Установка для экспериментального исследования теплоотдачи вращательного течения газа

Вращательные или закрученные потоки часто встречаются в энергетических установках различного назначения. Широкая классификация закрученных потоков встречается в энергетических установках летательных аппаратов, это обусловлено интенсивностью протекающих динамических и тепловых процессов. Закрутка потока используется для интенсификации теплообмена в теплообменных аппаратах жидкостных ракетных двигателей (ЖРД). Первым теплообменным аппаратом, разработанным НПО Энергомаш для ЖРД, можно считать кожухотрубчатый теплообменный аппарат, созданный в 1954–1957 гг. для многокамерного кислородно-керосинового двигателя РД107. На базе двигателя РД107 было разработано более 10 модификаций, что говорит о его долголетии по сравнению с другими двигателями, и он продолжает активно использоваться по сегодняшний день [1]. Теплообменные аппараты в ЖРД служат для нагрева и испарения одного из компонентов топлива, который затем используется для наддува баков ракеты-носителя. Среди современных двигателей, применяющих теплообменные аппараты, следует отметить РД171, РД170 и РД180 [2]. Семейство этих двигателей работает по схеме с дожиганием газогенераторного газа, и использует теплообменный аппарат цилиндрического типа. Вращательное течение также характерно: для подводящих и отводящих устройств газовых турбин и насосов; полостей между ротором и статором турбин; торцевых щелей между диском и корпусом осевого насоса; полости гидродинамических уплотнений.

Гидродинамика вращательных течений в различных граничных условиях подробно изучена в работе [3],

и подтверждена экспериментальными исследованиями [4], однако в этих работах не затронуты вопросы расчета конвективного теплообмена. На основе подхода, изложенного в работе [5], записаны основные

уравнения алгоритма для моделирования потенциального вращательного течения газа с учетом конвективного теплообмена, куда входят:

1. Уравнение константы C U определения окружной составляющей скорости ядра потока:

dC u = - 2 nT a R 2 _;               (1)

dR p V ^{;              1}

2. Уравнение определения изменения статического

давления:

dp           p V ²     + 2T a

= p®2R +   , , , +    - dR я    4π2z2R3

3. Уравнение энергии:

^^^^^^»

z

2τ p

;

C

Q

h = Cp ( T + 273) + — -^ + -;

2 mm

• 4.    Уравнение теплового потока: dQ = kdFdT,

где k – коэффициент теплопередачи; здесь

*=

• -„ X a,

• 5.    Уравнение состояния:

gl

pv = RT .

Отметим, что в систему уравнений входят два уравнения движения рабочего тела для потенциального вращательного течения (1) и (2), уравнение энергии (3) и вся система замыкается уравнением состояния рабочего тела (6). Для решения уравнения энергии необходимо решить уравнение теплового потока (4) и определить диссипацию энергии. Для достоверного моделирования вращательных течений с учетом конвективного теплообмена необходимо определять ко-

эффициент теплоотдачи для вращательных потенциальных течений, входящих в выражение для определения коэффициента теплопередачи (5). В работах [6; 7] подробно рассмотрена теория расчета вращательных течений газов, приведены зависимости для оценки локальных коэффициентов теплоотдачи при турбулентном и ламинарном режимах течения как вращательных, так и прямолинейных потоков.

Для верификации полученных теоретических зависимостей и проведения экспериментальных исследований вращательного потенциального потока, с учетом теплоотдачи, разработана экспериментальная установка (рис. 1).

Экспериментальная установка представляет собой теплообменный аппарат круглой формы с тангенциальным подводом рабочего тела (воздуха), и имеет две полости для течения рабочего тела и охлаждающей жидкости, разделенных теплопроводящей стенкой. Полость II – полость течения рабочего тела, полость I – полость течения охлаждающей жидкости. Форма круга дает большее значение площади теплообмена при заданном периметре.

Для обеспечения закрутки и вращательного движения газового потока в полости II (рис. 2), используется тангенциальный подвод рабочего тела. В полости II реализуется вращательное потенциальное течение, распределение окружной составляющей скорости рабочего тела по радиусу описывается выражением UR = C = const (рис. 2).

В полость II через коллектор осуществляется кольцевой подвод охлаждающей жидкости, отвод через центр. Для обеспечения прямолинейного равномерного течения охлаждающей жидкости в полости установлены четыре перегородки (рис. 3). Рабочие параметры: массовый расход рабочего тела и охлаждающей жидкости, температуры на ходе и выходе из теплообменного аппарата контролируются контрольно-измерительным оборудованием экспериментального стенда. Для упрощения дальнейшей обработки экспериментальных данных массовый расход охлаждающей жидкости рассчитан таким образом, чтобы реализующиеся течение охлаждающей жидкости по всей длине полости I имело ламинарный режим.

Рис. 1. Принципиальная схема установки

Рис. 2. Схема течения рабочего тела в полости II   Рис. 3. Схема течения охлаждающей жидкости в полости I

Задача экспериментального исследования состоит в определении среднего по поверхности теплообмена коэффициента теплоотдачи рабочего тела, с учетом реализации в исследуемой полости потенциального вращательного течения, при известной поверхности теплообмена и материала теплопроводящей стенки. Локальный и средний коэффициенты теплоотдачи от теплопроводящей стенки к воде при постоянном тепловом потоке определяют по выражению [8]

Nu x = 0,46 ■ Re 0,5 ■ Pr¹ / ³ ■

0,25

Nu = 0,69 ■ Re⁰ ,5 ■ Pr¹ / ³ ■

где х - продольная координата, в данном случае x = r -текущий радиус теплопроводящей стенки; Pr _st – критерий Прандтля для охлаждающей жидкости при температуре стенки. Выражения (7) и (8) используются при продольном обтекании пластины ламинарным потоком жидкости.

Основной сложностью при определении среднего коэффициента теплоотдачи рабочего тела к стенке теплообменного аппарата является достоверный расчет коэффициента теплоотдачи от стенки к охлаждающей жидкости. Данная сложность обусловлена круглой формой теплообменного аппарата. Массовый расход охлаждающей жидкости постоянен, а площадь проходного сечения полости изменяется с радиусом, за счет этого фактора происходит увеличение скорости потока и числа Рейнольдса.

Использование теплообменника в качестве установки при проведении экспериментальных исследований позволяет исключить измерение температуры теплопроводящей стенки, что существенно упрощает проведение эксперимента и обработку экспериментальных данных. Для контроля теплового баланса в экспериментальном участке за счет контрольноизмерительного оборудования экспериментально стенда производится замер температур рабочего тела и охлаждающей жидкости на входе и выходе. Количество тепла, переданного от рабочего тела в экспериментальной установке, находят по выражению

Q g = m g ■ CP g ■ ( T g 1 ^- T g 2 ) .

Для контроля теплового баланса определяется количество тепла, полученного охлаждающей жидкостью:

Qi = m 1 ■ Cpi ■ (T 2 - T1), где Cpl и Cpg – среднее значение теплоемкостей охлаждающей жидкости и рабочего тела; imt и img - массовые расходы, с. Причем должно выполняться равенство:

Q g ^ Q i .

Невыполнение равенства может говорить о неверно проведенном замере показаний при проведении эксперимента, либо о выходе из строя одного или нескольких компонентов системы контрольно-измерительного оборудования. Относительно компактные размеры установки позволяют использовать теплоизоляцию при проведении исследований, и свести утечки тепла в окружающую среду к минимальным значениям.

В результате проведенной работы спроектирована установка, позволяющая проводить экспериментальные исследования вращательных потенциальных течений на различных режимах течения рабочего тела. Проведение исследований позволит провести сравнительный анализ полученных теоретических зависимостей и экспериментально определенных средних по поверхности теплообмена коэффициентов теплоотдачи рабочего тела. Основные геометрические размеры установки приведены в таблице:

Радиус полостей I и II	R	100 мм
Ширина полостей I и II	n	8 мм
Диаметр штуцера подвода рабочего тела	d 1	4 мм
Диаметр штуцера отвода рабочего тела	d 2	40 мм
Максимальная площадь проходного сечения полости I	f 1	5,024·10–3 м2
Минимальная площадь проходного сечения полости I	f 2	0,1·10–3 м2
Толщина теплопроводящей стенки	δ	1 мм
Площадь поверхности теплообмена	S	0,628 м2