旋转热管中流动的相关Fr数

族晶舞义大孥毕业设计（论文）

外文文献译文及原文学生：陈华栋学号：200605050205院（系）：机电工程学院专业：过程装备与控制工程指导教师：李瑞虎2010年6月5日旋转热管中环形流动的相关临界Fr数J.BakerT.Oliver亚拉巴马大学塔斯卡卢萨，美国阿拉巴马35487-0276L.Lin环球能源系统公司代顿，俄亥俄州R.Ponnapan美国空军研究实验室/PRPG，赖特帕特森空军基地，俄亥俄州45433-7251J.Leland代顿大学研究所，代顿，俄亥俄州45469-0102摘要：本课题对一个有线长度的旋转圆筒的流动行为进行了研究。对于低转速，流动的特点是一个非均匀厚度i.e.的环形流。高于临界转速，流动转变为里明流。相关性实验数据的发展提出了三种流态：里明流的初步形成，完整里明流的形成和里明流崩溃。相关的里明流崩溃与以前相比，与理论上的发展相关。鉴于旋转热管的传热特性取决于流体膜的厚度，这里的相关性将在确定正常工作条件下确定。[DOI:10.1115/1.1411967]1.介绍在固定热管中，旋转热管（RHP）由一个空心圆筒组成。这个空心圆筒可以分为三个特色区域：蒸发区域，绝热区域和冷凝区域。在蒸发区域内，热量转移到周边的RHP中。在蒸发区域内流体通过潜在能量交换由液体转化为蒸气。由此产生的蒸汽发电造成了RHP内蒸发区域的较高压力。这种压力差是这一机制的蒸汽从蒸发区域流经绝热区域到冷凝区域。绝热区域的主要特点是液体和气体逆流传输。在冷凝区域，能量从RHP中转移到周围的环境中，这将导致水汽凝结。随着RHP的旋转有一个小的内部锥度，产生的离心力使蒸发区域冷凝回流。RHP能够在一个相对恒定的温度消散较大的热通量，基于该相变过程的热动力学性质。Gray[1]最早提出运送大量能源的旋转热管。在丹尼尔斯和Al-Jumaily[2]提出了对RHP的性能实验和理论研究。从理论上预测冷凝区域的反应，提出修改后的‘‘Nusselt-type’’分析报告。不同于以往的研究，反流汽的冷凝被考虑在内。通过汽液界面的拖拽力得到了假设摩擦系数的关系。实验调查记录了温度场分布，不同的速度的热传输率和操作条件。该传热速度和温度分布通过RHP发现，直接关系的电荷的大小（热管中的大量流体）。作者们指出，电荷的大小与液膜厚度成正比，例如，热阻。作者还指出，虽然理论上有一个最佳的充电大小，电荷的大小应足够以避免达到倦怠后的临界热通量。对于较小直径的热管一个简化摩擦系数的假设可能是无效的。Faghri[3]等人开发更准确的估计剪切力和蒸汽流速剖面通过模拟小直径RHP的蒸汽流得到。他们的模型不同于以往的研究，认为热管中的蒸汽流作为单域模型，而不是RHP中的每个模型。不可压缩N-S方程，使用有线差分方法求解。常性能在整个蒸气域内假定。液体的蒸发和冷凝，通过分别给定蒸发区域和冷凝区域特定的吹吸速度来模拟。这项研究发现离心力产生于运行时远离中心线的最高速度（在一个沿中心线的特定位置）。在较高的转速出现中心线处流量逆转。流量逆转在速度提高时变得更加突出，预计蒸发器区域内最终壳层。由于上述现象的结果，径向速度在蒸发区域内是正的，轴向速度在整个半径方向是线性的，但受热管吹吸区域的影响。摩擦系数的预测被低雷诺数的旋转显著影响，因为冷凝区域是逆流传播。预计壁剪应力随转速增加，且在冷凝区域比蒸发区域更明显。哈雷和Faghri[4]提出了上述的模型进一步改进。在这里进行气相数值模拟，由Faghri[3]等人提出。再加上丹尼尔斯和Al-Jumaily[2]的努塞尔类型分析。这使得蒸汽压力下降，界面剪切应力增加，逆流蒸汽和液体被考虑在内。研究中包含管壁热传导耦合，固定热通量在外壁接口被定义。丹尼尔斯和Al-Jumaily［2］提出计算模型的结果与实验数据比较。正如在以前的模型，蒸汽核心沿RHP的长度有逆转。蒸汽的打击可以抵消离心力，因此降低了流动的逆转程度。蒸气核心的流动逆转在绝热和冷凝区域有所增加。整个时间依赖性分析，蒸汽核心仅在很小的轴向压力差时接近等温。旋转初步应用，蒸汽滞后影响旋转效果和一个非线性的轴向径向速度变化。流体从蒸发区到冷凝区，轴向气相速度的非线性性质增加。这表明，先前的研究假设RHP不存在固体旋转。研究还得出结论，一个非零的轴向流速在汽液界面的存在。这个非零流条件导致了更高气液界面剪切力。何图1,Q2<Q31时（a）里明流（b）环流的示意图几个实验研究已确定了宗旨，在高速透平机械［5-11］中应用RHP是可行的。RHP设计的低速测试它的高速应用表明，增加旋转速度导致热运输增加和管道的温度变化量减小［12］。然而，RHP对冷凝区冷却的外部方法比较敏感。Ponnappan［13］等人做了一个近似研究，研究了不同工质对RHP性能的影响（不同的热物理性质）。用工质水和甲醇作为工作流体，确定了较高热容的物质增加RHP的整传热能力。另据确认，固定热通量的RHP，输入到蒸发区转速越高传热能力越大。其中一个显着的兴趣点从运行的观点来看，当水在不锈钢RHP内时产生一个非凝性气体。在RHP运行中，不凝结气体迁移到冷凝器区。这有效地’关闭'’部分冷凝器的工作区，限制了热管性能。当不存在不凝结气体，最佳操作条件出现近等温壁。上述研究假设，对于一个沿旋转热管长度的特定位置，液体层的厚度是在径向不变。在启动条件，或操作条件低于临界转速，这种情况并非如此。环流可被定义为旋转装置内非均匀厚度径向液膜，它的产生受壁面剪应力，离心力和重力的相互作用。图1给出了环流和超过临界转速里明流转换示意图。这个数字表明环流润湿了整个周边的汽缸，实验过程并非总满足条件。环流的崩溃程度，汽缸内液体的浸湿取决于汽缸的旋转速度。这一事实对于实际操作中旋转热管性能有一定影响。Ruschak和斯克里文［14］从理论上探讨了环流运动的三个限制情况：重力加速度接近零，汽缸转速趋于无限，汽缸半径趋于无限。假设自由表面稳定粘性流体，理论预测最大薄膜厚度对流体载荷不敏感。作者还指出，所有的限制情况导致了不同机制的固体旋转。林和格罗尔［15］研究了导致旋转热管环流崩溃的条件。摄动分析方法从理论上预测了环流崩溃的临界Fr数。理论模型中临界Fr数定义为:F「=（1-D）2(1)这是对菲利普斯［16］准则修改后的标准。在方程(1)中的修改，轴向液膜厚度的三维变化接近临界条件。当D<0.06,上述准则准确地预测了环流的崩溃。当D>0.1,理论预测低估了实验的临界Fr数。事实上，实验中两维理论分析没有轴向波外观(大型装载参数值)来解释这种差异。旋转热管已经被作为一种热管理手段提出，为新一代的旋转热管涡轮机械应用。旋转热管的传热特性与液膜厚度有直接关系。预测从环流到里明流的转变，以及里明流的崩溃条件，这种预测的关键是设备的性能特点。旋转热管里明流崩溃的原则和无锥度汽缸一样，这一影响的重点应在指定的水填充了空心圆柱。对于本文所提出的数据，没有加热或冷却汽缸。这次研究的重点仅在以前报道的理论模型和实验数据的旋转热管水动力相互作用方式的差异。在第二节，实验仪器和用于确定临界Fr数。测量不确定度分析和实验误差在第3节给出。相关对应的条件的实验结果确定：里明流的开始，里明流的完成，以及里明流崩溃在第4节提出并讨论。流动在一个旋转汽缸中的稳定性结论，在第5节提出。2实验装置与步骤一个小组的实验测试示意图如图2。用一个35毫米的单反光照相机清晰拍摄丙烯酸缸流体的运动。在这次研究中使用的不同丙烯酸缸的尺寸如表1。所有实验和相应的电荷各缸工作液在表1。水作为充电液，因为它已被用来作为工作流体，对先前的热管工质的研究已在实际热管中应用。在目前的研究中，以往的研究表明不考虑其它流体，Fr数是适当的无量纲参数，其热力学性能如粘度、表面张力等不是至关重要的。一旦相应的液体放置在汽缸，汽缸端部被丙烯酸永久密封。气缸由四个滚子轴承，由轴/滑轮/轴承系统组成。变速电机，通过轴/滑轮/轴承系统连接到气缸来控制汽缸转速。用光学转速计确定气缸转速。1.35毫米单反光照相机滚子轴承系统光学转速表空心压克力缸液体收费变速电机和控制器轴/轮/轴承/体系构建图2,实验测试细胞示意图下面的步骤是用于获取的里明流形成的，完整里明流临界值和里明流崩溃的临界转速值。一旦汽缸各自固定，进行一个确定各数量级的测试。一旦汽缸完成便休息。当流体从初始运动停息，气缸旋转速度缓慢增加，得到一些环的不同转速的照片。转速缓慢增加，直至环初步形成。用照片拍下里明流形成的相应转速点。应该指出的一点是，里明流始终接近汽缸端部，环流形成在汽缸中间。增加汽缸转速直到形成里明流。记录完成相应的里明流动的转速。此时，降低汽缸转速里明流崩溃。对每个汽缸进行测试，拆掉一个后测试另一个。此过程一直持续直到测完每个汽缸的系列传热。表1.缸尺寸和流体载荷L(cm)Vf(mL)3.861.1210060.9650061.1210002.560.96100614250060,967001.261.127561.1210061.121503不确定性及误差分析对每个气缸进行20次测试，且每个测试的相应转速的里明流形成，里明流的完成和里明流崩溃。每种情况的最高和最低标准差列列于表2。从表2中看出，各种情况的最高标准偏差均小于百分之一的平均值。由此，我们得出结论：实验数据的重复性是可能的。表2.标准偏差的行为观察J1IO.H.RPM/里明流的初始形成2423/11719/1.9里明流的完成1406/9.12584/2.5里明流的崩溃799/6.1339/0,7一个简单的测量不确定度分析［17］对数据进行测量确定准确的Fr数和加载参数D。在缸的长度测量不确定性和内径是±0.794毫米。角速度的不确定性是±0.5转每分钟。流体体积的不确定性是土5毫升。计算汽缸总容积的不确定性：土116毫升（R=3.8厘米的汽缸），±76毫升（R二2.5厘米的汽缸），±37毫升（R=1.2厘米的汽缸）。在Fr数和在和参数的不确定性，相关实验数据见图3,4和5。Fr数的测量不确定度范围大约从百分之2.1到百分之6.6,而加载参数的不确定性范围从百分之4.2到百分之14.8。4结果讨论在里明流的形成时，流体从汽缸两端的里明流过渡到汽缸中间的环流。转速增加，环流增加直至遍及整个汽缸。从里明流的形成到完成的过渡是100到500转每分钟，这取决于汽缸的直径。一旦里明流形成，观察到著名里明流崩溃的滞后现象。不同于里明流的崩溃，它发生在汽缸的两端，

扩展到汽缸的中段。里明流在整个汽缸内崩溃。对于较大值的加载参数，里明流的崩溃通常发生在一个特定转速值，是比气缸内里明流完成的相应初始值更小的转速值。实际热管的转速是200到1200转每分，高速旋转热管可以达到30000转每分。这里提供的数据转速范围是300到2500转每分。这里主要研究了典型旋转热管转速范围和高速旋转热管的启动转速范围。实验发现Fr数是对应于环流开始形成时加载参数的函数，见图3。里明流形成时的相关性也绘于图3。这种关联形式是：(2)其中与里明流形成相关的系数列于表3。在公式（2）中Fr数定义为:Q2R

Fr=g（3）相对于旋转汽缸的引力加速度方向如图1所示。林和格罗尔［15］开发了该关联形式的同一函数的形式。相应的环流相似条件通过整个汽缸，里明流崩溃分别见图4，图5。汽缸内环流的崩溃的相关环流系数的预测见表3。公式（1）的介绍见图3,本研究对林和格罗尔［15］对里明流崩溃的理论预测与实验发展的相关性进行了比较。表3还表现了实验确定了相应的判定系数的相关性。从图5中可见，实验数据和对应于实验测定的相关性，先进于林和格林尔［15］提出的相关性理论。林和格罗尔［15］的理论表达下，预测了对环流崩溃的加载参数大于0.05。这一差异的原因是液体界面的轴向周期性。产生这一差异由林和格罗尔［15］建理论模型，是对以前二维模型的修改。修改的目的是考虑三维变化，并给出方程（2）中C2=2。还应指出的是，这里的实验数据是未经加热汽缸产表3.系数和公式2的相关系数GR2里明流的初始形成9.60-2.9670,7850里明流的完成20.03-2.4210.8763里明流的崩溃3.32-1.8330.8309生大的，林和格罗尔［15］的实验实际使用一个玻璃热管。林和格罗尔［15］的理论模型是依赖于一个纯粹的水动力分析，从而可以预料，他们的理论模型更合适于实际热管。从莅可见，本次研究的相关实验系数与林和格罗尔［15］的预测几乎一样，相关系数见公式（1）。实验数据显示的实验数据遵循公式（2）的函数关系。实验数据的变异可能是较大负载参数的加载参数的不确定性增加的结果。较大负荷参数的实验数据，相对低的系数见表3。从相关说明，在整个气缸里明流应该会发生，两倍左右的Fr数对应于里明流形成，这相对于一个给定的负荷参数。还要注意的是由于上述暗示，一旦里明流已完全形成，对于一个给定负荷参数在里明流崩溃前可降低Fr数一个数量级。5结束语旋转汽缸内流动稳定性的实验研究结果已提交。相关的实验在Fr数和载荷参数条件下，已经预测到预测里明流的到来，里明流贯穿有线长度汽缸和里明流的崩溃。里明流崩溃相关比先前提出的相关理论好。实验数据的适合曲线表明，旋转圆筒的流动遵循上述理论的相关函数形式。优于观察到里明流的形成，额外调查了“管半径长度”的影响是有研究的。这里的流动检查直接应用到旋转热管。经过实验确定的相关性，可能提供可以接受的操作条件的有价值信息。应当谨慎行事，但是，如前面介绍的数据表明，模型开发使用一个纯流体水动力分析，可能会大大低于预测的行为，以及涉及能量转移。通过能源电力系统，Inc。作者要感谢吨兄，米贝尔和=汽缸体积f=流体的充电体积c=标准差Q=角速度脚码c=临界f=流体max=最大min=最小鸣谢这项工作是由美国空军研究实验室的分权，D墨菲为此建造和数据采集阶段援助努力专业术语C=实验相关系数D=流体载荷参数，D=Vf/VFr=弗劳德数，Fr=Q2R/通过能源电力系统，Inc。作者要感谢吨兄，米贝尔和=汽缸体积f=流体的充电体积c=标准差Q=角速度脚码c=临界f=流体max=最大min=最小参考文献[1]Gray,V.H.,1969,"TheRotatingHeatPipe-AWicklessHollowShaftforTransferringHighHeatFluxes,’’ASMEPaperNo.69-HT-19.Daniels,T.C.,andAl-Jumaily,F.K.,1975,(‘InvestigationsoftheFactorsAffectingthePerformanceofARotatingHeatPipe,"Int.J.HeatMassTransf.,18,pp.961-973.Faghri,A.,Gogineni,S.,andThomas,S.,1993,"VaporFlowAnalysisOfAnAxiallyRotatingHeatPipe,"Int.J.HeatMassTransf.,36,No.9,pp.2293-2303.Harley,C.,andFaghri,A.,1995,(‘Two-DimensionalRotatingHeatPipeAnalysis,"ASMEJ.HeatTransfer,117,pp.202-208.Ponnappan,R.,He,Q.,Baker,J.,Myers,J.M.,andLeland,J.,1997,‘‘HighspeedRotatingHeatPipe:AnalysisandTestResults,"10thInternationalHeatPipeConference,Stuttgart,Germany.Ponnappan,R.,He,Q.,andLeland,J.E.,1997,((TestResultsofaHighSpeedRotatingHeatPipe,"AIAAPaperNo.97-2543.Ponnappan,R.,Leland,J.E.,andBeam,J.E.,1996,((ComparisonofPerformanceResultsforWaterandMethanolRotatingHeatPipes,"AIAAPaperNo.960477.Ponnappan,R.,andLeland,J.E.,1995,((HighSpeedRotatingHeatPipeforAircraftApplications,"SAE951437,AerospaceAtlanticConf.,Dayton,OH.Ponnappan,R.,Leland,J.E.,andBeam,J.E.,1994,((ThermalManagementIssuesofRotorsinRotatingElectricalMachines,"SAE942184,Aerotech’94,LosAngeles,CA.Ponnappan,R.,andLeland,J.E.,1994,((RotatingHeatPipeforCoolingofRotorsinAdvancedGenerators,"AIAAPaperNo.942033.Streby,M.A.,Ponnappan,R