A study of two-phase flow in annular channels with annular gaps of less than 1 mm is useful for the design and safety analysis of high power density systems such as accelerator targets and nuclear reactor cores. Though much work has been done on pressure drop in two-phase flow, designers rely mostly on empirical models and correlations; hence, it is valuable to study their applicability for different channel sizes, geometries, and gas qualities. The pressure drop along a concentric annular test section was measured for cases of either constant quality or variable quality along its length (such as in sub-cooled and flow boiling). A porous tube was used to inject gas along the inner surface of the annular channel, thereby simulating the case of flow boiling along the inner surface. The data were compared to predictions of various models and correlations. Additionally, the effect of wall vibrations on the pressure drop was examined. Experiments were conducted by imposing vibrations of known amplitudes and frequencies on the outer tube of the annulus. Wall vibrations were thought to be important for flow in microchannels where the vibration amplitudes may be significant compared to the channel hydraulic diameter. The results obtained in this investigation indicate that the pressure drop correlation given by Beattie and Whalley provides the best agreement with the data for both porous tube gas injection (i.e. variable quality) and constant quality two-phase flow within the narrow annulus. Furthermore, the results show that there is a minimal effect of vibrations on two-phase pressure drop over the range of frequencies and amplitudes studied.

This experimental research aims at investigating the single-phase flow heat transfer and friction factor, flow boiling heat transfer and pressure drop, and flow visualisation in microchannels using de-ionized water. In the literature, many studies failed to explain the effect of aspect ratio on the single-phase and two-phase flow heat transfer rate and pressure drop. Because the channel aspect ratios and hydraulic diameters were varied together in those studies. Also, there is a discrepancy between past studies and the conventional theory for the flow boiling heat transfer characteristics. Accordingly, the objectives of this research can be listed as follows: (i) modifying the existing experimental facility to perform single-phase and two-phase flow heat transfer and pressure drop and two-phase flow pattern visualization experiments in microchannels, (ii) clarifying the fundamental aspects of flow boiling in micro passages, (iii) investigating the aspect ratio, heat flux, mass flux and vapour quality effects on flow patterns, heat transfer rate and pressure drop in single-phase and two-phase flow, (iv) comparing the obtained results with heat transfer and pressure drop correlations and flow pattern maps available in the literature. Consequently, the pre-existing experimental facility was modified in the current research by changing the pre-heaters, flowmeter and piping in order to achieve the goals of this study. Four copper rectangular microchannels were designed and manufactured. Three microchannel test sections having the same hydraulic diameter and length but different aspect ratios were investigated to reveal the effect of aspect ratio on the single-phase and two-phase flow heat transfer rate and pressure drop. The surface roughness of each microchannel was also examined. It was found that the surface roughnesses of all microchannels are similar. Moreover, an additional microchannel test section was used to examine the effect of heated length on the flow boiling heat transfer coefficient and pressure drop. The single-phase flow results demonstrated that the channel aspect ratio has no influence on the friction factor and heat transfer rate for the tested microchannels and experimental range. In the flow boiling experiments, bubbly, bubbly/slug, slug, churn and annular flow regimes were observed in the tested microchannels. The channel aspect ratio effect was found to be small on the observed flow patterns. The experimental flow patterns were predicted well by the flow pattern map proposed by Galvis and Culham (2012) except for the slug flow regime. The flow pattern maps of Sobierska et al. (2006) and Harirchian and Garimella (2009) reasonably predicted the experimental flow pattern data. The flow boiling heat transfer results showed that the prevailing heat transfer mechanism is nucleate boiling for the low and medium heat flux inputs. On the other hand, the dominant heat transfer mechanism is unclear at the high heat flux inputs while smaller aspect ratio microchannel has better heat transfer performance for low and medium heat flux inputs. However, at high heat flux inputs the channel aspect ratio effect was found to be insignificant on the flow boiling heat transfer coefficient. The experimental flow boiling heat transfer coefficient data were reasonably predicted by the correlations of Sun and Mishima (2009), Li and Wu (2010) and Mahmoud and Karayiannis (2011) from the literature. The flow boiling pressure drop characteristics were also examined in the tested microchannels. Outcome of the experiments consistently indicated a highly linear trend between the increasing flow boiling pressure drop and the heat and mass flux. Also, the flow boiling pressure drop increased with the increase in vapour quality. The effect of channel aspect ratio on the flow boiling pressure drop was also assessed. It was found that when the channel aspect ratio decreased, the flow boiling pressure drop increased. The experimental flow boiling pressure drop data were compared to correlations from the literature. Mishima and Hibiki (1996), Yu et al. (2002) and Zhang et al. (2010) correlations reasonably predicted the experimental flow boiling pressure drop results.

The growing demand for the development of efficient miniature cooling systems has led to stimulating numerous investigations on two-phase flow boiling in small to microscale tubes. Because of the variation in properties of synthetic cooling fluids, this causes an inaccuracy of existing flow boiling prediction models or correlations in the literature to interpolate or extrapolate the two-phase flow boiling heat transfer and pressure drop. The purpose of this investigation was to study experimentally the parametric aspects of flow boiling characteristics inside vertical stainless-steel tubes with four different internal diameters (1.1, 2.01, 2.88 and 4.26 mm). The R245fa (1,1,1,3,3-pentafluoropropane, HFC-245fa) was used as working fluid. The experiments were carried out under a system pressure range of 185 - 310 kPa (which correspond to a saturation temperature range of 31 - 46 °C), mass flux range of 200 - 500 kg/m²s, heat flux range of 3 - 188.5 kW/m², vapour quality up to the onset of dryout and 5 K inlet subcooling. Flow pattern visualisations, two-phase pressure drops and saturated flow boiling heat transfer coefficients were presented. The experimental data of R134a employed for comparison is acquired from the previous studies of Huo et al. (2007), Shiferaw et al. (2011) and Mahmoud et al. (2014a). These studies were carried out in the same experimental facility and under the similar operating conditions. The Two-phase flow regimes inside four tubes were visualised in a borosilicate glass tube located at the heated section outlet to capture the dominant flow patterns which assist to elucidate the heat transfer results. The flow boiling visualisation was recorded by a high-speed camera with experiments of increasing and decreasing heat flux. The four observed flow regimes are identified as bubbly flow, slug flow, churn flow and annular flow. In increasing heat flux experiments, the churn and annular flows were only the dominant patterns in all four tubes. The slug flow was often discerned at lower mass flux except for the tube of 1.1 mm where it was not observed at all. This is contrary to decreasing heat flux experiments where all flow patterns including the bubble flow were observed in all the tubes. This shows a strong impact of hysteresis, which is a result of nucleation sites remained active as the heat flux is reduced. The flow patterns and transition boundaries for R245fa are affected by mass flux, system pressure, and tube diameter. The vapour quality corresponding to flow pattern transition boundary tends to decrease with increasing mass flux and tends to increase with increasing system pressure and decreasing tube diameter. Except for the bubbly-slug boundary, its vapour quality decreases with decreasing tube diameter. The experimental flow pattern maps of R245fa were fairly predicted with the predictive models developed for mini- and micro-channels by Tibiriçá et al. (2017). The two-phase pressure drop of R245fa is affected by mass flux, heat flux, system pressure, tube diameter and surface topography. The two-phase pressure drop increases with increasing mass flux and heat flux (vapour quality) and decreases with increasing system pressure and tube diameter. The two-phase pressure drop of the coated tube is higher than that of the uncoated tube. This is attributed to the coated tube having a higher surface roughness compared to the uncoated tube. The comparison between R245fa and R134a shows that the measured two-phase pressure drop of R245fa is dramatically higher than that of R134a. This arises from the difference in physical properties of the two fluids. The experimental data of two-phase pressure drop for 4.26 mm tube were reasonably predicted by Müller-Steinhagen and Heck (1986) correlation. Further, the experimental data of 2.88 mm and 2.01 mm tubes were well predicted by Chisholm (1973a), and Kim and Mudawar (2013), respectively. The experimental data of 1.1 mm tube were not well predicted by any of the selected predictive methods. The local heat transfer coefficient of all tubes increases with increasing heat flux for low and intermediate vapour qualities. After this vapour qualities, the heat flux effect diminishes. Then, the local heat transfer coefficient increased slightly with vapour quality, especially for higher heat flux near the outlet of the tube. However, the dryout inception in the 1.1 mm tube occurs after the intermediate vapour quality value and expands along the high vapour quality region. The behaviour of the local heat transfer coefficients of 1.1 and 2.88 mm tube is slightly dependent on the mass flux and vapour quality. Contrarily, there is insignificant effect of mass flux along 2.01 and 4.26 mm tube. This gives an indication of the contribution of nucleate boiling in the heat transfer process at lower and medium heat fluxes and nucleate boiling plus convective evaporation at higher heat fluxes near the tube outlet. Further, the local heat transfer coefficient increases as the system pressure increases. The tube diameter has a strong influence on the enhancement of local heat transfer coefficient. The enhancement in average heat transfer coefficient approaches 83% when the tube diameter is reduced from 4.26 to 1.1 mm. The trend of the local heat transfer coefficient of R134a was almost similar to that of R245fa with the exception of local dryout. The average heat transfer coefficient of R134a is about 106-151% larger than that of R245fa for the operational range studied. The dominant heat transfer mechanism is also represented by nucleate boiling for both fluids, particularly for 4.26 mm tube tested in this study. Also, the average heat transfer coefficient was enhanced by 33% when the inner tube surface coated with a copper coating. Finally, the correlation of Fang et al. (2017) predicted all experimental data for the four tubes with fair and similar accuracy.

Die thermodynamischen Eigenschaften von Flüssighelium erfordern einen hohen technischen Aufwand zu dessen Lagerung und Transfer. Aufgrund der extrem niedrigen Normalsiedetemperatur von 4,2 K ist die Verflüssigung des unter Normbedingungen gasförmigen Heliums sehr energieintensiv. Darüber hinaus besitzt Helium eine sehr niedrige Verdampfungsenthalpie, weshalb bereits geringe Wärmeeinträge signifikante Verdampfungsverluste verursachen. Infolge der räumlichen Trennung von Heliumverflüssigungsanlagen und Verbrauchern ist ein Flüssigheliumtransfer in der Regel unvermeidlich. Beim Transfervorgang durch Wärmeeintrag und Druckverluste generiertes Heliumkaltgas muss erneut dem energieaufwändigen Verflüssigungsprozess zugeführt werden, bevor es als Kältemittel verwendet werden kann. Zur Etablierung eines verlustarmen Flüssigheliumtransfers mit einflutigen flexiblen Transferleitungen sind daher die Verdampfungsverluste im Rahmen der thermohydraulischen Optimierung zu reduzieren. Die Optimierung erfolgt dabei durch die Kopplung von systematischen Messungen mit thermohydraulischen Berechnungen. Untersuchungen mit instrumentierten Versuchstransferleitungen erfolgen an einem an der Heliumverflüssigungsanlage der Technischen Universität Dresden neu eingerichteten Versuchsstand. Dabei stellt sich heraus, dass der Gesamtdruckverlust vorwiegend durch das im flexiblen Abschnitt eingesetzte Wellrohr verursacht wird. Mittels eines gesonderten Messaufbaus werden verschiedene Wellrohrtypen hinsichtlich der resultierenden Reibungsdruckverluste untersucht und eine verlustarme Wellrohrgeometrie identifiziert. Neben den Druckverlusten wird auch der Wärmeeintrag durch Modifikationen des Isolationsaufbaus reduziert. Im Zuge der thermohydraulischen Optimierung vermindern sich die Verdampfungsverluste, wodurch die pro Zeiteinheit in der Transportkanne deponierte Flüssigheliummenge zunimmt. Zusätzliche Messungen während des Stillstands der Transferleitung liefern Rückschlüsse auf das Verhalten der Transferleitung, wenn kein Flüssighelium transferiert wird. Im Stillstand neigen die betrachteten Transferleitungsgeometrien zu thermisch angetriebenen Druckschwingungen, sogenannten thermoakustischen Oszillationen. Diese beeinflussen die Betriebssicherheit und die Lagergüte des stationären Speichers negativ, weshalb geeignete Methoden zur Dämpfung der thermoakustischen Oszillationen vorgeschlagen werden.

Die thermodynamischen Eigenschaften von Flüssighelium erfordern einen hohen technischen Aufwand zu dessen Lagerung und Transfer. Aufgrund der extrem niedrigen Normalsiedetemperatur von 4,2 K ist die Verflüssigung des unter Normbedingungen gasförmigen Heliums sehr energieintensiv. Darüber hinaus besitzt Helium eine sehr niedrige Verdampfungsenthalpie, weshalb bereits geringe Wärmeeinträge signifikante Verdampfungsverluste verursachen. Infolge der räumlichen Trennung von Heliumverflüssigungsanlagen und Verbrauchern ist ein Flüssigheliumtransfer in der Regel unvermeidlich. Beim Transfervorgang durch Wärmeeintrag und Druckverluste generiertes Heliumkaltgas muss erneut dem energieaufwändigen Verflüssigungsprozess zugeführt werden, bevor es als Kältemittel verwendet werden kann. Zur Etablierung eines verlustarmen Flüssigheliumtransfers mit einflutigen flexiblen Transferleitungen sind daher die Verdampfungsverluste im Rahmen der thermohydraulischen Optimierung zu reduzieren. Die Optimierung erfolgt dabei durch die Kopplung von systematischen Messungen mit thermohydraulischen Berechnungen. Untersuchungen mit instrumentierten Versuchstransferleitungen erfolgen an einem an der Heliumverflüssigungsanlage der Technischen Universität Dresden neu eingerichteten Versuchsstand. Dabei stellt sich heraus, dass der Gesamtdruckverlust vorwiegend durch das im flexiblen Abschnitt eingesetzte Wellrohr verursacht wird. Mittels eines gesonderten Messaufbaus werden verschiedene Wellrohrtypen hinsichtlich der resultierenden Reibungsdruckverluste untersucht und eine verlustarme Wellrohrgeometrie identifiziert. Neben den Druckverlusten wird auch der Wärmeeintrag durch Modifikationen des Isolationsaufbaus reduziert. Im Zuge der thermohydraulischen Optimierung vermindern sich die Verdampfungsverluste, wodurch die pro Zeiteinheit in der Transportkanne deponierte Flüssigheliummenge zunimmt. Zusätzliche Messungen während des Stillstands der Transferleitung liefern Rückschlüsse auf das Verhalten der Transferleitung, wenn kein Flüssighelium transferiert wird. Im Stillstand neigen die betrachteten Transferleitungsgeometrien zu thermisch angetriebenen Druckschwingungen, sogenannten thermoakustischen Oszillationen. Diese beeinflussen die Betriebssicherheit und die Lagergüte des stationären Speichers negativ, weshalb geeignete Methoden zur Dämpfung der thermoakustischen Oszillationen vorgeschlagen werden.:1 Einleitung 1 1.1 Motivation . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1 1.2 Stand der Wissenschaft . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 2 1.3 Gegenstand und Aufbau der Arbeit . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 3 2 Helium als Kälteträger 6 2.1 Grundlegende Stoffeigenschaften von Helium . . . . . . . . . . . . . . . . 6 2.2 Vorkommen, Gewinnung und Verwendung von Helium . . . . . . . . . . . 7 2.3 Bereitstellung von Flüssighelium . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 10 2.4 Aufbau einer flexiblen Transferleitung für Flüssighelium . . . . . . . . . . . 12 3 Berechnungsgrundlagen 14 3.1 Druckverlust . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 14 3.1.1 Gesamtdruckverlust . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 14 3.1.2 Reibungsdruckverlust im Glattrohr . . . . . . . . . . . . . . . . . . 14 3.1.3 Reibungsdruckverlust im Rohr mit parallelen Wellen . . . . . . . . 15 3.1.4 Zweiphasenmultiplikator . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 17 3.1.5 Druckverlust durch Höhenänderung . . . . . . . . . . . . . . . . . 19 3.1.6 Beschleunigungsdruckverlust . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 19 3.1.7 Druckverlust durch Einzelwiderstände . . . . . . . . . . . . . . . . 19 3.2 Gesamtwärmeeintrag der Transferleitung . . . . . . . . . . . . . . . . . . 20 3.3 Lokaler Wärmestrom . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 22 3.3.1 Strahlungswärmestrom . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 22 3.3.2 Wärmetransport durch die MLI . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 23 3.3.3 Wärmetransport durch die Rohrwand . . . . . . . . . . . . . . . . 24 3.3.4 Wärmetransport entlang der Konstruktionselemente . . . . . . . . 25 3.3.5 Konvektiver Wärmeübergang bei einphasiger Strömung . . . . . . . 25 3.3.6 Wärmeübergang beim Sieden einer erzwungenen Strömung . . . . 26 3.4 Thermoakustische Oszillation . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 28 3.4.1 Definition und Entstehung einer thermoakustischen Oszillation . . . 28 3.4.2 Abschätzung von Amplitude und Frequenz . . . . . . . . . . . . . 31 4 Messaufbau und Versuchsdurchführung 34 4.1 Charakterisierung der Transferleitung . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 34 4.1.1 Messaufbau . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 34 4.1.2 Versuchsdurchführung . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 36 4.1.3 Untersuchte Transferleitungskonfigurationen . . . . . . . . . . . . 37 4.2 Druckverlust in parallel gewellten Rohren . . . . . . . . . . . . . . . . . . 38 4.2.1 Messaufbau . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 38 4.2.2 Versuchsdurchführung . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 40 4.2.3 Untersuchte Wellrohrgeometrien . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 40 4.3 Messmittel . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 41 4.3.1 Druckmessung . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 41 4.3.2 Temperaturmessung . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 42 4.3.3 Volumenstrommessung . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 42 4.3.4 Wägeeinrichtung . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 42 4.3.5 Supraleitende Füllstandssonde . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 43 4.3.6 Datenaufnahme . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 43 5 Thermohydraulisches Berechnungsmodell 44 5.1 Aufbau . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 44 5.2 Validierung . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 50 5.3 Ergebnisse . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 53 5.3.1 Wärmeeintrag . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 53 5.3.2 Druckverlust . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 55 5.3.3 Transferrate . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 56 6 Ergebnisse der messtechnischen Untersuchung 59 6.1 Wärmeeintrag . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 59 6.2 Druckverlust . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 60 6.3 Austrittsdampfgehalt . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 62 6.4 Transferrate . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 67 6.5 Einkühl- und Aufwärmverhalten . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 70 6.6 Schwingungsneigung der Transferleitung im Stillstand . . . . . . . . . .72 6.6.1 Auftreten thermoakustischer Oszillationen . . . . . . . . . . . . . . 72 6.6.2 Ermittlung des Temperaturprofils . . . . . . . . . . . . . . . . . . 74 6.6.3 Berechnung von Druckamplitude und Frequenz . . . . . . . . . . . 76 6.6.4 Resultierender Wärmeeintrag in den Heliumspeicher . . . . . . . . 79 6.6.5 Dämpfung thermoakustischer Oszillationen . . . . . . . . . . . . . 79 6.7 Reibungsdruckverlust in parallel gewellten Rohren . . . . . . . . . . . . 81 7 Design- und Anwendungsempfehlungen 87 8 Zusammenfassung 91 Literatur 94 Anhang 100 A Messwerte von Druck, Volumenstrom und Massenänderung für HeTra 1 . . 100 B Messwerte von Druck, Volumenstrom und Massenänderung für HeTra 2 . . 101 C Messwerte von Druck, Volumenstrom und Massenänderung für HeTra 3 . . 103 D Messwerte des Kannendrucks für alle untersuchten Transferleitungen . . . 105 E Reibungsbeiwerte der Wellrohre . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 106 F Berechnung des Wärmeeintrags durch thermoakustische Oszillationen . . . 107