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

Shyy Woei Chang; Wei-Ling Cai; Hong-Da Shen; Kuo-Ching Yu

doi:10.3791/57630

Subskrypcja JoVE jest wymagana do oglądania tego materiału. Zaloguj się lub rozpocznij bezpłatny okres próbny.

Artykuł metodologiczny

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

7.7K wyświetleń

⸱

DOI:

10.3791/57630

⸱

5 października 2018

Shyy Woei Chang¹ , Wei-Ling Cai¹ , Hong-Da Shen¹ , Kuo-Ching Yu¹

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

W tym artykule

Podsumowanie

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

Streszczenie

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

Choć prawa termodynamiki wskazują, że zwiększenie temperatury przed wlotem do turbiny pozwala poprawić moc właściwą i sprawność cieplną silnika turbinowego, wiele gorących komponentów silnika, takich jak łopatki turbiny, jest podatnych na uszkodzenia termiczne. Wewnętrzne chłodzenie łopatki wirnika turbiny gazowej umożliwia osiągnięcie temperatury przed wlotem do turbiny przekraczającej granice odporności materiału łopatki na pełzanie. Jednak konfiguracja wewnętrznych kanałów chłodzących musi być zgodna z profilem łopatki. W szczególności chłodziwo rotuje wewnątrz łopatki wirnika. Przy tak ekstremalnych warunkach termicznych panujących w pracującej łopatce wirnika turbiny gazowej, skuteczny schemat chłodzenia łopatki jest kluczowy dla zapewnienia integralności strukturalnej. Zatem lokalne właściwości wymiany ciepła w obracającym się kanale są istotne dla efektywnego wykorzystania ograniczonego przepływu dostępnego chłodziwa. Pozyskanie użytecznych danych dotyczących wymiany ciepła, które można zastosować w projektowaniu wewnętrznych przejść chłodziwa w realistycznych warunkach pracy silnika, ma priorytetowe znaczenie podczas opracowywania metody eksperymentalnej do pomiaru właściwości wymiany ciepła w symulowanym przejściu chłodzącym wewnątrz łopatki wirnika turbiny gazowej.

Obrót z prędkością powyżej 10 000 rpm znacznie zmienia wydajność chłodzenia kanału obrotowego wewnątrz łopatki wirnika turbiny gazowej. Identyfikacja warunków pracy silnika dla takiego kanału obrotowego jest możliwa z wykorzystaniem prawa podobieństwa. W przypadku obrotu, bezwymiarowe grupy kontrolujące zjawiska transportu wewnątrz radialnie obracającego się kanału mogą zostać określone poprzez wyprowadzenie równań przepływu względem obrotowego układu odniesienia. Morris¹ wyprowadził równanie zachowania pędu przepływu względem obrotowego układu odniesienia w następujący sposób:

Równanie dynamiki płynów dla analizy przepływu rotacyjnego, przedstawiające człony dla prędkości i zmienności temperatury. (1)

W równaniu (1) lokalna prędkość płynu, v̄, z wektorem położenia r̄ względem układu odniesienia obracającego się z prędkością kątową ω, jest poddana przyspieszeniu Coriolisa wyrażonemu jako 2(ω×v̄), rozdzielonej sile wyporu dośrodkowego, β(T-T_ref)(ω×ω×r̄), wymuszonemu gradientowi ciśnienia piezometrycznego, Symbol gradientu ciśnienia (∇P*) w analizie równania dynamiki płynów. , oraz dynamicznej lepkości płynu, ν. Odniesiona gęstość płynu, ρ_ref, odnosi się do zdefiniowanej temperatury odniesienia płynu T_ref, która jest typowa dla lokalnej temperatury objętościowej płynu w eksperymentach. Jeśli nieodwracalna konwersja energii mechanicznej w energię termiczną jest pomijalna, równanie zachowania energii sprowadza się do:

Równanie przenoszenia ciepła ρCpDT/Dt=kf∇²T, równanie różniczkowe cząstkowe; analiza termiczna. (2)

Pierwszy wyraz równania (2) uzyskano, przyjmując, że entalpia właściwa jest bezpośrednio powiązana z lokalną temperaturą płynu, T, poprzez stałą ciepłość właściwą, C_p. Ponieważ perturbacja gęstości płynu wywołana zmianą jego temperatury w ogrzewanym kanale obrotowym wywiera znaczny wpływ na ruch płynów, gdy łączy się ona z przyspieszeniem dośrodkowym w równaniu (1), pola prędkości i temperatury płynu w kanale obracającym się osiowo są ze sobą sprzężone. Ponadto przyspieszenia Coriolisa i dośrodkowe zmieniają się jednocześnie wraz z regulacją prędkości obrotowej. W związku z tym efekty siły Coriolisa i wyporności rotacyjnej w polach prędkości i temperatury płynu są naturalnie sprzężone.

Równania (1) i (2) w formach bezwymiarowych ujawniają parametry przepływu, które sterują konwekcją ciepła w kanale rotującym. Przy założeniu w zasadzie jednorodnego strumienia ciepła przyłożonego do rotującego kanału, lokalna temperatura masowa płynu, T_b, rośnie liniowo w kierunku strumienia, s, od referencyjnego poziomu wlotowego, T_ref. Lokalna temperatura masowa płynu jest określana jako T_ref + τs, gdzie τ jest gradientem temperatury masowej płynu w kierunku przepływu. Podstawienie następujących parametrów bezwymiarowych:

$Równanie wielkości wektora, $ \overline{V} = \overline{v} / V_{mean} $, reprezentacja symboliczna.$ (3)

Równanie równowagi statycznej Ω=ω/N; wzór w obliczeniach fizycznych lub inżynieryjnych. (4)

$Równanie stosunku wektorów $ \vec{R} = \vec{r}/d $, wzór matematyczny, badania z fizyki.$ (5)

Równanie lambda w dynamice płynów; λ=P*/(ρ_ref V_mean²); przedstawienie wzoru. (6)

Równanie stanu równowagi statycznej η=(T-Tref)/(τd), schemat wzoru do celów edukacyjnych. (7)

podstawiając do równań (1) i (2), gdzie V_mean, N oraz d oznaczają odpowiednio średnią prędkość przepływu, prędkość obrotową i średnicę hydrauliczną kanału, otrzymuje się bezwymiarowe równania pędu przepływu i energii, przedstawione odpowiednio jako równania (8) i (9).

Równanie dynamiki płynów, obracający się układ odniesienia, symbol, rachunek wektorowy, zastosowanie edukacyjne. (8)

Równanie dynamiki płynów, ∇²η, schemat ilustrujący lepkość, liczby Reynoldsa i Prandtla w badaniach. (9)

Oczywiście η w równaniu (9) jest funkcją Re, Ro oraz Bu = Ro²βτdR, które określa się odpowiednio jako liczby Reynoldsa, rotacji i wyporności. Liczba Rossby’ego, która określa stosunek sił bezwładności do sił Coriolisa, jest równoważna odwrotności liczby rotacji w równaniu (8).

Gdy T_b jest obliczane jako T_ref + τs w obrotowym kanale poddanym jednorodnemu strumieniowi ciepła, wartość τ może być alternatywnie wyznaczona jako Q_f/(mC_pL), gdzie Q_f, m oraz L oznaczają odpowiednio moc grzania konwekcyjnego, masowe natężenie przepływu chłodziwa i długość kanału. Zatem bezwymiarowa lokalna temperatura objętościowa płynu, η_b, jest równa s/d, a bezwymiarowa temperatura na ściance kanału, η_w, wynosi [(T_w-T_b)/Q_f][mC_p][L/d]+s/d. Przy założeniu, że szybkość konwekcyjnego przekazywania ciepła jest zdefiniowana jako Q_f/(T_w-T_b), bezwymiarowa różnica temperatur między ścianką a płynem, η_w-η_b, może zostać przekształcona w lokalną liczbę Nusselta za pomocą równania (10), w którym ζ jest bezwymiarową funkcją kształtu powierzchni grzejnej i pola przekroju kanału.

Wzór na liczbę Nusselta (Nu) dla dynamiki płynów, schemat procesu obliczania współczynnika przejmowania ciepła. (10)

Przy zestawie zdefiniowanych geometrii oraz hydrodynamicznych i termicznych warunkach brzegowych, grupy bezwymiarowe kontrolujące lokalną liczbę Nusselta w kanale obrotowym zostają zidentyfikowane jako:

Równanie liczby Reynoldsa, Re=Vmean*d/v, dla analizy dynamiki płynów i badania przepływu. (11)

Wzór na prędkość obrotową Ro=Nd/Vmean; obliczenia w dynamice płynów; ilustracja równania. (12)

Równanie hydrodynamiki Bu=Ro²βτdR, wzór naukowy, koncepcja dynamiki płynów. (13)

W testach eksperymentalnych regulacja prędkości obrotowej, N, w celu zmiany Ro dla uzyskania danych o wymianie ciepła przy różnych wartościach siły Coriolisa nieuchronnie zmienia przyspieszenie dośrodkowe, a tym samym względną siłę wyporu rotacyjnego. Ponadto zestaw danych o wymianie ciepła zebranych z kanału obrotowego jest zawsze obarczony w pewnym stopniu efektem wyporu rotacyjnego. Ujawnienie indywidualnych wpływów siły Coriolisa i wyporu na efektywność wymiany ciepła w kanale obrotowym wymaga rozdzielenia efektów Ro i Bu wpływających na właściwości Nu poprzez procedurę przetwarzania danych, która jest integralną częścią niniejszej metody eksperymentalnej.

Warunki przepływu w silniku i w laboratorium dla kanału obrotowego w łopatce wirnika turbiny gazowej można określić za pomocą zakresów Re, Ro oraz Bu. Typowe warunki silnika dla przepływu chłodziwa przez łopatkę wirnika turbiny gazowej, a także konstrukcja i uruchomienie obrotowej instalacji badawczej, która umożliwiła przeprowadzenie eksperymentów w warunkach zbliżonych do rzeczywistych warunków pracy silnika, zostały opisane przez Morrisa². Na podstawie realistycznych warunków pracy silnika podsumowanych przez Morrisa², na Rysunku 1 przedstawiono realistyczne warunki eksploatacyjne w odniesieniu do zakresów Re, Ro i Bu dla obrotowego kanału chłodziwa w łopatce wirnika turbiny gazowej. Na Rysunku 1 wskazanie najgorszego stanu silnika odnosi się do warunków pracy silnika przy najwyższej prędkości obrotowej wirnika i najwyższym stosunku gęstości. Na Rysunku 1 dolna granica oraz najgorsze warunki pracy silnika występują odpowiednio przy najniższej i najwyższej prędkości silnika. Niezwykle trudno jest zmierzyć pełny rozkład Nu w kanale obrotowym pracującym przy rzeczywistej prędkości silnika wynoszącej od 5000 do 20 000 rpm. Jednakże, w oparciu o prawo podobieństwa, przeprowadzono testy w skali laboratoryjnej przy zredukowanych prędkościach obrotowych, podejmując przy tym kilka prób zapewnienia pełnego pokrycia zakresów Re, Ro i Bu rzeczywistego silnika. Jako innowacyjną metodę eksperymentalną, program NASA HOST³^,⁴^,⁵^,⁶ zastosował testy wysokociśnieniowe w celu zwiększenia gęstości płynu przy zdefiniowanej wartości Re, aby rozszerzyć zakres Ro poprzez redukcję średniej prędkości płynu. W związku z tym, specyficzne zależności między Re, Ro i Bu dla gazu idealnego o stałej gazowej R_c i lepkości μ są określone następująco:

Równanie przewodności cieplnej: Ro=Re^(-1)(Pd²N)/(RcTbμ), wzór matematyczny. (14)

Równanie wyporu Bu=Ro²R(Tw-Tb)/Tb; dynamika płynów, przekazywanie ciepła, wzór. (15)

Aby doprowadzić warunki laboratoryjne do nominalnej zgodności z warunkami pracy silnika przedstawionymi na Rysunku 1, konieczna jest kontrola prędkości obrotowej N, ciśnienia chłodziwa P, średnicy hydraulicznej kanału d, promienia obrotu R oraz różnicy temperatur między ścianką a płynem T_w-T_b, w celu dopasowania do realistycznych zakresów liczb Re, Ro i Bu. Ewidentnie jednym z najskuteczniejszych podejść do rozszerzenia zakresu Ro jest zwiększenie średnicy hydraulicznej kanału, ponieważ Ro jest proporcjonalne do d². Ponieważ przeprowadzenie laboratoryjnych testów wymiany ciepła przy realistycznym N jest niezwykle trudne, technicznie łatwiejsze do zwiększenia w celu rozszerzenia zakresu Ro jest ciśnienie chłodziwa P, nawet jeśli Ro jest tylko proporcjonalne do P. W oparciu o te podstawy teoretyczne, filozofia projektowa obecnej metody eksperymentalnej polega na zwiększeniu Ro poprzez podwyższenie ciśnienia w obrotowym kanale testowym, przy zastosowaniu maksymalnej średnicy hydraulicznej kanału, jaka mieści się w urządzeniu obrotowym. Po zwiększeniu zakresu Ro, odpowiednio rozszerza się zakres Bu, gdyż Bu jest proporcjonalne do Ro². Na Rysunku 1 przedstawiono również warunki testów laboratoryjnych przyjęte do generowania danych wymiany ciepła dla kanałów obrotowych³^,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 na Rysunku 1, pokrycie realistycznych warunków pracy silnika przez dostępne dane wymiany ciepła jest wciąż ograniczone, szczególnie w wymaganym zakresie Bu. Puste i kolorowe pełne symbole przedstawione na Rysunku 1 oznaczają odpowiednio punktowe i pełno-polowe eksperymenty wymiany ciepła. Jak wynika z Rysunku 1, większość danych wymiany ciepła w zastosowaniach chłodzenia łopatek 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 to pomiary punktowe z wykorzystaniem metody termopary. Efekty przewodzenia ciepła w ściance przy pomiarze przewodnictwa cieplnego ścianki oraz temperatur na granicach faz płyn-ścianka obniżają jakość danych wymiany ciepła przeliczonych z pomiarów termoparami. Ponadto pomiary wymiany 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 wykonane metodą termopary nie pozwalają na wykrycie dwuwymiarowych zmian wymiany ciepła na powierzchni obrotowej. Dzięki obecnej metodzie eksperymentalnej²⁹^,³⁰^,³¹^,³² możliwe jest wyznaczenie pełno-polowych rozkładów liczby Nusselta na ściance kanału obrotowego. Minimalizacja efektu przewodzenia w ściance poprzez zastosowanie folii ze stali nierdzewnej o grubości 0,1 mm z liczbami Biot >>1 do generowania mocy grzewczej w obecnej metodzie eksperymentalnej umożliwia jednowymiarowe przewodzenie ciepła z folii grzejnej do przepływu chłodziwa. W szczególności, pozyskanie pełno-polowych danych wymiany ciepła uwzględniających zarówno efekty Ro, jak i Bu nie jest możliwe przy użyciu przejściowej techniki kryształów ciekłych oraz metody termopary. W przypadku obecnej metody termografii kryształów ciekłych w stanie ustalonym¹⁹, wykrywalny zakres temperatur 35-55 °C uniemożliwia generowanie danych wymiany ciepła przy realistycznych stosunkach gęstości.

Wykorzystując parametry przepływu regulujące konwekcję ciepła w kanale obrotowym, wykazano, że pełny zakres realistycznych warunków pracy silnika przedstawionych na Rysunku 1 nie został jeszcze osiągnięty, dlatego stale podkreśla się potrzebę pozyskiwania pełnych danych o wymianie ciepła w rzeczywistych warunkach pracy silnika. Przedstawiona metoda eksperymentalna umożliwia generowanie pełnych pól wymiany ciepła z uwzględnieniem wykrytych efektów siły Coriolisa oraz wyporności obrotowej. Protokół ma na celu pomoc badaczom w opracowaniu strategii eksperymentalnej istotnej dla pomiaru pełnego pola wymiany ciepła w obrotowym kanale w realistycznych warunkach. Dzięki metodzie analizy parametrycznej, która jest unikalna dla niniejszej metody eksperymentalnej, możliwe jest wygenerowanie korelacji wymiany ciepła w celu oceny izolowanych i współzależnych efektów Ro oraz Bu na Nu.

Artykuł przedstawia metodę eksperymentalną mającą na celu wygenerowanie dwuwymiarowych danych dotyczących wymiany ciepła w kanale obrotowym przy warunkach przepływu zbliżonych do rzeczywistych warunków w silnikach turbinowych, lecz przy znacznie niższych prędkościach obrotowych stosowanych w laboratoriach. We wstępie opisano metodę doboru prędkości obrotowej, średnicy hydraulicznej kanału testowego oraz zakresu różnic temperatur między ścianką a cieczą w celu pozyskania danych o wymianie ciepła w rzeczywistych warunkach pracy silnika. Przedstawiono testy kalibracyjne dla systemu termowizji w podczerwieni, testy kalibracyjne strat ciepła oraz zasady działania stanowiska do badania wymiany ciepła w układzie obrotowym. W artykule opisano czynniki powodujące istotne niepewności w pomiarach wymiany ciepła oraz procedury oddzielania wpływu siły Coriolisa i wyporu na właściwości wymiany ciepła w kanale obrotowym, wraz z wybranymi wynikami demonstrującymi opisaną metodę eksperymentalną.

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

Protokół

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

Sformułować warunki doświadczalne w kategoriach Re, Ro i Bu na podstawie docelowych warunków pracy łopaty wirnika turbiny gazowej.
Wyznacz N, P, d, R i T_w - T_b potrzebne do uzyskania badanych Re, Ro i Bu za pomocą równań (14) i (15).
Ponownie zdefiniować cel Re, Ro i Bu, jeżeli N, P, d, R i T_{w -} T_b przekroczy limit obiektów doświadczalnych.
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

Zamontuj skalibrowaną termoparę z tyłu zeskanowanej folii grzewczej ze stali nierdzewnej.
Spryskaj cienką warstwę czarnej farby folię grzewczą ze stali nierdzewnej zeskanowaną przez kamerę termowizyjną.
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.
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.
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 T_określony w kroku 1.2.
Oblicz wartości T_w zeskanowane przez system termografii w podczerwieni przy użyciu szeregu selektywnych współczynników emisyjności cieplnej dla programu, który przekształca sygnały podczerwieni na dane dotyczące temperatury.
Porównać dane _{T w} zmierzone przez skalibrowaną termoparę i system termografii w podczerwieni w miejscu odpowiadającym plamce termopary z ocenionymi odchyleniami standardowymi.
Należy wybrać współczynnik emisyjności cieplnej z minimalnym odchyleniem standardowym określonym w kroku 2.7.
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

Zainstaluj moduł testowy wymiany ciepła, kamerę na podczerwień, ramę otaczającą i wszystkie akcesoria na obrotowej platformie.
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

Napełnij kanał chłodziwa modułu testowego wymiany ciepła materiałem termoizolacyjnym.
Zamontuj napełniony moduł testowy na obrotowym stanowisku testowym, montując moduł testowy na platformie obrotowej i podłączając zasilanie grzałki oraz wszystkie instrumentalne.
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.
Zapisz moc grzałki, dane dotyczące stanu ustalonego _{T i} odpowiednią temperaturę otoczenia, T_∞.
Powtórzyć kroki 4.3 i 4.4 co najmniej pięć razy, używając różnych mocy grzewczych przy stałej prędkości obrotowej.
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.
Powtórz kroki 4.3 - 4.6 z odwróconym kierunkiem obracania.
Skonstruuj wykresy strumienia strat ciepła w zależności od różnicy temperatur od ściany do otoczenia przy każdej prędkości obrotowej.
Skoreluj współczynniki strat ciepła jako funkcje różnicy temperatur między ścianą a otoczeniem, prędkości obrotowej i kierunku obrotów.
Uwzględnij korelację strat ciepła w programie do przetwarzania danych po zakończeniu rachunkowości Nu.

5. Podstawowe testy wymiany ciepła

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.
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.
Oceń lokalne i uśrednione obszarowo liczby Nusselta (Nu₀) na zeskanowanych ścianach kanałów statycznych.

6. Testy wymiany ciepła przy rotacji

Zainstaluj program monitorujący on-line, aby monitorować warunki testowe w docelowych Re i Ro.
Wprowadź zmierzone masowe natężenie przepływu chłodziwa, ciśnienie przepływu powietrza, prędkość obrotową i temperaturę płynu na wejściu do kanału, aby obliczyć chwilowe Re i Ro.
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.
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
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.
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.
Powtórz krok 6.6, używając czterech lub pięciu liczb rotacji kierowania (Ro).
Powtórz kroki od 6.2 do 6.7 z odwróconym kierunkiem obracania.
Oceń lokalne i uśrednione powierzchniowo liczby Nusselta (Nu) na zeskanowanych obrotowych ściankach kanałów za pomocą programu do przetwarzania danych końcowych.

7. Analiza parametryczna

Skoreluj uśrednione powierzchniowo liczby Nusselta (Nu₀) zebrane z kanału statycznego z funkcjami liczby Reynoldsa.
Oceń lokalne współczynniki Nu/Nu₀ w całym polu przy każdym stałym Re i Ro testowanym z obliczonymi średnimi powierzchniowo współczynnikami Nu/Nu₀.
Sprawdzić możliwość zastosowania efektu izolacji Re, wykreślając lokalne i uśrednione powierzchniowo współczynniki Nu/Nu₀ uzyskane przy różnych Re, ale przy identycznym Ro.
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.
Ekstrapolować każdy trend danych Nu/Nu₀ zebranych przy ustalonym Ro, ale różnym Re do warunku granicznego Bu→0 lub Δρ/ρ→0.
Zebrać wszystkie ekstrapolowane wyniki Nu/Nu₀ za pomocą Bu→0 lub Δρ/ρ→0 we wszystkich badanych Ro.
Wykreśl ekstrapolowane wyniki Nu/Nu₀ z zanikową interakcją wyporu z Ro, aby ujawnić niesprzężony wpływ siły Coriolisa na właściwości wymiany ciepła.
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

Realistyczne warunki pracy dla wewnętrznych przepływów chłodziwa w obrotowej łopatce turbiny gazowej pod kątem Re, Ro i Bu zostały porównane z emulowanymi warunkami laboratoryjnymi na Rysunku 1. Punkty danych mieszczą się w realistycznych warunkach pracy silnika, przy zastosowaniu obecnej metody eksperymentalnej podsumowanej w protokołach¹¹^,¹⁴^,¹⁷^,

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

Dyskusja

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

Autorzy nie mają nic do ujawnienia.

Podziękowania

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
Nazwa	Firma	Numer katalogowy	Komentarze
Obrotowe stanowisko testowe	Wykonane		zakresie Projekt przez tę grupę badawczą
Moduł testowy wymiany ciepła	Wykonany		we własnym zakresie Projekt przez tę grupę badawczą
Przepływomierz masowy	Eldride Product, Inc.	3100301-01-01 359-1007
System termografii w podczerwieni	NEC P384A-8	3100401-04 3127A-4
Pierścień ślizgowy oprzyrządowania	Michigan Scientific SR36M	3100506-62 3553-372

we własnym

Bibliografia

Morris, W. D. Heat transfer and fluid flow in rotating coolant channels. , John Wiley and Sons. ISBN 0471101214(1981).
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).
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).
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).
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).
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).
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).
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).
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).
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).
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).
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).
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).
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).
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).
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).
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).
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).
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).
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).
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).
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).
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).
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).
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).
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).
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).
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).
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).
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).
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).
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).
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).
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

Tagi

liczba Nusselta liczba Reynoldsa liczba rotacji liczba wyporności obrazowanie termiczne

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