwanie danych dotyczących wymiany ciepła w pełnym polu, obejmujących zarówno efekty Ro, jak i Bu, przy użyciu techniki ciekłokrystalicznej w warunkach nieustalonych i metody termopary. Przy obecnej metodzie termografii ciekłokrystalicznej w stanie ustalonym19, wykrywalny zakres temperatur 35-55 °C uniemożliwia generowanie danych o wymianie ciepła z realistycznymi współczynnikami gęstości.

Używanie parametrów przepływu rządzących konwekcją ciepła w obracającym się kanale w celu wykazania, że pełne pokrycie realistycznych warunków silnika widoczne w Rysunek 1 nie zostało jeszcze osiągnięte, więc potrzeba uzyskania danych o wymianie ciepła w pełnym polu w realistycznych warunkach silnika była stale naglona. Niniejsza metoda eksperymentalna umożliwia generowanie wymiany ciepła w pełnym polu z wykrytymi efektami zarówno siły Coriolisa, jak i wyporu obrotowego. Protokoły mają na celu pomoc badaczom w opracowaniu strategii eksperymentalnej istotnej dla realistycznego pomiaru wymiany ciepła w całym polu obracającego się kanału. Wraz z metodą analizy parametrycznej, która jest unikalna dla niniejszej metody eksperymentalnej, dozwolone jest generowanie korelacji wymiany ciepła w celu oceny izolowanych i współzależnych efektów Ro i Bu na Nu.

Artykuł ilustruje eksperymentalną metodę mającą na celu generowanie dwuwymiarowych danych o wymianie ciepła w wirującym kanale o warunkach przepływu podobnych do realistycznych warunków silnika turbiny gazowej, ale działającego przy znacznie niższych prędkościach obrotowych w laboratoriach. We wstępie przedstawiono metodę opracowaną w celu wyboru prędkości obrotowej, średnicy hydraulicznej kanału testowego oraz zakresu różnic temperatur między ścianką a cieczą w celu uzyskania danych dotyczących wymiany ciepła w realistycznych warunkach silnika. Przedstawiono testy kalibracyjne systemu termografii w podczerwieni, testy kalibracji strat ciepła oraz działanie obrotowego stanowiska do badania wymiany ciepła. W artykule opisano czynniki powodujące znaczne niepewności dla pomiarów wymiany ciepła oraz procedury rozdzielania wpływu siły Coriolis i wyporu na właściwości wymiany ciepła kanału wirującego wraz z wynikami selektywnymi w celu zademonstrowania niniejszej metody doświadczalnej.

Dostęp ograniczony. Zaloguj się lub rozpocznij wersję próbną, aby wyświetlić tę treść.

Protokół

$$\rightleftharpoonup{xx}$$ $$\longleftharp{xx}$$, $$\longrightharp{xx}$$,

UWAGA: Szczegóły dotyczące rotacji obiektów testowych, pozyskiwania danych, przetwarzania danych i modułu testowego wymiany ciepła emulującego wewnętrzny kanał chłodzenia łopaty wirnika turbiny gazowej znajdują się w naszych poprzednich pracach29,30,31,32.

1. Przygotowanie testów wymiany ciepła

  1. Sformułować warunki doświadczalne w kategoriach Re, Ro i Bu na podstawie docelowych warunków pracy łopaty wirnika turbiny gazowej.
  2. Wyznacz N, P, d, R i Tw - Tb potrzebne do uzyskania badanych Re, Ro i Bu za pomocą równań (14) i (15).
  3. Ponownie zdefiniować cel Re, Ro i Bu, jeżeli N, P, d, R i Tw - Tb przekroczy limit obiektów doświadczalnych.
  4. Zaprojektuj i zbuduj moduł testowy skalowalnej wymiany ciepła emulujący praktyczny wewnętrzny kanał chłodzący w łopatce wirnika turbiny gazowej2.

2. Wyznaczanie współczynnika emisyjności cieplnej dla systemu termografii w podczerwieni

  1. Zamontuj skalibrowaną termoparę z tyłu zeskanowanej folii grzewczej ze stali nierdzewnej.
  2. Spryskaj cienką warstwę czarnej farby folię grzewczą ze stali nierdzewnej zeskanowaną przez kamerę termowizyjną.
  3. Stwórz symetryczne pola przepływu po dwóch stronach folii grzewczej ze stali nierdzewnej, umieszczając pionową cienką folię ze stali nierdzewnej w przestrzeni, w której swobodne przepływy konwekcyjne po obu stronach pionowej folii grzewczej.
  4. Przesyłaj elektryczną moc grzewczą przez folię grzewczą i mierz temperaturę jednocześnie za pomocą termopary i systemu termografii w podczerwieni z wyświetlacza komputera w stanie ustalonym.
  5. Powtórz krok 2.4 co najmniej cztery razy, używając zwiększonej mocy grzałki. Upewnij się, że temperatury ścian odpowiadające mocom grzejnika używanym w krokach 2.3 i 2.4 pokrywają zakres Tokreślony w kroku 1.2.
  6. Oblicz wartości Tw zeskanowane przez system termografii w podczerwieni przy użyciu szeregu selektywnych współczynników emisyjności cieplnej dla programu, który przekształca sygnały podczerwieni na dane dotyczące temperatury.
  7. Porównać dane T w zmierzone przez skalibrowaną termoparę i system termografii w podczerwieni w miejscu odpowiadającym plamce termopary z ocenionymi odchyleniami standardowymi.
  8. Należy wybrać współczynnik emisyjności cieplnej z minimalnym odchyleniem standardowym określonym w kroku 2.7.
  9. Określ maksymalny błąd precyzji dla systemu termografii w podczerwieni, korzystając ze współczynnika emisyjności cieplnej określonego w kroku 2.8.

3. Dynamiczna równowaga obracającego się zestawu

  1. Zainstaluj moduł testowy wymiany ciepła, kamerę na podczerwień, ramę otaczającą i wszystkie akcesoria na obrotowej platformie.
  2. Stopniowo reguluj ciężar równoważącej, aż warunki pracy obracającej się platformy spełnią ograniczenie drgań dla pomiarów termograficznych w podczerwieni, aby wyświetlić stabilny obraz termiczny na wyświetlaczu komputera.

4. Ocena współczynników strat ciepła

  1. Napełnij kanał chłodziwa modułu testowego wymiany ciepła materiałem termoizolacyjnym.
  2. Zamontuj napełniony moduł testowy na obrotowym stanowisku testowym, montując moduł testowy na platformie obrotowej i podłączając zasilanie grzałki oraz wszystkie instrumentalne.
  3. Aktywuj system akwizycji danych, aby skanować czasową zmienność T w przy mocy grzewczej, aż do spełnienia warunku stanu ustalonego. Upewnij się, że czasowe zmiany Tww podczas kilku kolejnych skanów są mniejsze niż +0,3 K w każdym stanie ustalonym.
  4. Zapisz moc grzałki, dane dotyczące stanu ustalonego T i odpowiednią temperaturę otoczenia, T∞.
  5. Powtórzyć kroki 4.3 i 4.4 co najmniej pięć razy, używając różnych mocy grzewczych przy stałej prędkości obrotowej.
  6. Powtórz kroki 4.2 - 4.4 z co najmniej pięcioma prędkościami obrotowymi. Upewnij się, że zakres badawczy prędkości obrotowej obejmuje wszystkie wartości N określone w kroku 1.2.
  7. Powtórz kroki 4.3 - 4.6 z odwróconym kierunkiem obracania.
  8. Skonstruuj wykresy strumienia strat ciepła w zależności od różnicy temperatur od ściany do otoczenia przy każdej prędkości obrotowej.
  9. Skoreluj współczynniki strat ciepła jako funkcje różnicy temperatur między ścianą a otoczeniem, prędkości obrotowej i kierunku obrotów.
  10. Uwzględnij korelację strat ciepła w programie do przetwarzania danych po zakończeniu rachunkowości Nu.

5. Podstawowe testy wymiany ciepła

  1. Wykonaj testy wymiany ciepła przy docelowych liczbach Reynoldsa przy zerowej prędkości obrotowej (Ro = N = 0), doprowadzając przepływy chłodziwa i moc grzałki do modułu testowego. Upewnij się, że masowe natężenie przepływu dostarczanego chłodziwa jest stale regulowane, aby kontrolować liczbę Reynoldsa na płaszczyźnie przepływu przy wartości docelowej.
  2. Zapisz wszystkie istotne dane pierwotne, w tym temperatury ścian w stanie ustalonym, temperatury płynu, moc grzałki, ciśnienia przepływu oraz ciśnienia i temperatury otoczenia, w celu późniejszego przetwarzania danych.
  3. Oceń lokalne i uśrednione obszarowo liczby Nusselta (Nu0) na zeskanowanych ścianach kanałów statycznych.

6. Testy wymiany ciepła przy rotacji

  1. Zainstaluj program monitorujący on-line, aby monitorować warunki testowe w docelowych Re i Ro.
  2. Wprowadź zmierzone masowe natężenie przepływu chłodziwa, ciśnienie przepływu powietrza, prędkość obrotową i temperaturę płynu na wejściu do kanału, aby obliczyć chwilowe Re i Ro.
  3. Rejestruj wszystkie istotne dane pierwotne, takie jak prędkość obrotowa, moc grzałki, przepływ powietrza i ciśnienie otoczenia, a także temperatury ścian i płynu w celu późniejszego przetwarzania danych po spełnieniu wstępnie zdefiniowanych warunków stanu ustalonego.
  4. Powtórzyć kroki 6.2 i 6.3 z co najmniej czterema rosnącymi lub malejącymi mocami grzałki przy ustalonym zestawie Re i Ro. Upewnij się, że testowe Re i Ro mieszczą się w zakresie ±1% różnic od wartości docelowych, dostosowując prędkość obrotową lub masowe natężenie przepływu chłodziwa lub oba
    5. te elementy.
  5. Upewnij się, że testy wymiany ciepła w każdym zestawie stałych Re i Ro o różnych mocach grzałki są wykonywane w sposób ciągły, ponieważ rozwój przepływów wywołanych wyporem jest związany z "historią" rozwoju przepływu.
  6. Powtórz kroki 6.4 i 6.5 z czterema lub pięcioma liczbami Reynoldsa (Re) skierowanymi na stałą liczbę obrotu (Ro). Upewnij się, że prędkość obrotowa jest odpowiednio dostosowana przy każdym teście Re, aby kontrolować zarówno Re, jak i Ro przy wartościach docelowych w granicach ±1% różnicy.
  7. Powtórz krok 6.6, używając czterech lub pięciu liczb rotacji kierowania (Ro).
  8. Powtórz kroki od 6.2 do 6.7 z odwróconym kierunkiem obracania.
  9. Oceń lokalne i uśrednione powierzchniowo liczby Nusselta (Nu) na zeskanowanych obrotowych ściankach kanałów za pomocą programu do przetwarzania danych końcowych.

7. Analiza parametryczna

  1. Skoreluj uśrednione powierzchniowo liczby Nusselta (Nu0) zebrane z kanału statycznego z funkcjami liczby Reynoldsa.
  2. Oceń lokalne współczynniki Nu/Nu0 w całym polu przy każdym stałym Re i Ro testowanym z obliczonymi średnimi powierzchniowo współczynnikami Nu/Nu0.
  3. Sprawdzić możliwość zastosowania efektu izolacji Re, wykreślając lokalne i uśrednione powierzchniowo współczynniki Nu/Nu0 uzyskane przy różnych Re, ale przy identycznym Ro.
  4. Ujawnić izolowany wpływ wirującej wyporu na właściwości wymiany ciepła wirującego kanału testowego, wykreślając uśrednione powierzchniowo współczynniki Nu/Nu0 zebrane w tym samym Ro o różnym stosunku Re do Bu lub stosunku gęstości (Δρ/ρ). Upewnij się, że preferowany wybór Bu lub Δρ/ρ do skonstruowania tego typu wykresu w celu uzyskania spójnego trendu danych z prostą strukturą funkcjonalną dla korelacji wymiany ciepła.
  5. Ekstrapolować każdy trend danych Nu/Nu0 zebranych przy ustalonym Ro, ale różnym Re do warunku granicznego Bu→0 lub Δρ/ρ→0.
  6. Zebrać wszystkie ekstrapolowane wyniki Nu/Nu0 za pomocą Bu→0 lub Δρ/ρ→0 we wszystkich badanych Ro.
  7. Wykreśl ekstrapolowane wyniki Nu/Nu0 z zanikową interakcją wyporu z Ro, aby ujawnić niesprzężony wpływ siły Coriolisa na właściwości wymiany ciepła.
  8. Skorelować wyniki badań zebrane w krokach 7.4 i 7.7 z funkcjami Ro i Bu.

Dostęp ograniczony. Zaloguj się lub rozpocznij wersję próbną, aby wyświetlić tę treść.

Wyniki

$$\rightleftharpoonup{xx}$$ $$\longleftharp{xx}$$, $$\longrightharp{xx}$$,

Realistyczne warunki pracy wewnętrznego przepływu chłodziwa wewnątrz obracającej się łopatki turbiny gazowej pod względem Re, Ro i Bu są porównywane z emulowanymi warunkami laboratoryjnymi w Rysunek 1. Punkty danych mieszczą się w realistycznych warunkach silnika przy użyciu obecnej metody eksperymentalnej podsumowanej w protokołach11,14,17,20...

Dostęp ograniczony. Zaloguj się lub rozpocznij wersję próbną, aby wyświetlić tę treść.

Dyskusja

$$\rightleftharpoonup{xx}$$ $$\longleftharp{xx}$$, $$\longrightharp{xx}$$,

Podczas gdy temperatury ścianek czołowych obracającego się kanału są wykrywane przez system termografii w podczerwieni, temperatury płynu są mierzone przez termopary. Ponieważ alternatywne pole magnetyczne silnika prądu przemiennego, który napędza obracającą się platformę, indukuje potencjał elektryczny, który zakłóca pomiary termopary, silnik prądu stałego musi być przystosowany do napędzania obracającego się stanowiska testowego.

Rozkład temperatury płynu w płaszczyźnie wyjściowej ogrzewaneg...

Dostęp ograniczony. Zaloguj się lub rozpocznij wersję próbną, aby wyświetlić tę treść.

Oświadczenia

$$\rightleftharpoonup{xx}$$ $$\longleftharp{xx}$$, $$\longrightharp{xx}$$,

Autorzy nie mają nic do ujawnienia.

Podziękowania

$$\rightleftharpoonup{xx}$$ $$\longleftharp{xx}$$, $$\longrightharp{xx}$$,

Obecna praca badawcza była finansowana przez Ministerstwo Nauki i Technologii Tajwanu w ramach grantu NSC 94-2611-E-022-001, NSC 95-2221-E-022-018, NSC 96-2221-E-022-015MY3 i NSC 97-2221-E-022-013-MY3.

Dostęp ograniczony. Zaloguj się lub rozpocznij wersję próbną, aby wyświetlić tę treść.

Materiały

Lista materiałów użytych w tym artykule
NazwaFirmaNumer katalogowyKomentarze
Obrotowe stanowisko testoweWykonanezakresie Projekt przez tę grupę badawczą
Moduł testowy wymiany ciepłaWykonanywe własnym zakresie Projekt przez tę grupę badawczą
Przepływomierz masowyEldride Product, Inc.3100301-01-01
359-1007
System termografii w podczerwieniNEC P384A-83100401-04
3127A-4
Pierścień ślizgowy oprzyrządowaniaMichigan Scientific SR36M3100506-62
3553-372
we własnym

Bibliografia

$$\rightleftharpoonup{xx}$$ $$\longleftharp{xx}$$, $$\longrightharp{xx}$$,
  1. Morris, W. D. Heat transfer and fluid flow in rotating coolant channels. , John Wiley and Sons. ISBN 0471101214(1981).
  2. Morris, W. D. A rotating facility to study heat transfer in the cooling passage of turbine rotor blades. Journal of Power and Energy. 210 (1), 55-63 (1996).
  3. Wagner, J. H., Johnson, B. V., Graziani, R. A., Yeh, F. C. Heat transfer in rotating passages with smooth walls and radially outward flow. ASME Journal of Turbomachinery. 113 (1), 42-51 (1991).
  4. Wagner, J. H., Johnson, B. V., Kopper, F. C. Heat transfer in rotating serpentine passages with smooth walls. ASME Journal of Turbomachinery. 113 (3), 321-330 (1991).
  5. Wagner, J. H., Johnson, B. V., Steuber, G. D., Yeh, F. C. Heat transfer in rotating serpentine passages with trips normal to the flow. ASME Journal of Turbomachinery. 114 (4), 847-857 (1992).
  6. Johnson, B. V., Wagner, J. H., Steuber, G. D., Yeh, F. C. Heat transfer in rotating serpentine passages with selected model orientations for smooth or skewed trip walls. ASME Journal of Turbomachinery. 116 (4), 738-744 (1992).
  7. Hwang, G. J., Tzeng, S. C., Mao, C. P., Soong, C. Y. Heat transfer in a radially rotating four-pass serpentine channel with staggered half-v rib turbulators. ASME Journal of Heat Transfer. 123 (1), 39-50 (2001).
  8. Azad, G. S., Uddin, M. J., Han, J. C., Moon, H. K., Glezer, B. Heat transfer in a two-pass rectangular rotating channel with 45-deg angled rib turbulators. ASME Journal of Turbomachinery. 124 (2), 251-259 (2002).
  9. Griffith, T. S., Al-Hadhrami, L., Han, J. C. Heat transfer in rotating rectangular cooling channels (AR=4) with angled ribs. ASME Journal of Heat Transfer. 124 (4), 617-625 (2002).
  10. Al-Hadhrami, L., Griffith, T. S., Han, J. C. Heat transfer in two-pass rotating rectangular channels (AR=2) with five different orientations of 45 deg V-shaped rib turbulators. ASME Journal of Heat Transfer. 125 (2), 232-242 (2003).
  11. Chang, S. W., Liou, T. M., Hung, J. H., Yeh, W. H. Heat transfer in a radially rotating square-sectioned duct with two opposite walls roughened by 45 deg staggered ribs at high rotation numbers. ASME Journal of Heat Transfer. 129 (2), 188-199 (2007).
  12. Zhou, F., Lagrone, J., Acharya, S. Internal cooling in 4:1 AR passages at high rotation numbers. ASME Journal of Heat Transfer. 129 (12), 1666-1675 (2007).
  13. Liu, Y. H., Huh, M., Han, J. C., Chopra, S. Heat transfer in a two-pass rectangular channel (AR=1:4) under high rotation numbers. ASME Journal of Heat Transfer. 130 (8), (2008).
  14. Chang, S. W., Liou, T. M., Chiou, S. F., Chang, S. F. Heat transfer in high-speed rotating trapezoidal duct with rib-roughened surfaces and air bleeds from the wall on the apical side. ASME Journal of Heat Transfer. 130 (6), (2008).
  15. Wright, L. M., Liu, Y. H., Han, J. C., Chopra, S. Heat transfer in trailing edge, wedge-shaped cooling channels under high rotation numbers. ASME Journal of Heat Transfer. 130 (7), 1-11 (2008).
  16. Liou, T. M., Chen, M. Y., Tsai, M. H. Fluid flow and heat transfer in a rotating two-pass square duct with in-line 90-deg ribs. ASME Journal of Turbomachinery. 124 (2), 260-268 (2002).
  17. Chang, S. W., Liou, T. M., Yang, T. L., Hong, G. F. Heat transfer in radially rotating pin-fin channel at high rotation numbers. ASME Journal of Turbomachinery. 132 (2), (2010).
  18. Rallabandi, A., Lei, J., Han, J. C., Azad, S., Lee, C. P. Heat transfer measurements in rotating blade-shape serpentine coolant passage with ribbed walls at high Reynolds numbers. ASME Journal of Turbomachinery. 136 (9), (2014).
  19. Mayo, I., Arts, T., Ahmed, E. H., Parres, B. Two-dimensional heat transfer distribution of a rotating ribbed channel at different Reynolds numbers. ASME Journal of Turbomachinery. 137 (3), (2015).
  20. Chang, S. W., Yang, T. L., Liou, T. M., Fang, H. G. Heat transfer in rotating scale-roughened trapezoidal duct at high rotation numbers. Applied Thermal Engineering. 29 (8), 1682-1693 (2009).
  21. Liou, T. M., Chang, S. W., Chen, J. S., Yang, T. L., Lan, Y. A. Influence of channel aspect ratio on heat transfer in rotating rectangular ducts with skewed ribs at high rotation numbers. International Journal of Heat Mass Transfer. 52 (23), 5309-5322 (2009).
  22. Huh, M., Liu, Y. H., Han, J. C. Effect of rib height on heat transfer in a two pass rectangular channel (AR = 1:4) with a sharp entrance at high rotation numbers. International Journal of Heat Mass Transfer. 52 (19), 4635-4649 (2009).
  23. Xu, G., Li, Y., Deng, H. Effect of rib spacing on heat transfer and friction in a rotating two-pass square channel with asymmetrical 90-deg rib turbulators. Applied Thermal Engineering. 80 (5), 386-395 (2015).
  24. Tao, Z., Yang, M., Deng, H., Li, H., Tian, S. Heat transfer study in a rotating ribbed two-pass channel with engine-similar cross section at high rotation number. Applied Thermal Engineering. 106 (5), 681-696 (2016).
  25. Li, Y., Deng, H., Tao, Z., Xu, G., Chen, Y. Heat transfer characteristics in a rotating trailing edge internal cooling channel with two coolant inlets. International Journal of Heat Mass Transfer. 105 (2), 220-229 (2017).
  26. Deng, H., Chen, Y., Tao, Z., Li, Y., Qiu, L. Heat transfer in a two-inlet rotating rectangular channel with side-wall fluid extraction. International Journal of Heat and Mass Transfer. 105 (2), 525-534 (2017).
  27. You, R., Li, H., Tao, Z., Wei, K. Heat transfer investigation in a smooth rotating channel with thermography liquid crystal. ASME Turbo Expo. GT2016-56413, Turbomachinery Technical Conference and Exposition: Heat Transfer. 5 (B), V05BT16A006 1~10(2016).
  28. Morris, W. D., Chang, S. W. An experimental study of heat transfer in a simulated turbine blade cooling passage. International Journal of Heat Mass Transfer. 40 (15), 3703-3716 (1997).
  29. Chang, S. W., Liou, T. -M., Po, Y. Coriolis and rotating buoyancy effect on detailed heat transfer distributions in a two-pass square channel roughened by 45° ribs at high rotation numbers. International Journal of Heat Mass Transfer. 53 (7), 1349-1363 (2010).
  30. Wang, W. J. Heat transfer in rotating twin-pass trapezoidal-sectioned passage with two opposite walls roughened by 45 degree ribs. , Department of Marine Engineering, National Kaohsiung Marine University. Msc thesis (2006).
  31. Chang, S. W., Wu, P. -S., Chen, C. -S., Weng, C. -C., Jiang, Y. -R., Shih, S. -H. Thermal performance of radially rotating two-pass S-shaped zig-zag channel. International Journal of Heat and Mass Transfer. 115 (B), 1011-1031 (2017).
  32. Chang, S. W., Lees, A. W., Liou, T. -M., Hong, G. F. Heat transfer of a radially rotating furrowed channel with two opposite skewed sinusoidal wavy walls. International Journal of Thermal Sciences. 49 (5), 769-785 (2010).
  33. Chang, S. W., Liou, T. -M., Lee, T. -H. Heat transfer of a rotating rectangular channel with a diamond-shaped pin-fin array at high rotation numbers. Journal of Turbomachinery Transactions of the ASME. 135 (4), 041007 1~10 (2013).
  34. Morris, W. D., Chang, S. W. Heat transfer in a radially rotating smooth-walled tube. The Aeronautical Journal. 102 (1015), 277-285 (1998).

Dostęp ograniczony. Zaloguj się lub rozpocznij wersję próbną, aby wyświetlić tę treść.

Przedruki i uprawnienia

Poproś o pozwolenie na ponowne wykorzystanie tekstu lub ilustracji tego artykułu JoVE

Poproś o pozwolenie

Tagi

liczba Nusseltaliczba Reynoldsaliczba rotacjiliczba wyporno ciobrazowanie termiczne

Powiązane artykuły