Get 20M+ Full-Text Papers For Less Than $1.50/day. Start a 14-Day Trial for You or Your Team.

Learn More →

Preliminary Design and System Considerations for an Active Hybrid Laminar Flow Control System

Preliminary Design and System Considerations for an Active Hybrid Laminar Flow Control System Article  Preliminary Design and System Considerations for an  Active Hybrid Laminar Flow Control System  G. Kalarikovilagam Srinivasan * and Oliver Bertram  German Aerospace Center (DLR), Lilienthalplatz 7, 38108 Braunschweig, Germany; oliver.bertram@dlr.de  *  Correspondence: gopalakrishnan.kalarikovilagam@dlr.de; Tel.: +49‐5312952984  Received: 13 September 2019; Accepted: 26 September 2019; Published: 1 October 2019  Abstract: Hybrid laminar flow control or HLFC design is a complex and multi‐disciplinary process,  which  demands  a  thorough  understanding  of  all  aspects  from  a  global  systems  viewpoint.  The  objective  of  the  paper  is  to  present  a  preliminary  design  of  important  components  of  an  HLFC  system  that  helps  in  quick  assessment  of  conceptual  system  architectures.  This  is  important  to  evaluate  feasibility,  system  performance,  and  overall  aircraft  benefits  at  early  stages  of  system  development.  This  paper  also  discusses  the  various  important  system  requirements  and  issues  concerning the design of active HLFC systems, and the interfaces between various disciplines are  presented. It can be emphasized from the study that the future compressor design for the HLFC  system should consider the thermal management aspects and additional mass flow requirements  from the aerodynamics‐structure design optimization and also from water drain system solutions.  A method to calculate the accumulated water content inside the plenum chambers is presented,  and  the  effect  of  a  drain  hole  on  the  power  consumption  is  studied.  A  low  order  thermal  management study of the HLFC compressor motor shows a high temperature rise in the windings  for very high speed motors for long duration operation and calls for effective cooling solutions.   Keywords: hybrid laminar flow control; suction system; preliminary design; compressor; system  requirements   1. Introduction  The aviation industry contributes a lot to carbon dioxide (CO2) emissions and the research trend  in the 21st century is towards environmentally sustainable aviation. Reducing the drag, and hence  fuel burn, is one of the main objectives to reach the CO2 reduction targets of ACARE’s Horizon 2020  and Flightpath 2050. Besides the environmental benefits, the forecast of increasing fuel prices leads  to the demand for more fuel efficient aircraft to reduce the direct operating costs. Drag reduction can  be achieved by keeping the flow in the boundary layer over the aircraft surfaces (wing, horizontal  tail plane (HTP), vertical tail plane (VTP), engine nacelles, and fuselage) laminar, rather than the  usual  turbulent  boundary  layer  flow  [1].  A  laminar  boundary  layer  flow  has  approximately  ten  times lower friction drag than a turbulent boundary layer flow, and approximately 50% of the total  aircraft drag during cruise comes from friction drag [2]. The techniques to delay the transition from a  laminar  to  a  turbulent  boundary  layer  flow  can  be  separated  into  natural  laminar  flow  (NLF),  laminar flow control (LFC), and hybrid laminar flow control (HLFC), as shown in Figure 1. An NLF  airfoil possesses a favorable pressure gradient in order to delay the transition. The limiting factor is  the sweep angle of the wing, which is usually increased for higher cruise Mach numbers. A higher  swept wing is vulnerable to crossflow instabilities, which cannot be countered by merely influencing  the pressure distribution [1,3]. For conventionally swept wings of high‐speed aircraft, the transition  point  can  be  delayed  by  removing  air  through  boundary  layer  suction  to  damp  aerodynamic  instability  mechanisms  such  as  Tollmien–Schlichting  instability  and  crossflow  instability  [1].  The  LFC technique, in which the air is sucked over the entire wing, has the disadvantages of causing  Aerospace 2019, 6, 109; doi:10.3390/aerospace6100109  www.mdpi.com/journal/aerospace  Aerospace 2019, 6, 109  2  of  30  structural issues when interfering with the wing box and the available space for fuel is reduced due  to the complex and heavy suction system [2].  HLFC  combines  NLF  and  LFC,  by  which  instability  mechanisms  can  be  damped  and  the  transition can be shifted  beyond 50% chord [4]. Furthermore, the suction system complexity and  power consumption are decreased. The HLFC system can either be passive (requiring no continuous  energy input) or active (requiring energy input). It reduces aircraft skin friction drag by boundary  layer suction along the leading edge, and has been investigated in research institutions and industry  since the 1970s [1,5]. The  first commercial  aircraft,  modified with an  HLFC system for  flight test  purposes, was equipped with a heavy suction system to be as flexible as possible [6]. Recent research  papers investigate system benefits for novel HLFC concepts [7,8] for the VTP.  In the context of the European Union (EU) Clean Sky 2 (grant number: 807097–LPA GAM 2018)  project named ECHO (Evaluation of Certified HLFC Elevator in Operation), suction system concepts  for the horizontal tail plane (HTP) of Airbus A350 aircraft have been evaluated. An approach was  developed to evaluate active type suction systems and, also, the various issues associated with it  were discovered.  Though  sizing  methodologies  for  the  preliminary  design  of  the  active  suction  system  were  developed by Pe [9], the focus of optimization lies on single aspects rather than considering a holistic  approach, and also there is a gap in estimating the size and mass of the compressor(s), particularly  for  the  HLFC  system  operating  conditions.  The  knowledge  about  the  approximate  size  of  the  compressor helps in evaluating the feasibility of a concept at an early stage of system development.  So far, no specific challenges related to active HLFC system design is reported in literature. This  paper addresses the gap and presents a way to quickly assess HLFC system concepts and discusses  the important aspects of active HLFC system design.   Section  2  explains  the  suction  system  requirements  and  interfaces  between  the  various  disciplines.  Section  3  presents  the  generalized  description  of  the  HLFC  suction  systems  design  approach.  Section  4  explains  the  special  challenges  related  to  active‐type  suction  systems  with  a  specific case study. Section 5 presents the discussion and conclusion part.  Figure 1. Comparison of NLF, LFC, and HLFC techniques—image adapted from [10].  2. Requirements, Interfaces, and Assessment Method for Active HLFC Suction System  The suction system is the central part of the HLFC system architecture. To achieve suction, a  pressure difference needs to be created between the airfoil surface and the plenum beneath it. The  pressure difference can be established by an active system, e.g., compressors, or by a passive system  which utilizes the natural pressure differences occurring between the airfoil surface and the outlet  position.  The  surface  of  the  suction  areas  must  be  slotted  or  perforated  to  remove  air  from  the    Aerospace 2019, 6, 109  3  of  30  boundary layer (Figure 2). Advanced manufacturing techniques are necessary to create perforations  in a titanium (Ti) sheet and to bond it with the CFRP (carbon fiber reinforced plastic) leading edge  structure.   Figure 2. Example of an HLFC leading edge suction panel.  Some  of  the  important  suction  system  requirements  and  the  interfaces  associated  with  the  system design are described below.  2.1. Suction System Requirements   The  compressor  is  an  important  component  of  the  active‐type  HLFC  system  and  a  proper  configuration that satisfies all the specification requirements needs to be selected. From a systems  point of view, the suction system should satisfy the following basic requirements:   Installation:  o The size of the compressor + motor arrangement should satisfy system spatial requirements.  Space allocation for all suction system equipment needs to be provided.  o Routing of electrical cables should be foreseen.  o External aircraft structural movement shall NOT be affected by installed parts.  o The suction system should comply with RTCA/DO 160 [11].  o The suction system shall cope with hail impact.  o Drainage of fluids shall be ensured.   Performance:  o The selected compressor + motor arrangement should satisfy the mass flow and pressure  ratio requirements.  o The compressor + motor arrangement should possess high efficiency, so as to keep power  off‐takes at a minimum.   o Large rotor length‐to‐diameter ratio is desirable for the electric motor, as it minimizes the  rotor inertia, thus maximizing the motor acceleration.   Operational:  o Abnormal system activities should be detected and indicated.   o Status monitoring information for pre‐flight, in‐flight Go/No‐Go, and diversion decisions.  o The suction system should operate within the aircraft operating envelope.   Safety:  o Dispatchability with a single failure should be possible.  o No  single  failure  shall  lead  to  catastrophic  conditions  (necessary  redundancies  shall  be  considered).  o The HLFC system shall be protected against lightning effects, electro‐magnetic interference  (EMI), high intensity radiated field (HIRF), and electro‐static discharge (ESD).    Aerospace 2019, 6, 109  4  of  30  o The compressor must have cooling, so that the electric and electronic components do not  overheat.  o Compliance with requirements imposed with Particular Risk Analysis (PRA) needs to be  considered.  o Equipment should have good durability.   Thermal Requirements for HLFC System Components  In addition to the above basic requirements, an important factor to be considered in the active  HLFC system design is the thermal management of the components. The HLFC system operates in  cruise conditions continuously for a time range of 6–10 h. The suction system components, namely  the electric compressor  and the power electronic  components, may experience  heating problems.  Such  increase in temperatures has the potential to damage the  components or could cause a fire  scenario.  One  of  the  main  components  that  could  get  overheated  is  the  motor  running  the  compressor. The smaller size of high rotations per minute (RPM) machines (which is also a necessity  for  HLFC  system  with  regard  to  space  allocation)  makes  it  challenging  to  make  a  cooling  arrangement.  Since  the  HLFC  system  operates  at  high  altitudes,  it  is  expected  that  the  outside  temperature  helps  in  cooling  of  the  components.  However,  it  is  important  to  know  that  the  air  density is lower at high altitudes, which makes it very thin and hence convection type cooling may  not  be  very  effective.  Similar  cooling  arrangements  should  also  be  considered  for  the  associated  power electronic components.  2.2. Interfaces in the HLFC System Design and Assessment Method  In  the  design  of  an  HLFC  system,  multiple  disciplines  are  involved,  which  increases  the  challenge to develop a completely optimized system [12]. In the following, the main disciplines and  tasks are presented and their interfaces are outlined. The ALTTA concept (Figure 3) is taken as a  reference HLFC concept, which is also considered for the ECHO project. In this concept, the leading  edge structure has a dual layer, the outer sheet is the micro‐perforated porous surface, and the inner  sheet  consists  of  orifices  for  the  air  to  enter  the  plenum  chamber,  which  is  connected  to  the  compressor  leading  to  the  exhaust.  The  leading  edge  surface  is  separated  into  many  chambers  chordwise with width W and height H.   Aerodynamics: The aerodynamics discipline performs laminar/turbulent transition calculations  to obtain the spanwise and chordwise boundary layer suction speed. Furthermore, this discipline  details a chambering concept (Figure 3). The spanwise and chordwise position of a suction area is  also  defined  through  transition  calculations.  The  main  aerodynamic  inputs  are  the  optimized  parameters such as plenum pressure necessary to maintain suction during the system operation, the  required mass flow, and the relevant operating condition parameters such as design point altitude,  temperature, pressure, etc.  Structure: The structure discipline defines a suitable structural concept in the leading edge. The  wing or tail plane structure has to withstand gust loads, as well as a bird strike impact and hail  strike.  Additional  laminar  requirements  have  to  be  accounted  for,  like  aerodynamic  constraints  regarding  surface  waviness.  A  bonding  concept  for  the  different  components  is  defined,  e.g.,  stringers to the perforated skin. Furthermore, structural concepts for joining the leading edge to the  wing box (chordwise direction), as well as between the leading edge panels (spanwise direction),  have to be designed. It is tried to minimize the weight of the new structural concept in order to  maximize HLFC benefits compared to a turbulent design. The structure’s group provides various  inputs regarding the geometry of the suction system, bonding strategies, and space constraints for  placing the compressor and the peripherals such as electric harness, converters, etc.  Manufacturing: The manufacturing discipline chooses the material and drilling process for the  micro‐perforated surface—the material has to be robust to withstand severe flight conditions (such  as bird/hail strike, icing, impact with foreign objects, etc.) while keeping laminar constraints (hole  geometry  and  surface  quality).  It  details  the  laminar  joint  based  on  trade  studies  with  the    Aerospace 2019, 6, 109  5  of  30  aerodynamics discipline regarding step, gap, and overlap. Additionally, sealing concepts between  the leading edge and the wing box, as well as between individual chambers, are detailed.   Systems: The systems discipline designs and assesses system concepts based on aerodynamic,  structural,  and  operational  constraints.  This  includes  the  design  and  integration  of  the  suction  system  and  other  subsystems,  like  draining  system,  anti‐contamination  system,  or  control  and  monitoring system. Integration studies need to be performed, keeping the safety and reliability of  the various subsystems in the constrained space of the leading edge in mind to comply with relevant  regulatory requirements.  Figure 3. Chamber layout based on ALTTA concept [6].  At  the  conceptual  stage,  several  system  concepts  need  to  be  assessed  for  performance  and  feasibility, as shown in Figure 4. With the relevant inputs from other disciplines, the HLFC system  concepts can be  generated and evaluated. The main calculated parameters are the system power  consumption, system mass, compressor and motor size and mass, as well as the technical feasibility  of  the  architectures.  The  technically  feasible  concepts  can  then  be  selected  by  doing  a  trade‐off  between all the evaluated system concepts, and the overall aircraft benefit assessment can then be  performed  to  estimate  the  drag  reduction,  fuel  estimation,  and  cost  assessment  for  the  overall  system.    Aerospace 2019, 6, 109  6  of  30  Figure 4. HLFC system concepts assessment method.  Figure 5 graphically presents the disciplines and the exchanged information. Black arrows are  one‐way information, like the mass, power, or cost of the system to the overall assessment discipline.  Red arrows show main interdisciplinary iterative processes. Only if all iterative loops are considered  can an overall optimized HLFC system be realized.  Mass/power/cost of system Systems Plenum pressure trade Drag reduction Aerodynamic Suction distribution, Structure plenum pressure, Mass/cost 2 topology outlet condition of structure trade Structure Cost of Rib information Surface Boundary conditions, manu- 3 quality sealing facturing trade Manufacturing Sensitivity drag reduction Sensitivity mass/power Assessment Figure 5. HLFC system interfaces between disciplines.  (1) Plenum pressure trade—between the systems and the aerodynamics disciplines, the effect of  the plenum pressure tolerance has to be evaluated. The effect of a narrower plenum pressure  tolerance has to be compared to the additional system cost.   (2) Structure  topology  trade—between  the  structure  and  the  aerodynamics  disciplines,  the  structural concepts have to be evaluated. The thickness of the stringers is an important factor  for the structural stiffness, as well as for the suction distribution (at structural elements suction  is not possible).   i  Chamber layout trade: A trade‐off should be made between the aerodynamics, structures,  and  manufacturing  disciplines  on  the  chamber  layout  (number  of  chambers,  chamber  width  W,  chamber  height  H).  The  number  of  chambers  should  be  optimized,  both  aerodynamically  and  structurally.  The  parameter  chamber  height  H  affects  the  flow  velocity  𝑣   through the chambers and stress on the leading edge structure. It also has to be  validated for manufacturing feasibility. Finally, a trade‐off is required between the throttle  orifice  diameter  𝑑   and  the  number  of  throttle  orifices  𝑛 .  A  change  in  the  chamber  layout  affects  the  mass  flow  rate,  and  hence  the  system  suction  power.  The  change in mass flow rate after the chamber optimization is given by  𝛥𝑚 .  ii  Rib structure trade: The ribs are necessary to provide strength and support to the leading  edge structure. The choice of the rib structure is a trade between structure, manufacturing,  and systems aspects. Most importantly, the bird strike/foreign object impact is the main  criterion for the rib structure selection. From experiences gained in the Clean Sky 2 ECHO  project, it is seen that the pressure loss due to ribs (∆𝑝 ) is often negligible. Other than the  rib strength, system installation such as routing of electrical harness can be considered as  secondary criteria in rib structure selection. Stress effects of ribs on the perforated surface  need to be assessed from a manufacturing view‐point.  (3) Surface quality trade—trade studies between the manufacturing of the micro‐perforated outer  skin and aerodynamic requirements need to be performed. The hole quality, conicity based on  the  discharge  coefficient  (𝐶 ),  which  is  the  ratio  of  the  actual  discharge  to  the  theoretical  discharge,  and  symmetry  play  an  important  role  in  the  aerodynamic  qualification  of  the  Aerospace 2019, 6, 109  7  of  30  perforated surfaces. Furthermore, requirements for gaps, steps, and overlap need to be traded  between economically viable manufacturing methods and aerodynamic constraints.  3. Active Suction System Preliminary Design Approach  The  suction  system  design  approach  for  an  active  HLFC  system  is  shown  in  Figure  6.  The  starting point is the set of optimized aerodynamic parameters for the suction system, namely the  mass  flow  requirements,  the  pressure  distribution  over  the  wing,  HTP,  or  VTP,  and  the  plenum  chamber  pressures,  along  with  the  input  from  the  structural  discipline  regarding  the  space  constraints.  Figure 6. Suction system preliminary design process.  The pressure losses in the ducts, duct design, suction power and power off‐takes, compressor  design,  and  suction  system  total  mass  are  then  calculated  in  the  system  concept  evaluation  calculations.  With  the  calculated  suction  power  and  power  ratio,  and  for  a  given  mass  flow  requirement (from aerodynamic calculations), a compressor is selected and the mass and size are  estimated. Finally, the design is checked in the digital mock‐up to see if the spatial constraints are  satisfied.  Once  all  of  the  possible  system  concepts  are  evaluated,  the  compressor  specification  document for the most feasible concept is made. For the preliminary design of the compressors, the  outflow/exhaust  position  is  important,  as  it  influences  the  length,  complexity,  and  mass  of  the  ducting and  power  consumption. Some of  the  possibilities for compressor  outflow are discussed  below:    The first possibility for the compressor outflow is letting the exhaust gas escape to the outside  environment. At this outflow position, the static pressure in the duct must be equal to or greater  than the static pressure at the surface to allow the air to flow out of the system.   The second possibility is connecting the compressor outflow to the engine, adding a bit more  thrust to the engines, though this thrust value is very small compared to the jet engines.   The third possibility for using the compressor outflow is to connect the compressor exhaust gas  to the bleed air ducts, which can either be used for environmental control systems or for wing  ice protection systems (WIPS). This possibility of connecting the compressor outflow for usage  in WIPS could be considered for HLFC applications especially in the wing area, as there is a  strong need for icing solutions.   The calculations performed in this paper consider the compressor exhaust gases escape to the  outside environment. Hence, the static pressure  𝑃   near the exhaust port needs to be considered  for the compressor design calculations.   The total system mass of the HLFC system can be estimated as follows:  Aerospace 2019, 6, 109  8  of  30  𝑚 𝑚 𝑚 𝑚 𝑚 𝑚 𝑚   (1) _ _ _ _ where  𝑚 ,  𝑚 ,  𝑚 ,  𝑚 ,  𝑚 ,  𝑚   are  the  mass  of  _ _ _ HLFC  compressor,  mass  of  motor,  mass  of  power  supply  unit/variable  frequency  drive  (VFD)/inverter,  mass  of  electric  harness,  mass  of  transfer  duct,  and  mass  of  exhaust  duct,  respectively.  To  solve  Equation  (1),  it  is  necessary  to  estimate  the  masses  of  HLFC  system  components such as the compressor, motor, electrical harness, power electronics, and the pneumatic  ducts. For mass estimation, it is necessary to evaluate the power consumption of the suction system.  The Nomenclature section explains all the used parameters in the calculations.  3.1. Suction System Power Consumption Estimation  The schematic in Figure 7 explains the various pressure losses occurring in the suction system  and the subsequent calculation of suction power requirements (idealized isentropic flow is assumed  for calculation purpose).   Figure 7. Schematic explaining of pressure losses and suction power estimation.  The pressure drop for an active HLFC system concept mainly occurs in the transfer duct and in  the  exhaust  duct.  The  pressure  in  the  plenum  stays  almost  constant,  while  having  a  negligible  pressure drop due to the presence of ribs. The flow through the ribs can be treated as a flow through  a uniformly distributed barrier [13] and the pressure loss is given by Equation (2).  (2) ∆𝑝 𝜁 𝜌   where  𝑣   is the flow velocity,  𝜌   is the inlet air density, and the resistance coefficient (𝜁 ) is  given by  1 𝑓 𝜁   (3) where 𝑓   is the ratio of the free rib area (𝐹 —where flow can pass through) to the total area at  the rib (𝐹 ).   The air transport from the plenum chamber to the compressor via the transfer duct is associated  with contraction, and hence, contraction pressure loss [13] is given by Equation (4).  Aerospace 2019, 6, 109  9  of  30  𝜌 𝐹 (4) ∆𝑝 𝑣 ∙0.5 ∙1   2 𝐹 where  𝑣   is the flow velocity downstream of the contraction, and  𝐹   and  𝐹   are the cross‐sectional  areas  upstream  and  downstream  of  the  contraction,  respectively.  Another  kind  of  pressure  loss  happens  in  the  transfer  and  exhaust  ducts.  In  order  to  determine  the  pressure  ratio  for  the  compressor, it is important to determine the pressure at the inlet and outlet of the compressor. This  can  be  calculated  only  if  the  pressure  losses  in  both  upstream  and  downstream  conditions  are  known. The losses in the transfer duct can be estimated using Equation (5).  𝑣 𝐿 𝑣 (5) ∆𝑝 𝜁 𝜌 𝜆 𝜌   _ _ _ 2 𝐷 2 where  L  is  the  length  of  the  pipe,  the  pipe  friction  coefficient  𝜆   depends  on  the  ratio  between  the  wall  roughness  k  and  the  product  of  the  diameter  and  the  Reynolds  number.  For  non‐circular components, the hydraulic diameter  𝐷   is  𝐷 , where A is the surface area and U  the wetted perimeter [13].  The compressor inlet pressure can now be computed by subtracting all the pressure losses from  the plenum pressure.  𝑃 𝑃 ∆𝑝 ∆𝑝 ∆𝑝   (6) Once the pressure losses are estimated, the pressure ratio for the compressor can be determined  as the ratio between pressure at the compressor inlet  𝑃   and the pressure at the compressor outlet  𝑃 .  (7) The calculations to determine the compressor outlet conditions are shown in Appendix A. Once  air density at the exhaust duct is known, both the inlet and exhaust tubes can be designed, and the  outlet pressure, and hence the pressure ratio, can be determined. The exhaust duct pressure loss and  the compressor outlet pressure are then given by:  𝐿 𝑣 ∆𝑝 𝜆 𝜌   (8) _ _ 𝐷 2 𝑃 𝑃 ∆𝑝   (9) With the mass flow known (input from aerodynamics) and the pressure ratio determined, the  suction power requirement for isentropic flow can be calculated using Equation (10).  𝑃 𝑚 𝑅𝑇 𝑅𝑃 1   (10) 𝛾 1 The specific energy (𝑌 ) is given by  𝑌 𝑅𝑇 𝑅𝑃 1   (11) 𝛾 1 Therefore, the suction power requirement for isentropic flow can be written as   𝑃 𝑚 𝑌   (12) The power required from the compressor to produce the required suction can be calculated by  dividing the isentropic power by the compressor efficiency [14].  𝑚 𝑌 𝑃   (13) The electrical power required to drive the compressor can be calculated using Equation (14).  𝑃   (14) 𝜂 𝜂 Finally, the power off‐takes (POT) of the HLFC system can be calculated as  𝑃𝑅 Aerospace 2019, 6, 109  10  of  30  𝑃 𝑃 (15) 𝜂 𝜂 𝜂 𝜂 𝜂 𝜂 𝜂 where  𝜂 0.7 , 𝜂 0.95 ,𝜂 0.9 ,𝜂 0.92 ,𝜂 0.95   are, respectively, the efficiencies of  the compressor, variable frequency drive, motor, variable frequency generator, and power line, with  their  values  in  brackets  chosen  for  conservative  estimation  purposes  based  on  industrial  components and inputs from various suppliers.   3.2. Suction System Design and Mass Estimation  For designing the active HLFC suction system, there are two possibilities:   The first possibility is by using an electric compressor driven by a motor.    The  second  possibility  for  an  active  system  is  the  usage  of  exhaust  air  from  the  aircraft’s  environmental control system or the engine bleed air as the motive fluid in a jet pump, also  known as suction nozzle or eductor.   The long duct requirements, low efficiency of a jet pump [15], together with the high drawback  of bleed air off‐takes on the specific fuel consumption (SFC) of the engines might make this approach  unsuitable. Hence, a compressor is chosen as the active component for suction system design.  3.2.1. Compressor Preliminary Design and Mass Estimation   Compressors can be divided into displacement type (e.g., sliding vane piston type compressor,  mechanical  piston  compressor)  and  dynamic  type  (radial  compressor,  axial  compressor),  which  possess a rotor equipped with blades, as shown in Figure 8. Displacement compressors are usually  used  for  low  volumetric  flow  rates  and  relatively  high  compression  ratios,  whereas  dynamic  compressors  are  more  suitable  to  the  current  case  of  higher  volumetric  flow  rates  with  smaller  pressure ratios. Also, it offers design flexibility and low maintenance costs.  The compressor preliminary design includes:  A. The compressor and motor type selection; and  B. Sizing and mass estimation of motors and compressors.  Figure 8. Compressor types.  The Compressor and Motor Type Selection  The selection of a dynamic compressor can be performed using a Cordier diagram [16], and the  preliminary design can be made once the mass flow  𝑚 ,  the pressure ratio  𝑝 ⁄𝑝 , and the spatial  constraints are known. Firstly, using the space constraints from the computer aided design (CAD)  model,  an  initial  design  diameter  d  is  set,  keeping  in  mind  system  considerations  such  as  low  moment of inertia. Using the initial design diameter, the specific diameter  𝛿   [16] can be calculated  using Equation (16).  𝑃𝑂𝑇 Aerospace 2019, 6, 109  11  of  30  2𝑌 √𝜋 (16) 𝛿 𝑑   From the Cordier diagram (Figure 9), the specific speed can be estimated from the calculated  specific diameter. The specific speed  𝜎   is defined as:  𝜎 𝑛 2 √𝜋   (17) 2𝑌 where n is the speed in revolutions per second (RPS).  Figure 9. Cordier diagram showing specific speed vs. specific diameter—image courtesy of [17].  From the obtained specific speed, the type of compressor can be pre‐determined. The limits are  described below:  For, 0.8 <  𝛿   < 2;  𝜎   > 0.8 →  Axial compressor is optimal.  For, 2 <  𝛿   < 4; 0.25 <  𝜎 < 1 →  Diagonal compressor is optimal.  For,  𝛿   > 4; 0.06 <  𝜎 < 0.32 →  Radial compressor is optimal.  Additionally, it is important to know that the selected compressor satisfies all the important  criteria shown in Figure 10.  Figure 10. Compressor selection criteria.  The compressor’s outer structure must not contain certain materials like gold or magnesium,  which  are  prohibited  due  to  material  compatibility,  as  per  manufacturing  standards  for  use  in  aircraft, which needs to be confirmed by the supplier. Compressor cooling is an important issue and  thermal analysis is required to specify the required cooling type. The compressor should possess  good efficiency to limit the power off‐takes and to have maximum aircraft level benefits, namely  Aerospace 2019, 6, 109  12  of  30  drag benefits, reduced fuel consumption, etc. Since some turbo compressors operate at very high  speeds (>100,000 RPM), respective stress effects and rotordynamic analysis need to be analyzed in  order to eliminate any possible excitation of normal structural modes. High durability is desired for  HLFC  compressors,  as  it  is  necessary  to  reduce  maintenance‐related  costs  and  to  ensure  overall  reliability. Finally, to manage installation and spatial constraints, electrical routing and the necessity  for additional equipment for compressor operation are key considerations to be addressed.   Sizing and Mass Estimation of Motors and Compressors  The total length of the electric air compressors used for HLFC is the summation of the axial  length of the compressor part and the motor. For both axial‐ and radial‐type compressors, a motor  space  factor  𝑘   =  1.6  is  set  (which  accounts  for  space  occupied  by  motor  electronics/cooling)  to  conservatively  estimate  the  total  effective  length  of  the  compressor.  Similarly,  the  mass  of  the  compressor is estimated as the summation of the mass of the individual parts of the compressor.  i. Axial Compressor Sizing and Mass Estimation  In axial compressors, the air flow enters the inlet of the compressor along the axis, and exits it in  the  same  way.  It  consists  of  an  inlet  to  take  in  air,  followed  by  the  rotor  and  stator  to  achieve  compression. The stator acts as a guiding vane for the air to follow the correct axial path and to  achieve  optimal  efficiency.  The  schematic  and  cutaway  view  of  an  axial  compressor  is  shown  in  Figure 11a,b, respectively. It consists of a hub as a pathway for the air flow, a shaft connected to the  ends of the rotor blade, and a casing to cover the entire compressor, including the electric motor.  Hence, the total mass of the axial compressor is the sum of the individual component masses and can  be modeled as in Equation (18) [18].  (b)  (a)  Figure  11.  Axial compressor: (a) Schematic  (image courtesy of [18]); (b) cutaway diagram (image  courtesy of SAFRAN Ventilation Systems).  The total mass of an axial compressor is given by the sum of the mass of the axial compressor  and the drive (motor) connected to it:   𝑚 𝑚 𝑚 𝑚 𝑚 𝑚   (18) The total length of a single stage axial compressor can be estimated as:  (19) 𝑙 3.25𝑙 𝑙 𝑘 𝑙 The total length for n stage axial compressor can be approximated as:  (20) 𝑙 2 1.25 ∗ 𝑛 𝑙 𝑛 𝑙 𝑘 𝑙 The detailed algorithm for the preliminary mass and size estimation of axial compressors based  on the work of Teichel et.al. [18] and Dixon [19] is given in Appendix B.  ii. Radial Compressor Size and Mass Estimation  In the case of radial compressors, the airflow enters the impeller inlet along the axis and the  compressed air exits perpendicular to that axis. Radial compressors possess a greater stable area of  operation in off‐design cases than axial compressors. The surge phenomenon, which occurs when  lowering the volumetric flow rate and results in an increasing angle of attack at the inlet, is delayed  Aerospace 2019, 6, 109  13  of  30  in radial compressors due to the additional acceleration of the flow by cause of the centrifugal forces  [20]. Radial compressors possess fewer parts, which makes them cheaper and more robust against  dirt and foreign object damage [21]. The impeller meridional view is shown in Figure 12a [22], where  D1 is inlet vane diameter, b1 is inlet blade width, D2 is impeller exit diameter, b2 is blade width at  the outlet, and Ds is suction diameter.   Much of the mass contribution for the radial compressor is due to the impeller. Hence, the mass  of radial compressor coupled with motor can be modeled as in Equation (21).  𝑚 𝑚 𝑚 𝑚   (21) The total length of the radial compressor can be estimated as:  𝑙 𝑘 𝑙 𝑙   (22) The detailed algorithm for radial compressor sizing and mass estimation is given in Appendix C.   (b)  (a)  Figure  12.  Radial  compressor:  (a)  Schematic  of  impeller  blade  (meridional  view);  (b)  compressor  length.  iii. Motor Selection, Size, and Mass Estimation  A proper motor needs to be selected in order to complete the compressor design process. For  low to medium speed (RPM), the induction motor is preferred. However, at high RPM, there are  problems, due to slip, for the induction machines. High RPM machines are good in terms of space  conservation.  Very  high  RPM  feature  small  compressor  diameters  which  reduce  size  and  mass.  These  are  promising  candidates  (with  further  research  and  adaptation)  for  HLFC  systems  in  the  future. For very high RPM, a permanent magnet synchronous motor (PMSM) is preferred.   In general, from a preliminary design point of view, one can set the limits for drive selection as  given below:  RPM < 50,000–60,000 → Three‐phase induction motor.  RPM > 70,000 → Permanent magnet synchronous motor (PMSM).  The main motor dimensions, the stator core length L, and the stator bore inner diameter  𝐷   and outer diameter  𝐷   can be calculated using the universal design Equation (23) [23].   𝑃𝐴𝑘𝑉 𝐷 𝐿   (23) 𝐶 𝑁 where  𝑃𝐴𝑘𝑉   is the power in kilo volt ampere, given by Equation (24), with the power factor  cos 𝜙   and  𝐶   given by Equation (25).    (24) cos 𝜙 𝑘𝑉𝐴 Aerospace 2019, 6, 109  14  of  30  (25) 𝐶 1.11 ∗ 𝜋 ∗𝐾 ∗𝐵 ∗𝐴 ∗10   𝜋𝐷 𝐿   (26) 2𝑃   (27) 0.25 where    is  the  aspect  ratio  (𝐿𝐷⁄ )  of  the  motor.  The  approximate  motor  weight  can  be  estimated conservatively in terms of electrical power (in kW) given by Equation (14) in Section 3.1 as  follows:  𝑚 𝑃𝑘𝑊 1.2 ⁄ 𝑃 ⁄1.2  (28) 3.2.2. Pneumatic Ducts, Converter, and Electrical Harness Mass Estimation  For  a  design  Mach  number  inside  the  duct  𝑀 ,  air  density  inside  the  duct  𝜌 ,  the  cross‐sectional area of duct can be estimated for the duct mass flow rate  𝑚   as  _ (29) 𝜌 𝑀 where R is the universal gas constant, and T is the temperature of air inside the duct.  𝑀   of 0.2 is  recommended to minimize pressure losses inside the duct. From the calculated cross sectional area  of the duct, with thickness t of 2 mm, the duct inner and outer diameter can be determined using  Equations (30) and (31), respectively.  (30) 𝑑 2 ∗   𝑑 𝑑 𝑡   (31) For a known length  𝑙   and material density  𝜌   of the duct, the mass of both transfer and  exhaust ducts can be estimated as:  𝑚 ∗𝑑 𝑑 ∗𝑙 ∗𝜌 (32) The  converters,  such  as  variable  frequency  drive  (VFD),  for  the  motors  used  in  the  HLFC  system  depend  on  the  rated  power  supply  and  the  electrical  system  architecture.  In  general,  the  mass of inverters in term of the total output power is given by [18].  kg 𝑚 0.035   (33) kW Finally, the mass of electrical harness can be estimated using Equation (34).  𝑚 𝑚 𝑃 𝑙   (34) where  𝑃   is  electrical  power  requirement  in  kW,  𝑙   is  the  estimated  length  of  the  wire  in  meters (m), and  𝑚   is the power specific mass of the wire in (kg/kW‐m). The power specific mass  can be obtained from the literature using standards like MIL‐W‐22759/34 [24].  Once the size and  mass of the components are estimated, the concept could be further checked in the digital mock‐up  (Figure 13) for validation of space constraints.       (b)  (a)  𝛾𝑅𝑇 𝐴𝑅 𝐴𝑅 Aerospace 2019, 6, 109  15  of  30  Figure 13. Components checked for space constraint in the digital mock‐up: (a) Model compressor;  (b) duct layout.  4. Quantitative System Design Case Study with Design Considerations  For the purpose of a quantitative study done as part of the ECHO project, a small leading edge  plenum chamber segment of the A350 HTP with a volume of 0.165 m  was considered, as shown in  Figure  14.  The  design  point  parameters,  such  as  the  plenum  pressure,  required  mass  flow  rate,  temperature, etc., used in the calculations were for 36,000 feet altitude and are shown in Table 1.  Figure 14. Plenum Segment used for case study.  Table 1. Design point parameters for the plenum segment.  Parameters  Estimated Values  Plenum pressure  13,500 Pa  Plenum temperature  240 K  Mass flow requirement  100 g/s  The compressor was placed close to the studied plenum segment with negligibly small transfer  duct  and  an  exhaust  duct  of  length  approximately  0.3  m  was  used,  as  shown  in  the  system  architecture layout in Figure 15. The arrow marks denotes the direction of airflow.  Figure 15. System architecture layout for the studied plenum segment.    Aerospace 2019, 6, 109  16  of  30  For  the  system  architecture  under  design  point  conditions,  the  estimated  suction  power,  compressor mass, and sizing parameters using the design approach specified in Section 3 are shown  in Table 2.   Table 2. Estimated design parameters for compressor.  Parameters  Estimated Values  Type  Radial/Mixed flow  Pressure ratio  1.82  Suction power  6 kW  Mass flow  100 g/s  Estimated speed  100,000 RPM  Estimated weight  8 kg  Estimated length  0.21 m  The estimated power off‐takes and total system mass for the plenum segment were estimated to  be 10 kW and 20 kg, respectively. As per the estimated motor parameters that satisfy the HLFC space  and  mass  flow  requirements,  a  3‐phase,  4‐pole  high‐speed  PMSM  machine  was  designed  using  motoranalysis [25], and the permanent magnet material chosen was Recoma 28 Cobalt magnet. The  motor parameters are shown in Table 3.   Table 3. Design parameters for PMSM.  Parameters  Value  Phases  3  Number of poles  4  Number of slots  36  Stator outer diameter (mm)  188  Axial length (mm)  165  Permanent magnet material  Recoma 28 Cobalt  The  active  suction  system  design  is  faced  with  considerable  challenges  to  reach  higher  technology readiness levels (TRLs). Some of the challenges encountered with possible solutions are  presented here, namely the avoidance of water contamination and the thermal management.   4.1. Water Contamination Avoidance and Its Significance to Suction System Design   Water  pooling  in  the  plenum  should  be  avoided  and  must  be  drained  out  before  or  during  take‐off to avoid freezing at higher altitudes. The water can get accumulated in the plenum, either  due to condensation or water ingress due to rain (Figure 16). It can eventually lead to blockage of  pores of the micro‐perforated surface. Some possible solutions to tackle this problem are:   Purging with pressurized air can eliminate pore blockage due to liquid. In purging operation,  compressed air is used to unclog the pores. The bleed air for such an operation can be supplied  from the engines or through the compressor used for the suction system. The bleed air solution  is more challenging due to complexity, mass, and power cost.    Usage of flapper valves is another possibility to drain water from the plenum. Flapper valves  can move liquid from affected segments to non‐HLFC segments. However, the complexity of  this solution still needs to be assessed.    The pooled water can be removed by compressor suction and relocated to non‐HLFC segments,  but this suction will need additional components and add complexity.    By using a drain hole in a strategically planned location, the water could be drained out.    Aerospace 2019, 6, 109  17  of  30     (a)  (b)  Figure  16.  Leading  edge  (side  view)  showing  liquid  contamination  inside  the  plenum  due  to  (a)  condensation or (b) water ingress.  4.1.1. Water Amount Estimation  It  is  important  to  estimate  the  amount  of  water  accumulated  in  the  plenum,  so  as  to  find  a  solution  for  drainage.  Condensation  takes  place  when  the  relative  humidity  reaches  100%.  So,  depending  on  the  ground  temperature  and  humidity  conditions,  the  condensation  could  occur  either on ground or within few hundred meters after take‐off. The estimation of the amount of water  accumulated due to condensation on ground can be made with the classical physics approach by  assuming ideal gas laws.  The  relative  humidity  𝜙   is  the  ratio  of  the  actual  vapor  pressure  𝑃   to  the  saturated  or  equilibrium vapor pressure  𝑃 .  𝜙   (35) 𝑃 𝑉 𝜙 𝑃 𝑉 𝑚 𝑅 𝑇   (36) where  V  is  the  plenum  volume,  𝑅   is  the  specific  gas  constant  of  water  with  a  value  of  461.51  J/kg/K,  𝑚   is the mass of water vapor in the plenum, and T is the temperature on ground in Kelvin  (K).  The equilibrium water vapor pressure  𝑃   in unit Pascal Pa depends on the temperature and can  roughly be estimated using the empiric Magnus‐formula in the temperature range of  30°C 𝑇 70°C  [26].  (37) 𝑃 611.213 ∗ 𝑒   Here, the unit of temperature T in Equation (37) is degree Celsius (°C). Therefore, for a known  volume V, temperature on ground T, and relative humidity  𝜙   on ground, the mass of water due to  condensation is given by  𝜙𝑃 𝑉 𝑚   (38) 𝑅 𝑇 Another  possibility  for  water  accumulation  is  through  ingression  due  to  rain  𝑚 .  This  quantity needs to be determined through experiments and testing, so the total amount of water in  the plenum in a worst‐case scenario is given by  𝑚 𝑚 𝑚   (39) Considering the case study plenum segment with a volume of 0.165 m , on a hot day with worse  humid conditions of 35 °C with relative humidity of 90%, the mass of water that can get accumulated  due to condensation can be calculated using Equations (37) and (38).  .∗ (40) 𝑃 611.213 ∗ 𝑒 5617 Pa   Aerospace 2019, 6, 109  18  of  30  𝑝 ∙𝑉 𝜙∙ 𝑃 ∙𝑉 0.9 ∙ 5617𝑃𝑎 ∙ 0.165𝑚 𝑚 0.0059kg   (41) 𝑅∙ 𝑇 𝑅∙ 𝑇 461.51 ∙ 308.15𝐾 𝐾 𝑔 ∙𝐾 Hence, for the given plenum volume, the accumulated water due to condensation could be 5.9  g, which is very miniscule, and the drain hole solution could be simple and well suitable for the  present case. However, the amount of water accumulated due to condensation increases with the  volume of the plenum considered. Furthermore, there could be additional accumulation of water  possible due to rain or other factors. It is advised to test with coupons to determine how much water  can enter through the micro‐perforations over a given period of time under rainy conditions.  4.1.2. Water Drain Hole Effects Analysis  One way of eliminating the water in the plenum is with the help of an open drain hole, placed  in the area where water pooling is more likely. This solution could be feasible for HTP and wing  areas, for the VTP gravity helps in draining out accumulated water.  A negative effect of the drain hole during cruise is the additional air mass flow  𝛥𝑚   (see  Figure  17a)  due  to  air  leakage,  created  during  HLFC  system  operation  as  a  result  of  the  differential pressure between the leading edge (LE) surface and the plenum. This additional mass  flow can be calculated as follows:  ⁄ ⁄ 𝑃 𝑃 𝛾 2 𝑃 (42) 𝛥𝑚 𝐴 𝐶   𝛾 1 𝑅 𝑃 𝑃 where  𝑃   is the plenum pressure,  𝑇   is the surface temperature,  𝑃   is the surface pressure close to  the drain hole,  𝐴   is the hole area,  𝐶   is the discharge coefficient, R is the specific gas constant for  air, and γ is the ratio of specific heats.  (a)  (b)  Figure 17. Plenum with drain hole: (a) Schematic with parameters; (b) graphical representation.  For the preliminary design of the compressor, the two important parameters are the mass flow  rate and the pressure ratio. As seen earlier, the mass flow in the plenum  𝑚   is the calculation  result from the aerodynamics domain. However, the final total mass flow rate for the compressor  also depends on other factors, namely the mass flow increase due to the water drainage solution  𝛥𝑚   and  the  increased  or  decreased  mass  flow  rate  due  to  chamber  optimization  𝛥𝑚 . In addition, there will be further mass flow value changes due to uncertainties such as  manufacturing tolerances, surface imperfections, etc. that may arise. To account for this, a third term  𝛥𝑚   is introduced in Equation (43), which can be approximated as given in Equation (44)  where a factor of safety (FS) of 2 is introduced to have a more optimistic mass flow value. Hence, the  total optimized mass flow at the compressor inlet is given by Equation (43).  𝑚 𝑚 Δ𝑚 Δ𝑚 Δ𝑚    (43) _ _ Δ𝑚 𝐹𝑆 ∗ maxΔ 𝑚 ,Δ𝑚    (44) Aerospace 2019, 6, 109  19  of  30  The above equations hint to the fact that the HLFC suction system design is interlinked with  many disciplines and subsystems, the final mass flow depends on the system solution chosen for  water drainage, and the aerodynamic structures optimization on chamber design.  For  a  drain  hole  located  on  the  lower  surface  of  the  leading  edge  (in  the  studied  plenum  segment), a sensitivity study was conducted to see the effect of the hole diameter on the mass flow  influx and on the suction power increment due to the added mass flow.   For a chosen leading edge surface pressure of 16,000 Pa and a plenum pressure at design flight  point (36.000 feet), the results can be seen in Figure 18. As the drain hole diameter increases, there is  large influx of additional mass flow; this increases the work load of the compressor, and hence, the  system suction power requirement increases considerably. In order to minimize mass flow influx, a  drain  hole  diameter  of  up  to  8–10  mm  could  be  considered,  so  that  a  large  change  in  power  consumption could be avoided. Testing of the drain hole solution to check for effective draining of  water from the plenum is necessary in order to compare it with other solutions for drainage.      (b)  (a)  Figure 18. Drain hole size sensitivity with (a) mass flow or (b) power consumption.  4.2. Thermal Management of Motor  The  compressor  and  the  associated  power  electronic  components  are  expected  to  overheat  when  operated  for  a  longer  duration,  and  hence,  proper  thermal  management  is  necessary.  The  alternating  current  (AC)  motor  driving  the  suction  system  compressor  is  bound  to  overheat.  It  consists of two parts, namely the stationary part called the stator and the rotational part called the  rotor.  For  the  motor,  the  losses  generated  are  dissipated  into  heat,  and  the  two  main  losses  concerning the electrical machine are:    Copper loss or winding loss  𝑃 : This loss is caused by the winding resistance. In general, it can  be mathematically expressed as  𝑖 .𝑅 𝑇 , where i is the rated current and R(𝑇 ) is the winding  resistance at temperature measured at temperature  𝑇 .   Iron core loss  𝑃 : This loss occurs in the magnetic material of the motor and consists of two  types:  o Eddy current loss: In the alternating current (AC) machines, currents get induced in the  stator  due  to  the  rotating  magnetic  field  according  to  Faraday’s  law,  and  this  induced  current (also called eddy currents) dissipates into heat [27].   o Hysteresis loss: This loss occurs due to the interaction of the changing magnetic fields with  the stator iron core, which is subjected to magnetization and demagnetization.  Currently,  research  is  being  made  in  reducing  machine  losses,  which  contribute  to  heat  generation  and  also  to  the  cooling  aspects  [28,29].  In  order  to  study  the  temperature  rise  in  the  windings and core, a low order thermal analysis method, as shown in Figure 19, was used.   Aerospace 2019, 6, 109  20  of  30  Figure 19. Thermal analysis method used for the permanent magnet synchronous motor.  Initially, a motor was designed using the software called motoranalysis [25], which allows to  select the stator and rotor diameter, the length, the number of slots, and the type of winding used.  Once the stator and the rotor were designed, mesh could be generated in the windings and in the  air‐gap  for  performing  a  magnetostatic  analysis.  The  results  obtained  after  the  magnetostatic  analysis  include  the  flux  density  distribution  in  the  windings  and  the  air‐gap,  the  current  and  voltage distribution, the torque, and the generated losses.   The  generated  loss  values  were  used  in  the  lower  order  Modelica  thermal  model.  Since  the  HLFC is supposed to operate continuously in cruise, both the winding and core loss values were fed  to the heat flow component in Modelica during the desired time duration. The winding losses were  corrected according to the temperature. The heat dissipation to the environment was modeled as the  thermal conductance between the windings and the core, heat storage in windings, as well as core as  a heat/thermal capacitor element and convection due to the external environment (due to prevailing  ambient temperature). The intention of the performed study was to see the temperature rise in the  core and windings for long duration operation in given ambient conditions. The value of the thermal  capacitances for the winding and the core were computed based on the steady state thermal network  [30] and the datasheet thermal resistance values for industrial electric motors [31].   A  thermal  analysis  was  performed  for  the  compressor  designed  for  the  studied  plenum  segment. The PMSM machine was analyzed for 100,000 RPM for both ground operation and high  altitude operation, and the results are shown in Figure 20a,b, respectively.      (a)  (b)  Figure 20. Temperature rise in 100,000 RPM PMSM machine for (a) ground operation and (b) high  altitude operation.    Aerospace 2019, 6, 109  21  of  30  The  supply  (rated)  current  to  the  motor  was  chosen  from  the  datasheet  [32]  provided  by  commercial turbo‐compressor suppliers. The current supply was limited and a  high voltage was  supplied through an inverter. This led to a decrease in copper loss in the stator windings, but due to  high RPM, the core loss increased considerably. For ground operations, an ambient temperature of  298 K was assumed and for high altitude operation, ambient temperature of 240 K was assumed for  simulation.  Since  the  HLFC  system  operates  for  longer  duration  continuously  during  cruise,  the  simulation time was set to 6 h or 21,600 s, and the core and winding temperature rise was measured.   It can be seen from the study that, in ground operation, the temperature exceeds 400 K (125 °C),  while for high altitudes operation, the ambient temperature helps in cooling of the motor, but still  has  the  potential  to  exceed  360  K.  It  can  be  concluded  that  for  very  high  RPM  machines,  the  temperature  rise  will  be  very  high  and  to  prevent  overheating  of  windings,  a  proper  cooling  arrangement such as forced convection or liquid‐based cooling needs to be considered. Also, the  overheating of the core will cause demagnetization of the permanent magnet (PM), hence a proper  core with high Curie temperatures [33] should be chosen for electrical machine design for HLFC  compressors.   Additionally,  the  viscous  friction  in  the  air‐gap  between  the  stator  and  rotor  increases  considerably  at  high  speeds,  and  there  is  a  potential  for  heat  generation  due  to  high  rotation  in  compressor parts as well; hence, these aspects needs to be considered for future study. A complete  multi‐physics analysis using finite element method (FEM) is suggested for compressor designers in  order to model the complete thermal behavior of the compressors during HLFC operation.  5. Discussion and Conclusions  This paper presented a generalized approach for the preliminary design of an HLFC system  intended for conceptual studies. The method can be applied for evaluation of different HLFC system  architectures and for concept feasibility checks. The compressor design approach gives mass and  dimensions as outputs with good approximations. However, the final estimated values also depend  on  the  material  chosen  for  various  parts  of  the  compressors.  It  is  advised  to  refer  to  the  current  trends in the industry for proper material selection, so that the error margin is minimal.   This paper also discussed the various challenges associated with the HLFC system design in  Section  4,  which  need  to  be  considered  for  a  preliminary  design  and  also  for  overall  system  development. The important points to be considered in the HLFC suction system design and from  the various studies conducted are summarized below:   While assessing the concepts, it is also important to consider solutions for other system issues,  such as water drain from the plenum and optimized chamber layout for suction in the leading  edge.  These  aspects  result  in  additional  mass  flow  into  the  plenum,  hence  the  compressor  preliminary design process should consider these issues as well. A simple drain hole solution is  proposed  in  the  paper;  however,  to  check  for  the  effectiveness  of  this  solution,  it  should  be  tested in a ground‐based demonstrator.   Thermal management and fire protection  of the suction system components is an  important  safety  and  certification  requirement,  and  hence  need  to  be  considered  in  the  early  stages  of  system  development.  Proper  cooling  solutions  need  to  be  identified  for  the  HLFC  system  components. It is advisable to perform multi‐physics thermal simulation of the compressor and  to test the complete HLFC suction system in a demonstrator in simulated flight conditions to  check for functionality and effectiveness of the proposed cooling solution.  The following points need to be considered for evaluation of HLFC concepts:   The exact location of the compressor exhaust in the aircraft should be known prior to concept  assessment. Based on the location, the outflow pressure will be different and cause considerable  changes in mass and power consumption. The location should be optimized in synergy with  other involved disciplines. It is suggested that the location of the exhaust should be chosen so as  to  not  cause  any  considerable  flow  changes  over  the  airfoil,  and  the  blow  from  the  exhaust  should not induce a humid atmosphere in the vicinity and affect nearby systems.    Aerospace 2019, 6, 109  22  of  30   The design of an HLFC system on a wing should be performed in coordination with the wing  ice  protection  system  (WIPS)  and  structural  design,  so  that  the  optimal  location  for  suction  system concepts and the compressor exhaust can be allocated.    All potential concepts should be simultaneously checked in the digital mock‐up to ascertain if it  is feasible in the early stages. This saves developmental costs. It is also necessary to consider the  manufacturing feasibility of the proposed concept, and the same should be discussed with the  suppliers.  The  HLFC  system  design  calls  for  many  innovations  to  improve  the  overall  technology  readiness levels (TRL) of the system. Some future research aspects are proposed:   High efficient compressors are required for HLFC, especially in low Reynolds number flows,  since they are operated at very high altitudes.    The motor needs to be durable and should not get overheated, and require simple, innovative,  and cost‐effective cooling solutions.   The PMSM motors need to use quality permanent magnets with high Curie temperature, with  less  probability  for  demagnetization;  hence,  proper  materials  need  to  be  selected  and  researched for such magnets to be used for HLFC applications.  Author  Contributions:  “conceptualization,  G.K.Srinivasan;  methodology,  G.  Kalarikovilagam  Srinivasan.;  software,  G.  Kalarikovilagam  Srinivasan.;  validation,  G.  Kalarikovilagam  Srinivasan  and  O.Bertram.  formal  analysis, G. Kalarikovilagam Srinivasan; investigation, G. Kalarikovilagam Srinivasan; writing—original draft  preparation, G. Kalarikovilagam Srinivasan; writing—review and editing, G. Kalarikovilagam Srinivasan and  Oliver Bertram; supervision, O.Bertram.; project administration, O.Bertram.; funding acquisition, O.Bertram.”  Funding: This research received funding from the Clean Sky 2 Joint Undertaking under the European Union’s  Horizon 2020 research and innovation programme under grant agreement number: 807097—LPA GAM 2018.   Acknowledgments: The authors would like to acknowledge the research funding provided by the European  Union Clean Sky 2 Joint Undertaking, technical support given by Aernnova Aerospace, Spain, and compressor  manufacturers: Fischer Spindle, Herzogenbuchsee, Switzerland; SAFRAN, France.   Conflicts of Interest: The authors declare no conflicts of interest.   Nomenclature  A  Surface area (m )  Ampere conductor per meter of the armature periphery  𝐴   𝐴   Compressor inlet area  AR  Aspect ratio of the axial compressor  Aspect ratio of the motor  Vane inlet width for radial compressor (m)  𝑏   Vane outlet width for radial compressor (m)  𝑏   Average value of flux density in the airgap (Wb/m )  𝐵   Discharge coefficient (ratio of actual discharge to theoretical discharge)  𝐶   Vane inlet diameter of radial compressor (m)  𝐷   Impeller exit diameter (m)  𝐷   Hydraulic diameter (m)  𝐷   Armature diameter or stator bore inner diameter (m)  𝐷   Maximum diameter of the axial or radial compressor (m)  𝐷   Minimum diameter of the axial compressor (m)  𝐷   Stator bore outer diameter (m)  𝐷   Cross sectional area (m )  𝐹   𝐴𝑅 Aerospace 2019, 6, 109  23  of  30  𝐹   Free surface area of the ribs (m ) 𝐹 Total surface area of the ribs (m )  Height of stator and rotor blade of axial compressor (m)  h   Motor space factor   k   𝑘   Shaft power factor (N/W)  Winding factor  K   Stator core length (m)  𝐿   𝑙   Length (m)  m  Mass (kg)  m   Mass flow (g/s)  Synchronous speed in RPS  𝑁   P  Number of poles of the motor  𝑃   Compressor power (kW)  Drive/electrical power (kW)  𝑃   𝑃   Dynamic pressure at compressor outlet (Pa)  Isentropic suction power (kW)  𝑃   Pressure at compressor inlet (Pa)  𝑃   Pressure at compressor outlet (Pa)  𝑃   Static pressure near exhaust port (Pa)  𝑃   Outlet Static pressure (Pa)  R  Specific gas constant for dry air (J/kg/K)  T  Temperature (K)  u  Circumferential velocity of axial compressor rotor (m/s)  Velocity of the air in the duct (m/s)  𝑣   Axial velocity component of the axial compressor (m/s)  𝑣   𝑉   Volumetric flow rate (m /s)  Specific energy (J/kg)  𝑌   Power factor—ratio of real power (kW) to the absorbed power (kVA)  𝑐𝑜𝑠 𝜙   Pressure loss due to contraction (Pa)  ∆𝑝 Pressure loss due to ribs (Pa)  ∆𝑝 Pressure loss due to ducts (Pa)  ∆𝑝 Ratio of specific heats  γ  δ  Specific diameter  ε  Clearance factor  Resistance coefficient of the duct  𝜁   Resistance coefficient of the ribs  𝜁   Duct/pipe friction coefficient  𝜆   Efficiency  𝜂        φ  Relative humidity  Flow coefficient  𝜑   Density of air (kg/m )  𝜌   σ  Specific speed  Aerospace 2019, 6, 109  24  of  30  𝜓   Pressure coefficient  τ  Thickness (m)  Subscript  0  Condition before contraction  1  Condition after contraction  a  Axial velocity component  axial  Axial compressor  axial_gap  Axial gap (distance between stator and rotor in axial compressor)  blade  Blade of axial compressor stator and rotor  casing  Casing of the compressor (axial or radial)  exhaust  Condition in the exhaust duct  hub  Hub of axial compressor  impeller  Impeller of radial compressor  in  Inlet conditions  motor  Motor part of the compressor  out  Outlet conditions  plenum  Condition in the plenum  radial  Radial compressor  rad_axial  Axial length of radial compressor  rotor  Rotor of the axial compressor  shaft  Shaft of the axial compressor  stator  Stator of the axial compressor  transfer  Condition in the transfer duct  Appendix A  Compressor Outlet Conditions Estimation  Input parameters to design axial compressor:   Pressure at compressor inlet  𝑃    Inlet air density  𝜌    Inlet temperature  𝑇    Flow velocity/velocity of air at the inlet duct  𝑣    Surface pressure near the chosen exhaust port (from aerodynamic results)  With the following assumptions, the pressure at the compressor outlet is estimated:   The Mach number for the duct is reduced to 0.2 (critical Mach number) for reducing power  consumption and to limit the velocity of air inside duct.   The density at the exhaust duct is unknown, so with an assumed pressure ratio (aPR), several  iterations are performed to estimate the density of air in the exhaust duct.  Assuming isentropic relations, estimation of air density at the exhaust duct can be done by the  following algorithm:  Step 1: Start with an assumed pressure ratio (aPR).  Step 2: Calculate the outlet static pressure using aPR:  𝑃 𝑃 ∗𝑎𝑅𝑃 (A1) Aerospace 2019, 6, 109  25  of  30  Step 3: Calculate the dynamic pressure at outlet using the inlet duct air density:  (A2) 𝑃 𝜌 Step 4: Calculate the total outlet pressure:  𝑃 𝑃 𝑃 _ _ (A3) Step 5: Calculate the new air density for the calculated total pressure using isentropic relations:  (A4) 𝜌 𝜌 ∗ Step 6: Calculate the new velocity of flow at the outlet for Ma = 0.2:  𝑣 𝑀 (A5) 𝑅𝑇 where   (A6) 𝑇 𝑇 ∗ 𝑅 Step 7: Calculate new dynamic pressure (𝑃 ) on the exhaust duct based on new density  __ 𝜌   according to Equation (A2).  Step 8: Calculate new total pressure 𝑃  =  𝑃   +  𝑃 .  _ _ __ Step 9: Calculate difference: Δ𝑃 =  𝑃  −  𝑃 .  −5 Step 10: Repeat steps 1 to 9 until Δ𝑃  < 1 × 10 .  After obtaining outlet/exhaust duct density iteratively, use it for system design calculations.  Appendix B  Axial Compressor Size and Mass Estimation  Input parameters to design axial compressor:   Inlet air density  𝜌    Outlet/Exit air density  𝜌    Mass flow rate requirements through the duct  𝑚    Estimated rotational speed in revolutions per minute N   Pressure Ratio (PR)—estimated based on the pressure loss calculation   The density value of the various compressor parts depends on the material chosen  Algorithm for axial compressor mass and size estimation based on [18,19]:  Step 1: Set the maximum diameter  𝐷   of the compressor as per the spatial constraints from  CAD data.  Step 2: Estimate the hub diameter or minimum diameter  𝐷 :  compressor inlet area calculation:  The mass flow rate equation relates to compressor inlet area and axial velocity as in Equation (A7),  𝑚 𝜌 𝐴 𝑣   (A7) where  𝑚   is the mass flow at the compressor inlet, so compressor inlet area  𝐴   is given by:  𝑚 𝑉 (A8) 𝜌 𝑣 𝑣 flow coefficient  𝜑 :  𝑣 𝑣 𝑣 𝜑   𝑁 𝑁 (A9) 𝜋 𝜋 𝐷 𝐷 0.5 60 60 𝑎𝑃 Aerospace 2019, 6, 109  26  of  30  For  𝜑 0.5   for preliminary design [18,19].  (A10)  𝐴 𝐷 𝐷 Calculation of minimum diameter:  Solve cubic equation for calculation of minimum diameter  𝐷 .  (A11) 𝐷 𝐷 𝐷 𝐷 𝐷 𝐷 = 0 Step 3: Determine blade height  ℎ :  𝐷 𝐷 (A12)  ℎ   Step 4: Calculate mass of blade:  Assuming an Aspect ratio: AR = 1:    (A13)  Cross‐sectional area of the blade is:  (A14)  𝐴 𝜏   where,  𝜏   is the thickness of the blade which can be approximated as 0.1𝑙   Mass of stator and rotor blades: (product of volume and density of blade)  𝑚 𝑚 𝑚   (A15)  _ _ Blade Count for stator and rotor:  𝜋𝐷 𝑡𝑛 (A16)  𝑖𝑡𝑐ℎ 𝑐ℎ𝑜𝑟𝑑 𝑙 Typical value for pitch to chord ratio is 0.8 for transonic machines [18,19], therefore:  𝜋 𝐷 𝐷 𝑛𝑜𝑒𝑢𝑡𝐶 (A17)  0.8 𝑙 2 Therefore, for n stage machine, the total mass of blades can be approximated as:  𝑚 𝑛 2 𝑑𝑒𝐶𝑜𝑢𝑛𝑡𝐵𝑙𝑎 𝐴 ℎ 𝜌   (A18)  Step 5: Estimate length of the compressor:  (A19)  𝑙 𝑙 𝑙 𝑙 𝑙 𝑙 𝑘 𝑙 Assumption and typical values [18]:  𝑙 𝑙 𝑙 ; 𝑙 0.25 𝑙 (A20)  Therefore,  (A21)  𝑙 3.25𝑙 𝑙 𝑘 𝑙 Where 𝑙 ,  𝑙   are the chord length of rotor and stator, respectively.  For an n stage compressor, Equation (A21) can be approximated as:  𝑙 2 1.25 ∗ 𝑛 𝑙 𝑛 𝑙 𝑘 𝑙 (A22)  𝐵𝑙𝑎𝑑 𝐵𝑙𝑎𝑑𝑒𝐶𝑜𝑢 𝐴𝑅 Aerospace 2019, 6, 109  27  of  30  Step 5: Calculation of mass of casing:  Assumption: Thickness of casing  𝜏   is 10 mm:  𝑚 𝜋 𝐷 ε 𝜏 𝑙 𝜌 (A23) where ε is clearance factor (ε ≈ 5 to 10 mm).  Step 6: Calculate mass of shaft:  Assumption for shaft diameter:  𝐷   (A24)  (A25)  𝑚 𝐷 𝑙 𝜌 Step 7: Calculate mass of Hub:  The hub encloses two annular volumes, one near the inlet, and the other near the outlet.  Hub volume near inlet:  𝑉 𝐷 𝐷 𝑙 (A26)  Hub volume near outlet:  𝐷 𝐷 𝑙 (A27)  where  (A28)  𝐷 4/π*(𝐴 +𝐷 ); 𝐴 𝑉 ⁄𝑣 _ _ _ Mass of hub:  𝑚 𝑉 𝑉 𝜌   (A29) _ _ Step 8: Calculate mass of axial compressor:  𝑚 𝑚 𝑚 𝑚 𝑚 𝑚   (A30)  Appendix C  Radial Compressor Size and Mass Estimation  Input parameters to preliminary radial compressor design:   Inlet air density  𝜌    Outlet/Exit air density  𝜌    Mass flow rate requirements through the duct  𝑚    Estimated rotational speed in revolutions per minute N   Pressure Ratio (PR)—estimated based on the pressure loss calculation   The density value of the various parts of compressor depends on the material chosen   Volumetric efficiency   n—angular velocity in rotations per second (1/s)   Y—Specific energy transfer (J/kg)   𝜓 —Pressure coefficient   𝜑 —flow co‐efficient   Sigma—specific speed  Aerospace 2019, 6, 109  28  of  30   Beta1—Impeller blade angle at inlet  o Optimal is 30° [22]   Beta2—Impeller blade angle at outlet [22]  o = 30° when z = 12  o = 45° to 60°, when z = 16  o = 70° to 90°, when z = 17 to 20  Algorithm for axial compressor mass and size estimation based on [22]:  Step  1:  Calculate  impeller  exit  diameter  𝐷   (Set  maximum  possible  diameter  from  geometric  constraints—CAD data):  0.45 𝑌 𝐷   (A31)  𝑛 𝜓 where pressure coefficient  𝜓   is given by:  157.8 (A32)  𝜓   𝜎 𝛿 Step 2: Calculate Flow co‐efficient  𝜑 :  4𝑉 𝜑   (A33)  𝐷 𝜋 𝑛 where  𝑉   is volumetric flow rate at inlet given by (𝑚 𝜌 ).  Step 3: Calculate vane inlet diameter  𝐷 :  𝐷 1.3 𝜑 𝐷   (A34)  Step 4: Calculate vane inlet width  𝑏 :  (A35)  𝑏   4.4~5.9 Step 5: Calculate axial length and total length of radial compressor  𝑙 :  The axial length of the radial compressor in terms of  𝐷   can be approximated as in Equation (A36).  0.45 to 0.5   (A36)  The total length of the radial compressor is given by:  𝑙 𝑘 𝑙 𝑙   (A37)  Step 6: Calculate mass of casing  𝑚 :  𝑚 𝜋𝐷 𝜏 𝑙 𝜌   (A38)  where  𝐷   is  chosen  as  the  𝐷   +  ε,  where  ε  is  clearance  factor  (ε ≈  5  to  10  mm),  used  for  conservatively estimating the maximum diameter occupied by the compressor.   Step 7: Calculate number of impeller blades:  The number of blades  𝑧   is given by [22]:  𝐷 𝐷 𝛽 𝛽 𝑧 𝑘 sin   (A39)  𝐷 𝐷 2 where  𝑘   is a function of blade thickness and is in the range: 6.5 ≤  𝑘  ≤ 8.  Step 8: Calculate mass of impeller  𝑚 , which can be approximated as:  𝑚 𝐷 𝑙 𝜌   (A40) Step 9: Calculate mass of radial compressor  𝑚 :  Aerospace 2019, 6, 109  29  of  30  𝑚 𝑚 𝑚 𝑚   (A41) References  1. Krishnan, K.S.G.; Bertram, O.; Seibel, O. Review of hybrid laminar flow control systems. Prog. Aerosp. Sci.  2017, 93, 24–52, doi:10.1016/j.paerosci.2017.05.005.  2. Robert, J.P. Drag Reduction: An Industrial Challenge; Agard Report 786 Special Course on Skin Friction Drag  Reduction: Neuilly Sur Seine; Airbus Industrie Blagnac: Blagnac, France, 1992.   3. Joslin, R.D. Overview of Laminar Flow Control; NASA/TP‐1998‐208705; NASA: Hampton, VA, USA, 1998.  4. Young, T.M. Investigations into the Operational Effectiveness of Hybrid Laminar Flow Control Aircraft.  Ph.D. Thesis, School of Engineering, Cranfield University, Cranfield, UK, 2002.  5. Boeing  Inc.  Hybrid Laminar Flow Control  Study Final Technical Report;  NASA  Contractor  Report  165930;  NASA: Hampton, VA, USA, 1982.  6. Schrauf, G.; Horstmann, K.H. Simplified Hybrid Laminar Flow Control. In Proceedings of the European  Congress on Computational Methods on Applied Sciences and Engineering (ECCOMAS 2004), Jyväskylä,  Finland, 24–28 July 2004.  7. Krishnan, K.S.G.; Bertram, O. Assessment of a Chamberless Active Hybrid Laminar Flow Control System  for the Vertical Tail Plane of a Mid‐Range Transport Aircraft. In Proceedings of the Deutscher Luft‐ und  Raumfahrtkongress (DLRK 2017), Munich, Germany, 5–7 September 2017.  8. Jabbal, M.; Everett, S.; Krishnan, K.S.G.; Raghu, S. A Comparative Study of Hybrid Flow Control System  Architectures  for  an  A320  Aircraft.  In  Proceedings  of  the  8th  AIAA  Flow  Control  Conference,  AIAA  AVIATION Forum, (AIAA 2016‐3928), Washington, DC, USA, 13–17 June 2016.  9. Pe, T.; Thielecke, F. Synthesis and Topology Study of HLFC System Architectures in Preliminary Aircraft  Design. In Proceedings of the 3rd CEAS Air&Space Conference, Venice, Italy, 24–28 October 2011; pp.  1460–1471.  10. Pe,  T.;  Thielecke,  F.  Methodik  zur  Leistungsabschätzung  von  HLFC‐Absaugsystemen  im  Flugzeugvorentwurf. In Proceedings of the Deutscher Luft‐ und Raumfahrtkongress (DLRK), Hamburg,  Germany, 31 August–2 September 2010.  11. RTCA/DO‐160G. Environmental Conditions and Test Procedures for Airborne Equipment; Section 8, Vibrations;  RTCA, Inc.: Washington, DC, USA, 2010.  12. Henke,  R.  A320  HLF  Fin  Flight  Tests  Completed.  Air  Space  1999,  1,  76–79,  doi:10.1016/S1290‐0958(99)80019‐7.  13. Idelchik, I.E. Handbook of Hydraulic Resistance, 3rd ed.; CRC Press: Boca Raton, FL, USA, 1996.  14. Bohl, W.; Elmendorf, W. Strömungsmaschinen 1—Aufbau und Wirkweise; Vogel Business Media: Würzburg,  Germany, 2013.  15. Bornholdt,  R.;  Pe,  T.;  Thielecke,  F.  Modellierung  und  Simulation  eines  Absaugsystems  für  ein  Seitenleitwerk  mit  hybrider  Laminarisierung.  In  Proceedings  of  the  Deutscher  Luft‐  und  Raumfahrtkongress (DLRK), Hamburg, Germany, 31 August–2 September 2010.  16. Cordier, O. Ähnlichkeitsbedingungen für Strömungsmaschinen; Brennstoff, Wärme, Kraft (BWK): Düsseldorf,  Germany, 1953; Volume 5, pp. 337–340.  17. Epple, P.; Durst, F.; Delgado, A. A theoretical derivation of the Cordier diagram for turbomachines. Proc.  Inst. Mech. Eng. Part C J. Mech. Eng. Sci. 2011, 225, 354, doi:10.1243/09544062JMES2285.  18. Teichel,  S.H.;  Dörbaum,  M.;  Misir,  O.;  Merkert,  A.;  Mertens,  A.;  Seume,  J.R.;  Ponick,  B.  Design  considerations for the components of electrically powered active high‐lift systems in civil aircraft. CEAS  Aeronaut. J. 2015, 6, 49–67, doi:10.1007/s13272‐014‐0124‐1.  19. Dixon,  S.L.;  Hall,  C.A.  Fluid  Mechanics  and  Thermodynamics  of  Turbomachinery;  Butterworth‐Heinemann/Elsevier: Amsterdam, The Netherlands, 2010.  20. Menny,  K.  Strömungsmaschinen:  Hydraulische  und  Thermische  Kraft‐  und  Arbeitsmaschinen;  B.G.  Teubner  Verlag: Wiesbaden, Germany, 2006.  21. Andrich,  B.  Flugzeugstrahltriebwerke;  Lecture  Notes;  Hamburg  University  of  Technology:  Hamburg,  Germany, 2012.  22. Wulff,  D.;  Kosyna,  G.  HIGHER‐LE  Workshop  “Auslegung  von  Radialverdichtern”;  Technische  Universität  Braunschweig: Braunschweig, Germany, 2009.  23. Müller, G.; Vogt, K.; Ponick, B. Berechnung elektrischer Maschinen; Wiley‐VCH: New York, NY, USA, 2008.  Aerospace 2019, 6, 109  30  of  30  24. Wiremasters.  Available  online:  https://www.wiremasters.net/products/grid?category=m22759‐34  (accessed on 13 August 2019).  25. Motoranalysis. Available online: http://motoranalysis.com/ (accessed on 13 August 2019).  26. Hakenesch,  P.R.  Technische  Thermodynamik;  Lecture  Notes;  Version  2.1;  Munich  University  of  Applied  Sciences: Munich, Germany, 2010.  27. Sarma,  M.  Electric  Machines:  Steady‐State  Theory  and  Dynamic  Performance,  2nd  ed.;  West  Publishing  Company: St. Paul, MN, USA, 1994.  28. Hong, D.K.; Woo, B.‐C.; Lee, J.Y.; Koo, D.H. Ultra high speed motor supported by air foil bearings for air  blower cooling fuel cells. IEEE Trans. Magn. 2012, 48, 871–874, doi:10.1109/TMAG.2011.2174209.  29. Tosetti,  M.;  Maggiore,  P.;  Cavagnino,  A.;  Vaschetto,  S.  Conjugate  heat  transfer  analysis  of  integrated  brushless  generators  for  more  electric  engines.  In  Proceedings  of  the  2013  IEEE  Energy  Conversion  Congress  and  Exposition,  Denver,  CO,  USA,  15–19  September  2013;  pp.  1518–1525,  doi:10.1109/ECCE.2013.6646885.  30. Rajput, N.M. Thermal Modeling of PMSM and Inverter. Master’s Thesis, Georgia Institute of Technology,  Atlanta, GA, USA, May 2016.  31. Parker  Hannafin  Corporation,  GVM210‐150P6  Datasheet.  Available  online:  https://www.parker.com/parkerimages/Market‐Tech/Market‐Tech%20Home/Hybrid%20Electric%20Vehi cles/Literature/GVM210‐050%20Brochure.pdf (accessed on 13 August 2019).  32. Datasheet for EMTC 120k Compressor; Fischer Spindle: Herzogenbuchsee, Switzerland, 2019.  33. Bianchi, N.; Bolognani, S.; Luise, F. Potentials and limits of highspeed PM motors. IEEE Trans. Ind. Appl.  2004, 40, 1570–1578, doi:10.1109/TIA.2004.836173.  © 2019 by the authors. Licensee MDPI, Basel, Switzerland. This article is an open access  article distributed under the terms and conditions of the Creative Commons Attribution  (CC BY) license (http://creativecommons.org/licenses/by/4.0/).  http://www.deepdyve.com/assets/images/DeepDyve-Logo-lg.png Aerospace Multidisciplinary Digital Publishing Institute

Preliminary Design and System Considerations for an Active Hybrid Laminar Flow Control System

Kalarikovilagam Srinivasan, G.; Bertram, Oliver
Aerospace , Volume 6 (10) – Oct 1, 2019
Download PDF
30 pages

Loading next page...
 
/lp/multidisciplinary-digital-publishing-institute/preliminary-design-and-system-considerations-for-an-active-hybrid-bwlE02IgYn

References (32)

Publisher
Multidisciplinary Digital Publishing Institute
Copyright
© 1996-2019 MDPI (Basel, Switzerland) unless otherwise stated Terms and Conditions Privacy Policy
ISSN
2226-4310
DOI
10.3390/aerospace6100109
Publisher site
See Article on Publisher Site

Abstract

Article  Preliminary Design and System Considerations for an  Active Hybrid Laminar Flow Control System  G. Kalarikovilagam Srinivasan * and Oliver Bertram  German Aerospace Center (DLR), Lilienthalplatz 7, 38108 Braunschweig, Germany; oliver.bertram@dlr.de  *  Correspondence: gopalakrishnan.kalarikovilagam@dlr.de; Tel.: +49‐5312952984  Received: 13 September 2019; Accepted: 26 September 2019; Published: 1 October 2019  Abstract: Hybrid laminar flow control or HLFC design is a complex and multi‐disciplinary process,  which  demands  a  thorough  understanding  of  all  aspects  from  a  global  systems  viewpoint.  The  objective  of  the  paper  is  to  present  a  preliminary  design  of  important  components  of  an  HLFC  system  that  helps  in  quick  assessment  of  conceptual  system  architectures.  This  is  important  to  evaluate  feasibility,  system  performance,  and  overall  aircraft  benefits  at  early  stages  of  system  development.  This  paper  also  discusses  the  various  important  system  requirements  and  issues  concerning the design of active HLFC systems, and the interfaces between various disciplines are  presented. It can be emphasized from the study that the future compressor design for the HLFC  system should consider the thermal management aspects and additional mass flow requirements  from the aerodynamics‐structure design optimization and also from water drain system solutions.  A method to calculate the accumulated water content inside the plenum chambers is presented,  and  the  effect  of  a  drain  hole  on  the  power  consumption  is  studied.  A  low  order  thermal  management study of the HLFC compressor motor shows a high temperature rise in the windings  for very high speed motors for long duration operation and calls for effective cooling solutions.   Keywords: hybrid laminar flow control; suction system; preliminary design; compressor; system  requirements   1. Introduction  The aviation industry contributes a lot to carbon dioxide (CO2) emissions and the research trend  in the 21st century is towards environmentally sustainable aviation. Reducing the drag, and hence  fuel burn, is one of the main objectives to reach the CO2 reduction targets of ACARE’s Horizon 2020  and Flightpath 2050. Besides the environmental benefits, the forecast of increasing fuel prices leads  to the demand for more fuel efficient aircraft to reduce the direct operating costs. Drag reduction can  be achieved by keeping the flow in the boundary layer over the aircraft surfaces (wing, horizontal  tail plane (HTP), vertical tail plane (VTP), engine nacelles, and fuselage) laminar, rather than the  usual  turbulent  boundary  layer  flow  [1].  A  laminar  boundary  layer  flow  has  approximately  ten  times lower friction drag than a turbulent boundary layer flow, and approximately 50% of the total  aircraft drag during cruise comes from friction drag [2]. The techniques to delay the transition from a  laminar  to  a  turbulent  boundary  layer  flow  can  be  separated  into  natural  laminar  flow  (NLF),  laminar flow control (LFC), and hybrid laminar flow control (HLFC), as shown in Figure 1. An NLF  airfoil possesses a favorable pressure gradient in order to delay the transition. The limiting factor is  the sweep angle of the wing, which is usually increased for higher cruise Mach numbers. A higher  swept wing is vulnerable to crossflow instabilities, which cannot be countered by merely influencing  the pressure distribution [1,3]. For conventionally swept wings of high‐speed aircraft, the transition  point  can  be  delayed  by  removing  air  through  boundary  layer  suction  to  damp  aerodynamic  instability  mechanisms  such  as  Tollmien–Schlichting  instability  and  crossflow  instability  [1].  The  LFC technique, in which the air is sucked over the entire wing, has the disadvantages of causing  Aerospace 2019, 6, 109; doi:10.3390/aerospace6100109  www.mdpi.com/journal/aerospace  Aerospace 2019, 6, 109  2  of  30  structural issues when interfering with the wing box and the available space for fuel is reduced due  to the complex and heavy suction system [2].  HLFC  combines  NLF  and  LFC,  by  which  instability  mechanisms  can  be  damped  and  the  transition can be shifted  beyond 50% chord [4]. Furthermore, the suction system complexity and  power consumption are decreased. The HLFC system can either be passive (requiring no continuous  energy input) or active (requiring energy input). It reduces aircraft skin friction drag by boundary  layer suction along the leading edge, and has been investigated in research institutions and industry  since the 1970s [1,5]. The  first commercial  aircraft,  modified with an  HLFC system for  flight test  purposes, was equipped with a heavy suction system to be as flexible as possible [6]. Recent research  papers investigate system benefits for novel HLFC concepts [7,8] for the VTP.  In the context of the European Union (EU) Clean Sky 2 (grant number: 807097–LPA GAM 2018)  project named ECHO (Evaluation of Certified HLFC Elevator in Operation), suction system concepts  for the horizontal tail plane (HTP) of Airbus A350 aircraft have been evaluated. An approach was  developed to evaluate active type suction systems and, also, the various issues associated with it  were discovered.  Though  sizing  methodologies  for  the  preliminary  design  of  the  active  suction  system  were  developed by Pe [9], the focus of optimization lies on single aspects rather than considering a holistic  approach, and also there is a gap in estimating the size and mass of the compressor(s), particularly  for  the  HLFC  system  operating  conditions.  The  knowledge  about  the  approximate  size  of  the  compressor helps in evaluating the feasibility of a concept at an early stage of system development.  So far, no specific challenges related to active HLFC system design is reported in literature. This  paper addresses the gap and presents a way to quickly assess HLFC system concepts and discusses  the important aspects of active HLFC system design.   Section  2  explains  the  suction  system  requirements  and  interfaces  between  the  various  disciplines.  Section  3  presents  the  generalized  description  of  the  HLFC  suction  systems  design  approach.  Section  4  explains  the  special  challenges  related  to  active‐type  suction  systems  with  a  specific case study. Section 5 presents the discussion and conclusion part.  Figure 1. Comparison of NLF, LFC, and HLFC techniques—image adapted from [10].  2. Requirements, Interfaces, and Assessment Method for Active HLFC Suction System  The suction system is the central part of the HLFC system architecture. To achieve suction, a  pressure difference needs to be created between the airfoil surface and the plenum beneath it. The  pressure difference can be established by an active system, e.g., compressors, or by a passive system  which utilizes the natural pressure differences occurring between the airfoil surface and the outlet  position.  The  surface  of  the  suction  areas  must  be  slotted  or  perforated  to  remove  air  from  the    Aerospace 2019, 6, 109  3  of  30  boundary layer (Figure 2). Advanced manufacturing techniques are necessary to create perforations  in a titanium (Ti) sheet and to bond it with the CFRP (carbon fiber reinforced plastic) leading edge  structure.   Figure 2. Example of an HLFC leading edge suction panel.  Some  of  the  important  suction  system  requirements  and  the  interfaces  associated  with  the  system design are described below.  2.1. Suction System Requirements   The  compressor  is  an  important  component  of  the  active‐type  HLFC  system  and  a  proper  configuration that satisfies all the specification requirements needs to be selected. From a systems  point of view, the suction system should satisfy the following basic requirements:   Installation:  o The size of the compressor + motor arrangement should satisfy system spatial requirements.  Space allocation for all suction system equipment needs to be provided.  o Routing of electrical cables should be foreseen.  o External aircraft structural movement shall NOT be affected by installed parts.  o The suction system should comply with RTCA/DO 160 [11].  o The suction system shall cope with hail impact.  o Drainage of fluids shall be ensured.   Performance:  o The selected compressor + motor arrangement should satisfy the mass flow and pressure  ratio requirements.  o The compressor + motor arrangement should possess high efficiency, so as to keep power  off‐takes at a minimum.   o Large rotor length‐to‐diameter ratio is desirable for the electric motor, as it minimizes the  rotor inertia, thus maximizing the motor acceleration.   Operational:  o Abnormal system activities should be detected and indicated.   o Status monitoring information for pre‐flight, in‐flight Go/No‐Go, and diversion decisions.  o The suction system should operate within the aircraft operating envelope.   Safety:  o Dispatchability with a single failure should be possible.  o No  single  failure  shall  lead  to  catastrophic  conditions  (necessary  redundancies  shall  be  considered).  o The HLFC system shall be protected against lightning effects, electro‐magnetic interference  (EMI), high intensity radiated field (HIRF), and electro‐static discharge (ESD).    Aerospace 2019, 6, 109  4  of  30  o The compressor must have cooling, so that the electric and electronic components do not  overheat.  o Compliance with requirements imposed with Particular Risk Analysis (PRA) needs to be  considered.  o Equipment should have good durability.   Thermal Requirements for HLFC System Components  In addition to the above basic requirements, an important factor to be considered in the active  HLFC system design is the thermal management of the components. The HLFC system operates in  cruise conditions continuously for a time range of 6–10 h. The suction system components, namely  the electric compressor  and the power electronic  components, may experience  heating problems.  Such  increase in temperatures has the potential to damage the  components or could cause a fire  scenario.  One  of  the  main  components  that  could  get  overheated  is  the  motor  running  the  compressor. The smaller size of high rotations per minute (RPM) machines (which is also a necessity  for  HLFC  system  with  regard  to  space  allocation)  makes  it  challenging  to  make  a  cooling  arrangement.  Since  the  HLFC  system  operates  at  high  altitudes,  it  is  expected  that  the  outside  temperature  helps  in  cooling  of  the  components.  However,  it  is  important  to  know  that  the  air  density is lower at high altitudes, which makes it very thin and hence convection type cooling may  not  be  very  effective.  Similar  cooling  arrangements  should  also  be  considered  for  the  associated  power electronic components.  2.2. Interfaces in the HLFC System Design and Assessment Method  In  the  design  of  an  HLFC  system,  multiple  disciplines  are  involved,  which  increases  the  challenge to develop a completely optimized system [12]. In the following, the main disciplines and  tasks are presented and their interfaces are outlined. The ALTTA concept (Figure 3) is taken as a  reference HLFC concept, which is also considered for the ECHO project. In this concept, the leading  edge structure has a dual layer, the outer sheet is the micro‐perforated porous surface, and the inner  sheet  consists  of  orifices  for  the  air  to  enter  the  plenum  chamber,  which  is  connected  to  the  compressor  leading  to  the  exhaust.  The  leading  edge  surface  is  separated  into  many  chambers  chordwise with width W and height H.   Aerodynamics: The aerodynamics discipline performs laminar/turbulent transition calculations  to obtain the spanwise and chordwise boundary layer suction speed. Furthermore, this discipline  details a chambering concept (Figure 3). The spanwise and chordwise position of a suction area is  also  defined  through  transition  calculations.  The  main  aerodynamic  inputs  are  the  optimized  parameters such as plenum pressure necessary to maintain suction during the system operation, the  required mass flow, and the relevant operating condition parameters such as design point altitude,  temperature, pressure, etc.  Structure: The structure discipline defines a suitable structural concept in the leading edge. The  wing or tail plane structure has to withstand gust loads, as well as a bird strike impact and hail  strike.  Additional  laminar  requirements  have  to  be  accounted  for,  like  aerodynamic  constraints  regarding  surface  waviness.  A  bonding  concept  for  the  different  components  is  defined,  e.g.,  stringers to the perforated skin. Furthermore, structural concepts for joining the leading edge to the  wing box (chordwise direction), as well as between the leading edge panels (spanwise direction),  have to be designed. It is tried to minimize the weight of the new structural concept in order to  maximize HLFC benefits compared to a turbulent design. The structure’s group provides various  inputs regarding the geometry of the suction system, bonding strategies, and space constraints for  placing the compressor and the peripherals such as electric harness, converters, etc.  Manufacturing: The manufacturing discipline chooses the material and drilling process for the  micro‐perforated surface—the material has to be robust to withstand severe flight conditions (such  as bird/hail strike, icing, impact with foreign objects, etc.) while keeping laminar constraints (hole  geometry  and  surface  quality).  It  details  the  laminar  joint  based  on  trade  studies  with  the    Aerospace 2019, 6, 109  5  of  30  aerodynamics discipline regarding step, gap, and overlap. Additionally, sealing concepts between  the leading edge and the wing box, as well as between individual chambers, are detailed.   Systems: The systems discipline designs and assesses system concepts based on aerodynamic,  structural,  and  operational  constraints.  This  includes  the  design  and  integration  of  the  suction  system  and  other  subsystems,  like  draining  system,  anti‐contamination  system,  or  control  and  monitoring system. Integration studies need to be performed, keeping the safety and reliability of  the various subsystems in the constrained space of the leading edge in mind to comply with relevant  regulatory requirements.  Figure 3. Chamber layout based on ALTTA concept [6].  At  the  conceptual  stage,  several  system  concepts  need  to  be  assessed  for  performance  and  feasibility, as shown in Figure 4. With the relevant inputs from other disciplines, the HLFC system  concepts can be  generated and evaluated. The main calculated parameters are the system power  consumption, system mass, compressor and motor size and mass, as well as the technical feasibility  of  the  architectures.  The  technically  feasible  concepts  can  then  be  selected  by  doing  a  trade‐off  between all the evaluated system concepts, and the overall aircraft benefit assessment can then be  performed  to  estimate  the  drag  reduction,  fuel  estimation,  and  cost  assessment  for  the  overall  system.    Aerospace 2019, 6, 109  6  of  30  Figure 4. HLFC system concepts assessment method.  Figure 5 graphically presents the disciplines and the exchanged information. Black arrows are  one‐way information, like the mass, power, or cost of the system to the overall assessment discipline.  Red arrows show main interdisciplinary iterative processes. Only if all iterative loops are considered  can an overall optimized HLFC system be realized.  Mass/power/cost of system Systems Plenum pressure trade Drag reduction Aerodynamic Suction distribution, Structure plenum pressure, Mass/cost 2 topology outlet condition of structure trade Structure Cost of Rib information Surface Boundary conditions, manu- 3 quality sealing facturing trade Manufacturing Sensitivity drag reduction Sensitivity mass/power Assessment Figure 5. HLFC system interfaces between disciplines.  (1) Plenum pressure trade—between the systems and the aerodynamics disciplines, the effect of  the plenum pressure tolerance has to be evaluated. The effect of a narrower plenum pressure  tolerance has to be compared to the additional system cost.   (2) Structure  topology  trade—between  the  structure  and  the  aerodynamics  disciplines,  the  structural concepts have to be evaluated. The thickness of the stringers is an important factor  for the structural stiffness, as well as for the suction distribution (at structural elements suction  is not possible).   i  Chamber layout trade: A trade‐off should be made between the aerodynamics, structures,  and  manufacturing  disciplines  on  the  chamber  layout  (number  of  chambers,  chamber  width  W,  chamber  height  H).  The  number  of  chambers  should  be  optimized,  both  aerodynamically  and  structurally.  The  parameter  chamber  height  H  affects  the  flow  velocity  𝑣   through the chambers and stress on the leading edge structure. It also has to be  validated for manufacturing feasibility. Finally, a trade‐off is required between the throttle  orifice  diameter  𝑑   and  the  number  of  throttle  orifices  𝑛 .  A  change  in  the  chamber  layout  affects  the  mass  flow  rate,  and  hence  the  system  suction  power.  The  change in mass flow rate after the chamber optimization is given by  𝛥𝑚 .  ii  Rib structure trade: The ribs are necessary to provide strength and support to the leading  edge structure. The choice of the rib structure is a trade between structure, manufacturing,  and systems aspects. Most importantly, the bird strike/foreign object impact is the main  criterion for the rib structure selection. From experiences gained in the Clean Sky 2 ECHO  project, it is seen that the pressure loss due to ribs (∆𝑝 ) is often negligible. Other than the  rib strength, system installation such as routing of electrical harness can be considered as  secondary criteria in rib structure selection. Stress effects of ribs on the perforated surface  need to be assessed from a manufacturing view‐point.  (3) Surface quality trade—trade studies between the manufacturing of the micro‐perforated outer  skin and aerodynamic requirements need to be performed. The hole quality, conicity based on  the  discharge  coefficient  (𝐶 ),  which  is  the  ratio  of  the  actual  discharge  to  the  theoretical  discharge,  and  symmetry  play  an  important  role  in  the  aerodynamic  qualification  of  the  Aerospace 2019, 6, 109  7  of  30  perforated surfaces. Furthermore, requirements for gaps, steps, and overlap need to be traded  between economically viable manufacturing methods and aerodynamic constraints.  3. Active Suction System Preliminary Design Approach  The  suction  system  design  approach  for  an  active  HLFC  system  is  shown  in  Figure  6.  The  starting point is the set of optimized aerodynamic parameters for the suction system, namely the  mass  flow  requirements,  the  pressure  distribution  over  the  wing,  HTP,  or  VTP,  and  the  plenum  chamber  pressures,  along  with  the  input  from  the  structural  discipline  regarding  the  space  constraints.  Figure 6. Suction system preliminary design process.  The pressure losses in the ducts, duct design, suction power and power off‐takes, compressor  design,  and  suction  system  total  mass  are  then  calculated  in  the  system  concept  evaluation  calculations.  With  the  calculated  suction  power  and  power  ratio,  and  for  a  given  mass  flow  requirement (from aerodynamic calculations), a compressor is selected and the mass and size are  estimated. Finally, the design is checked in the digital mock‐up to see if the spatial constraints are  satisfied.  Once  all  of  the  possible  system  concepts  are  evaluated,  the  compressor  specification  document for the most feasible concept is made. For the preliminary design of the compressors, the  outflow/exhaust  position  is  important,  as  it  influences  the  length,  complexity,  and  mass  of  the  ducting and  power  consumption. Some of  the  possibilities for compressor  outflow are discussed  below:    The first possibility for the compressor outflow is letting the exhaust gas escape to the outside  environment. At this outflow position, the static pressure in the duct must be equal to or greater  than the static pressure at the surface to allow the air to flow out of the system.   The second possibility is connecting the compressor outflow to the engine, adding a bit more  thrust to the engines, though this thrust value is very small compared to the jet engines.   The third possibility for using the compressor outflow is to connect the compressor exhaust gas  to the bleed air ducts, which can either be used for environmental control systems or for wing  ice protection systems (WIPS). This possibility of connecting the compressor outflow for usage  in WIPS could be considered for HLFC applications especially in the wing area, as there is a  strong need for icing solutions.   The calculations performed in this paper consider the compressor exhaust gases escape to the  outside environment. Hence, the static pressure  𝑃   near the exhaust port needs to be considered  for the compressor design calculations.   The total system mass of the HLFC system can be estimated as follows:  Aerospace 2019, 6, 109  8  of  30  𝑚 𝑚 𝑚 𝑚 𝑚 𝑚 𝑚   (1) _ _ _ _ where  𝑚 ,  𝑚 ,  𝑚 ,  𝑚 ,  𝑚 ,  𝑚   are  the  mass  of  _ _ _ HLFC  compressor,  mass  of  motor,  mass  of  power  supply  unit/variable  frequency  drive  (VFD)/inverter,  mass  of  electric  harness,  mass  of  transfer  duct,  and  mass  of  exhaust  duct,  respectively.  To  solve  Equation  (1),  it  is  necessary  to  estimate  the  masses  of  HLFC  system  components such as the compressor, motor, electrical harness, power electronics, and the pneumatic  ducts. For mass estimation, it is necessary to evaluate the power consumption of the suction system.  The Nomenclature section explains all the used parameters in the calculations.  3.1. Suction System Power Consumption Estimation  The schematic in Figure 7 explains the various pressure losses occurring in the suction system  and the subsequent calculation of suction power requirements (idealized isentropic flow is assumed  for calculation purpose).   Figure 7. Schematic explaining of pressure losses and suction power estimation.  The pressure drop for an active HLFC system concept mainly occurs in the transfer duct and in  the  exhaust  duct.  The  pressure  in  the  plenum  stays  almost  constant,  while  having  a  negligible  pressure drop due to the presence of ribs. The flow through the ribs can be treated as a flow through  a uniformly distributed barrier [13] and the pressure loss is given by Equation (2).  (2) ∆𝑝 𝜁 𝜌   where  𝑣   is the flow velocity,  𝜌   is the inlet air density, and the resistance coefficient (𝜁 ) is  given by  1 𝑓 𝜁   (3) where 𝑓   is the ratio of the free rib area (𝐹 —where flow can pass through) to the total area at  the rib (𝐹 ).   The air transport from the plenum chamber to the compressor via the transfer duct is associated  with contraction, and hence, contraction pressure loss [13] is given by Equation (4).  Aerospace 2019, 6, 109  9  of  30  𝜌 𝐹 (4) ∆𝑝 𝑣 ∙0.5 ∙1   2 𝐹 where  𝑣   is the flow velocity downstream of the contraction, and  𝐹   and  𝐹   are the cross‐sectional  areas  upstream  and  downstream  of  the  contraction,  respectively.  Another  kind  of  pressure  loss  happens  in  the  transfer  and  exhaust  ducts.  In  order  to  determine  the  pressure  ratio  for  the  compressor, it is important to determine the pressure at the inlet and outlet of the compressor. This  can  be  calculated  only  if  the  pressure  losses  in  both  upstream  and  downstream  conditions  are  known. The losses in the transfer duct can be estimated using Equation (5).  𝑣 𝐿 𝑣 (5) ∆𝑝 𝜁 𝜌 𝜆 𝜌   _ _ _ 2 𝐷 2 where  L  is  the  length  of  the  pipe,  the  pipe  friction  coefficient  𝜆   depends  on  the  ratio  between  the  wall  roughness  k  and  the  product  of  the  diameter  and  the  Reynolds  number.  For  non‐circular components, the hydraulic diameter  𝐷   is  𝐷 , where A is the surface area and U  the wetted perimeter [13].  The compressor inlet pressure can now be computed by subtracting all the pressure losses from  the plenum pressure.  𝑃 𝑃 ∆𝑝 ∆𝑝 ∆𝑝   (6) Once the pressure losses are estimated, the pressure ratio for the compressor can be determined  as the ratio between pressure at the compressor inlet  𝑃   and the pressure at the compressor outlet  𝑃 .  (7) The calculations to determine the compressor outlet conditions are shown in Appendix A. Once  air density at the exhaust duct is known, both the inlet and exhaust tubes can be designed, and the  outlet pressure, and hence the pressure ratio, can be determined. The exhaust duct pressure loss and  the compressor outlet pressure are then given by:  𝐿 𝑣 ∆𝑝 𝜆 𝜌   (8) _ _ 𝐷 2 𝑃 𝑃 ∆𝑝   (9) With the mass flow known (input from aerodynamics) and the pressure ratio determined, the  suction power requirement for isentropic flow can be calculated using Equation (10).  𝑃 𝑚 𝑅𝑇 𝑅𝑃 1   (10) 𝛾 1 The specific energy (𝑌 ) is given by  𝑌 𝑅𝑇 𝑅𝑃 1   (11) 𝛾 1 Therefore, the suction power requirement for isentropic flow can be written as   𝑃 𝑚 𝑌   (12) The power required from the compressor to produce the required suction can be calculated by  dividing the isentropic power by the compressor efficiency [14].  𝑚 𝑌 𝑃   (13) The electrical power required to drive the compressor can be calculated using Equation (14).  𝑃   (14) 𝜂 𝜂 Finally, the power off‐takes (POT) of the HLFC system can be calculated as  𝑃𝑅 Aerospace 2019, 6, 109  10  of  30  𝑃 𝑃 (15) 𝜂 𝜂 𝜂 𝜂 𝜂 𝜂 𝜂 where  𝜂 0.7 , 𝜂 0.95 ,𝜂 0.9 ,𝜂 0.92 ,𝜂 0.95   are, respectively, the efficiencies of  the compressor, variable frequency drive, motor, variable frequency generator, and power line, with  their  values  in  brackets  chosen  for  conservative  estimation  purposes  based  on  industrial  components and inputs from various suppliers.   3.2. Suction System Design and Mass Estimation  For designing the active HLFC suction system, there are two possibilities:   The first possibility is by using an electric compressor driven by a motor.    The  second  possibility  for  an  active  system  is  the  usage  of  exhaust  air  from  the  aircraft’s  environmental control system or the engine bleed air as the motive fluid in a jet pump, also  known as suction nozzle or eductor.   The long duct requirements, low efficiency of a jet pump [15], together with the high drawback  of bleed air off‐takes on the specific fuel consumption (SFC) of the engines might make this approach  unsuitable. Hence, a compressor is chosen as the active component for suction system design.  3.2.1. Compressor Preliminary Design and Mass Estimation   Compressors can be divided into displacement type (e.g., sliding vane piston type compressor,  mechanical  piston  compressor)  and  dynamic  type  (radial  compressor,  axial  compressor),  which  possess a rotor equipped with blades, as shown in Figure 8. Displacement compressors are usually  used  for  low  volumetric  flow  rates  and  relatively  high  compression  ratios,  whereas  dynamic  compressors  are  more  suitable  to  the  current  case  of  higher  volumetric  flow  rates  with  smaller  pressure ratios. Also, it offers design flexibility and low maintenance costs.  The compressor preliminary design includes:  A. The compressor and motor type selection; and  B. Sizing and mass estimation of motors and compressors.  Figure 8. Compressor types.  The Compressor and Motor Type Selection  The selection of a dynamic compressor can be performed using a Cordier diagram [16], and the  preliminary design can be made once the mass flow  𝑚 ,  the pressure ratio  𝑝 ⁄𝑝 , and the spatial  constraints are known. Firstly, using the space constraints from the computer aided design (CAD)  model,  an  initial  design  diameter  d  is  set,  keeping  in  mind  system  considerations  such  as  low  moment of inertia. Using the initial design diameter, the specific diameter  𝛿   [16] can be calculated  using Equation (16).  𝑃𝑂𝑇 Aerospace 2019, 6, 109  11  of  30  2𝑌 √𝜋 (16) 𝛿 𝑑   From the Cordier diagram (Figure 9), the specific speed can be estimated from the calculated  specific diameter. The specific speed  𝜎   is defined as:  𝜎 𝑛 2 √𝜋   (17) 2𝑌 where n is the speed in revolutions per second (RPS).  Figure 9. Cordier diagram showing specific speed vs. specific diameter—image courtesy of [17].  From the obtained specific speed, the type of compressor can be pre‐determined. The limits are  described below:  For, 0.8 <  𝛿   < 2;  𝜎   > 0.8 →  Axial compressor is optimal.  For, 2 <  𝛿   < 4; 0.25 <  𝜎 < 1 →  Diagonal compressor is optimal.  For,  𝛿   > 4; 0.06 <  𝜎 < 0.32 →  Radial compressor is optimal.  Additionally, it is important to know that the selected compressor satisfies all the important  criteria shown in Figure 10.  Figure 10. Compressor selection criteria.  The compressor’s outer structure must not contain certain materials like gold or magnesium,  which  are  prohibited  due  to  material  compatibility,  as  per  manufacturing  standards  for  use  in  aircraft, which needs to be confirmed by the supplier. Compressor cooling is an important issue and  thermal analysis is required to specify the required cooling type. The compressor should possess  good efficiency to limit the power off‐takes and to have maximum aircraft level benefits, namely  Aerospace 2019, 6, 109  12  of  30  drag benefits, reduced fuel consumption, etc. Since some turbo compressors operate at very high  speeds (>100,000 RPM), respective stress effects and rotordynamic analysis need to be analyzed in  order to eliminate any possible excitation of normal structural modes. High durability is desired for  HLFC  compressors,  as  it  is  necessary  to  reduce  maintenance‐related  costs  and  to  ensure  overall  reliability. Finally, to manage installation and spatial constraints, electrical routing and the necessity  for additional equipment for compressor operation are key considerations to be addressed.   Sizing and Mass Estimation of Motors and Compressors  The total length of the electric air compressors used for HLFC is the summation of the axial  length of the compressor part and the motor. For both axial‐ and radial‐type compressors, a motor  space  factor  𝑘   =  1.6  is  set  (which  accounts  for  space  occupied  by  motor  electronics/cooling)  to  conservatively  estimate  the  total  effective  length  of  the  compressor.  Similarly,  the  mass  of  the  compressor is estimated as the summation of the mass of the individual parts of the compressor.  i. Axial Compressor Sizing and Mass Estimation  In axial compressors, the air flow enters the inlet of the compressor along the axis, and exits it in  the  same  way.  It  consists  of  an  inlet  to  take  in  air,  followed  by  the  rotor  and  stator  to  achieve  compression. The stator acts as a guiding vane for the air to follow the correct axial path and to  achieve  optimal  efficiency.  The  schematic  and  cutaway  view  of  an  axial  compressor  is  shown  in  Figure 11a,b, respectively. It consists of a hub as a pathway for the air flow, a shaft connected to the  ends of the rotor blade, and a casing to cover the entire compressor, including the electric motor.  Hence, the total mass of the axial compressor is the sum of the individual component masses and can  be modeled as in Equation (18) [18].  (b)  (a)  Figure  11.  Axial compressor: (a) Schematic  (image courtesy of [18]); (b) cutaway diagram (image  courtesy of SAFRAN Ventilation Systems).  The total mass of an axial compressor is given by the sum of the mass of the axial compressor  and the drive (motor) connected to it:   𝑚 𝑚 𝑚 𝑚 𝑚 𝑚   (18) The total length of a single stage axial compressor can be estimated as:  (19) 𝑙 3.25𝑙 𝑙 𝑘 𝑙 The total length for n stage axial compressor can be approximated as:  (20) 𝑙 2 1.25 ∗ 𝑛 𝑙 𝑛 𝑙 𝑘 𝑙 The detailed algorithm for the preliminary mass and size estimation of axial compressors based  on the work of Teichel et.al. [18] and Dixon [19] is given in Appendix B.  ii. Radial Compressor Size and Mass Estimation  In the case of radial compressors, the airflow enters the impeller inlet along the axis and the  compressed air exits perpendicular to that axis. Radial compressors possess a greater stable area of  operation in off‐design cases than axial compressors. The surge phenomenon, which occurs when  lowering the volumetric flow rate and results in an increasing angle of attack at the inlet, is delayed  Aerospace 2019, 6, 109  13  of  30  in radial compressors due to the additional acceleration of the flow by cause of the centrifugal forces  [20]. Radial compressors possess fewer parts, which makes them cheaper and more robust against  dirt and foreign object damage [21]. The impeller meridional view is shown in Figure 12a [22], where  D1 is inlet vane diameter, b1 is inlet blade width, D2 is impeller exit diameter, b2 is blade width at  the outlet, and Ds is suction diameter.   Much of the mass contribution for the radial compressor is due to the impeller. Hence, the mass  of radial compressor coupled with motor can be modeled as in Equation (21).  𝑚 𝑚 𝑚 𝑚   (21) The total length of the radial compressor can be estimated as:  𝑙 𝑘 𝑙 𝑙   (22) The detailed algorithm for radial compressor sizing and mass estimation is given in Appendix C.   (b)  (a)  Figure  12.  Radial  compressor:  (a)  Schematic  of  impeller  blade  (meridional  view);  (b)  compressor  length.  iii. Motor Selection, Size, and Mass Estimation  A proper motor needs to be selected in order to complete the compressor design process. For  low to medium speed (RPM), the induction motor is preferred. However, at high RPM, there are  problems, due to slip, for the induction machines. High RPM machines are good in terms of space  conservation.  Very  high  RPM  feature  small  compressor  diameters  which  reduce  size  and  mass.  These  are  promising  candidates  (with  further  research  and  adaptation)  for  HLFC  systems  in  the  future. For very high RPM, a permanent magnet synchronous motor (PMSM) is preferred.   In general, from a preliminary design point of view, one can set the limits for drive selection as  given below:  RPM < 50,000–60,000 → Three‐phase induction motor.  RPM > 70,000 → Permanent magnet synchronous motor (PMSM).  The main motor dimensions, the stator core length L, and the stator bore inner diameter  𝐷   and outer diameter  𝐷   can be calculated using the universal design Equation (23) [23].   𝑃𝐴𝑘𝑉 𝐷 𝐿   (23) 𝐶 𝑁 where  𝑃𝐴𝑘𝑉   is the power in kilo volt ampere, given by Equation (24), with the power factor  cos 𝜙   and  𝐶   given by Equation (25).    (24) cos 𝜙 𝑘𝑉𝐴 Aerospace 2019, 6, 109  14  of  30  (25) 𝐶 1.11 ∗ 𝜋 ∗𝐾 ∗𝐵 ∗𝐴 ∗10   𝜋𝐷 𝐿   (26) 2𝑃   (27) 0.25 where    is  the  aspect  ratio  (𝐿𝐷⁄ )  of  the  motor.  The  approximate  motor  weight  can  be  estimated conservatively in terms of electrical power (in kW) given by Equation (14) in Section 3.1 as  follows:  𝑚 𝑃𝑘𝑊 1.2 ⁄ 𝑃 ⁄1.2  (28) 3.2.2. Pneumatic Ducts, Converter, and Electrical Harness Mass Estimation  For  a  design  Mach  number  inside  the  duct  𝑀 ,  air  density  inside  the  duct  𝜌 ,  the  cross‐sectional area of duct can be estimated for the duct mass flow rate  𝑚   as  _ (29) 𝜌 𝑀 where R is the universal gas constant, and T is the temperature of air inside the duct.  𝑀   of 0.2 is  recommended to minimize pressure losses inside the duct. From the calculated cross sectional area  of the duct, with thickness t of 2 mm, the duct inner and outer diameter can be determined using  Equations (30) and (31), respectively.  (30) 𝑑 2 ∗   𝑑 𝑑 𝑡   (31) For a known length  𝑙   and material density  𝜌   of the duct, the mass of both transfer and  exhaust ducts can be estimated as:  𝑚 ∗𝑑 𝑑 ∗𝑙 ∗𝜌 (32) The  converters,  such  as  variable  frequency  drive  (VFD),  for  the  motors  used  in  the  HLFC  system  depend  on  the  rated  power  supply  and  the  electrical  system  architecture.  In  general,  the  mass of inverters in term of the total output power is given by [18].  kg 𝑚 0.035   (33) kW Finally, the mass of electrical harness can be estimated using Equation (34).  𝑚 𝑚 𝑃 𝑙   (34) where  𝑃   is  electrical  power  requirement  in  kW,  𝑙   is  the  estimated  length  of  the  wire  in  meters (m), and  𝑚   is the power specific mass of the wire in (kg/kW‐m). The power specific mass  can be obtained from the literature using standards like MIL‐W‐22759/34 [24].  Once the size and  mass of the components are estimated, the concept could be further checked in the digital mock‐up  (Figure 13) for validation of space constraints.       (b)  (a)  𝛾𝑅𝑇 𝐴𝑅 𝐴𝑅 Aerospace 2019, 6, 109  15  of  30  Figure 13. Components checked for space constraint in the digital mock‐up: (a) Model compressor;  (b) duct layout.  4. Quantitative System Design Case Study with Design Considerations  For the purpose of a quantitative study done as part of the ECHO project, a small leading edge  plenum chamber segment of the A350 HTP with a volume of 0.165 m  was considered, as shown in  Figure  14.  The  design  point  parameters,  such  as  the  plenum  pressure,  required  mass  flow  rate,  temperature, etc., used in the calculations were for 36,000 feet altitude and are shown in Table 1.  Figure 14. Plenum Segment used for case study.  Table 1. Design point parameters for the plenum segment.  Parameters  Estimated Values  Plenum pressure  13,500 Pa  Plenum temperature  240 K  Mass flow requirement  100 g/s  The compressor was placed close to the studied plenum segment with negligibly small transfer  duct  and  an  exhaust  duct  of  length  approximately  0.3  m  was  used,  as  shown  in  the  system  architecture layout in Figure 15. The arrow marks denotes the direction of airflow.  Figure 15. System architecture layout for the studied plenum segment.    Aerospace 2019, 6, 109  16  of  30  For  the  system  architecture  under  design  point  conditions,  the  estimated  suction  power,  compressor mass, and sizing parameters using the design approach specified in Section 3 are shown  in Table 2.   Table 2. Estimated design parameters for compressor.  Parameters  Estimated Values  Type  Radial/Mixed flow  Pressure ratio  1.82  Suction power  6 kW  Mass flow  100 g/s  Estimated speed  100,000 RPM  Estimated weight  8 kg  Estimated length  0.21 m  The estimated power off‐takes and total system mass for the plenum segment were estimated to  be 10 kW and 20 kg, respectively. As per the estimated motor parameters that satisfy the HLFC space  and  mass  flow  requirements,  a  3‐phase,  4‐pole  high‐speed  PMSM  machine  was  designed  using  motoranalysis [25], and the permanent magnet material chosen was Recoma 28 Cobalt magnet. The  motor parameters are shown in Table 3.   Table 3. Design parameters for PMSM.  Parameters  Value  Phases  3  Number of poles  4  Number of slots  36  Stator outer diameter (mm)  188  Axial length (mm)  165  Permanent magnet material  Recoma 28 Cobalt  The  active  suction  system  design  is  faced  with  considerable  challenges  to  reach  higher  technology readiness levels (TRLs). Some of the challenges encountered with possible solutions are  presented here, namely the avoidance of water contamination and the thermal management.   4.1. Water Contamination Avoidance and Its Significance to Suction System Design   Water  pooling  in  the  plenum  should  be  avoided  and  must  be  drained  out  before  or  during  take‐off to avoid freezing at higher altitudes. The water can get accumulated in the plenum, either  due to condensation or water ingress due to rain (Figure 16). It can eventually lead to blockage of  pores of the micro‐perforated surface. Some possible solutions to tackle this problem are:   Purging with pressurized air can eliminate pore blockage due to liquid. In purging operation,  compressed air is used to unclog the pores. The bleed air for such an operation can be supplied  from the engines or through the compressor used for the suction system. The bleed air solution  is more challenging due to complexity, mass, and power cost.    Usage of flapper valves is another possibility to drain water from the plenum. Flapper valves  can move liquid from affected segments to non‐HLFC segments. However, the complexity of  this solution still needs to be assessed.    The pooled water can be removed by compressor suction and relocated to non‐HLFC segments,  but this suction will need additional components and add complexity.    By using a drain hole in a strategically planned location, the water could be drained out.    Aerospace 2019, 6, 109  17  of  30     (a)  (b)  Figure  16.  Leading  edge  (side  view)  showing  liquid  contamination  inside  the  plenum  due  to  (a)  condensation or (b) water ingress.  4.1.1. Water Amount Estimation  It  is  important  to  estimate  the  amount  of  water  accumulated  in  the  plenum,  so  as  to  find  a  solution  for  drainage.  Condensation  takes  place  when  the  relative  humidity  reaches  100%.  So,  depending  on  the  ground  temperature  and  humidity  conditions,  the  condensation  could  occur  either on ground or within few hundred meters after take‐off. The estimation of the amount of water  accumulated due to condensation on ground can be made with the classical physics approach by  assuming ideal gas laws.  The  relative  humidity  𝜙   is  the  ratio  of  the  actual  vapor  pressure  𝑃   to  the  saturated  or  equilibrium vapor pressure  𝑃 .  𝜙   (35) 𝑃 𝑉 𝜙 𝑃 𝑉 𝑚 𝑅 𝑇   (36) where  V  is  the  plenum  volume,  𝑅   is  the  specific  gas  constant  of  water  with  a  value  of  461.51  J/kg/K,  𝑚   is the mass of water vapor in the plenum, and T is the temperature on ground in Kelvin  (K).  The equilibrium water vapor pressure  𝑃   in unit Pascal Pa depends on the temperature and can  roughly be estimated using the empiric Magnus‐formula in the temperature range of  30°C 𝑇 70°C  [26].  (37) 𝑃 611.213 ∗ 𝑒   Here, the unit of temperature T in Equation (37) is degree Celsius (°C). Therefore, for a known  volume V, temperature on ground T, and relative humidity  𝜙   on ground, the mass of water due to  condensation is given by  𝜙𝑃 𝑉 𝑚   (38) 𝑅 𝑇 Another  possibility  for  water  accumulation  is  through  ingression  due  to  rain  𝑚 .  This  quantity needs to be determined through experiments and testing, so the total amount of water in  the plenum in a worst‐case scenario is given by  𝑚 𝑚 𝑚   (39) Considering the case study plenum segment with a volume of 0.165 m , on a hot day with worse  humid conditions of 35 °C with relative humidity of 90%, the mass of water that can get accumulated  due to condensation can be calculated using Equations (37) and (38).  .∗ (40) 𝑃 611.213 ∗ 𝑒 5617 Pa   Aerospace 2019, 6, 109  18  of  30  𝑝 ∙𝑉 𝜙∙ 𝑃 ∙𝑉 0.9 ∙ 5617𝑃𝑎 ∙ 0.165𝑚 𝑚 0.0059kg   (41) 𝑅∙ 𝑇 𝑅∙ 𝑇 461.51 ∙ 308.15𝐾 𝐾 𝑔 ∙𝐾 Hence, for the given plenum volume, the accumulated water due to condensation could be 5.9  g, which is very miniscule, and the drain hole solution could be simple and well suitable for the  present case. However, the amount of water accumulated due to condensation increases with the  volume of the plenum considered. Furthermore, there could be additional accumulation of water  possible due to rain or other factors. It is advised to test with coupons to determine how much water  can enter through the micro‐perforations over a given period of time under rainy conditions.  4.1.2. Water Drain Hole Effects Analysis  One way of eliminating the water in the plenum is with the help of an open drain hole, placed  in the area where water pooling is more likely. This solution could be feasible for HTP and wing  areas, for the VTP gravity helps in draining out accumulated water.  A negative effect of the drain hole during cruise is the additional air mass flow  𝛥𝑚   (see  Figure  17a)  due  to  air  leakage,  created  during  HLFC  system  operation  as  a  result  of  the  differential pressure between the leading edge (LE) surface and the plenum. This additional mass  flow can be calculated as follows:  ⁄ ⁄ 𝑃 𝑃 𝛾 2 𝑃 (42) 𝛥𝑚 𝐴 𝐶   𝛾 1 𝑅 𝑃 𝑃 where  𝑃   is the plenum pressure,  𝑇   is the surface temperature,  𝑃   is the surface pressure close to  the drain hole,  𝐴   is the hole area,  𝐶   is the discharge coefficient, R is the specific gas constant for  air, and γ is the ratio of specific heats.  (a)  (b)  Figure 17. Plenum with drain hole: (a) Schematic with parameters; (b) graphical representation.  For the preliminary design of the compressor, the two important parameters are the mass flow  rate and the pressure ratio. As seen earlier, the mass flow in the plenum  𝑚   is the calculation  result from the aerodynamics domain. However, the final total mass flow rate for the compressor  also depends on other factors, namely the mass flow increase due to the water drainage solution  𝛥𝑚   and  the  increased  or  decreased  mass  flow  rate  due  to  chamber  optimization  𝛥𝑚 . In addition, there will be further mass flow value changes due to uncertainties such as  manufacturing tolerances, surface imperfections, etc. that may arise. To account for this, a third term  𝛥𝑚   is introduced in Equation (43), which can be approximated as given in Equation (44)  where a factor of safety (FS) of 2 is introduced to have a more optimistic mass flow value. Hence, the  total optimized mass flow at the compressor inlet is given by Equation (43).  𝑚 𝑚 Δ𝑚 Δ𝑚 Δ𝑚    (43) _ _ Δ𝑚 𝐹𝑆 ∗ maxΔ 𝑚 ,Δ𝑚    (44) Aerospace 2019, 6, 109  19  of  30  The above equations hint to the fact that the HLFC suction system design is interlinked with  many disciplines and subsystems, the final mass flow depends on the system solution chosen for  water drainage, and the aerodynamic structures optimization on chamber design.  For  a  drain  hole  located  on  the  lower  surface  of  the  leading  edge  (in  the  studied  plenum  segment), a sensitivity study was conducted to see the effect of the hole diameter on the mass flow  influx and on the suction power increment due to the added mass flow.   For a chosen leading edge surface pressure of 16,000 Pa and a plenum pressure at design flight  point (36.000 feet), the results can be seen in Figure 18. As the drain hole diameter increases, there is  large influx of additional mass flow; this increases the work load of the compressor, and hence, the  system suction power requirement increases considerably. In order to minimize mass flow influx, a  drain  hole  diameter  of  up  to  8–10  mm  could  be  considered,  so  that  a  large  change  in  power  consumption could be avoided. Testing of the drain hole solution to check for effective draining of  water from the plenum is necessary in order to compare it with other solutions for drainage.      (b)  (a)  Figure 18. Drain hole size sensitivity with (a) mass flow or (b) power consumption.  4.2. Thermal Management of Motor  The  compressor  and  the  associated  power  electronic  components  are  expected  to  overheat  when  operated  for  a  longer  duration,  and  hence,  proper  thermal  management  is  necessary.  The  alternating  current  (AC)  motor  driving  the  suction  system  compressor  is  bound  to  overheat.  It  consists of two parts, namely the stationary part called the stator and the rotational part called the  rotor.  For  the  motor,  the  losses  generated  are  dissipated  into  heat,  and  the  two  main  losses  concerning the electrical machine are:    Copper loss or winding loss  𝑃 : This loss is caused by the winding resistance. In general, it can  be mathematically expressed as  𝑖 .𝑅 𝑇 , where i is the rated current and R(𝑇 ) is the winding  resistance at temperature measured at temperature  𝑇 .   Iron core loss  𝑃 : This loss occurs in the magnetic material of the motor and consists of two  types:  o Eddy current loss: In the alternating current (AC) machines, currents get induced in the  stator  due  to  the  rotating  magnetic  field  according  to  Faraday’s  law,  and  this  induced  current (also called eddy currents) dissipates into heat [27].   o Hysteresis loss: This loss occurs due to the interaction of the changing magnetic fields with  the stator iron core, which is subjected to magnetization and demagnetization.  Currently,  research  is  being  made  in  reducing  machine  losses,  which  contribute  to  heat  generation  and  also  to  the  cooling  aspects  [28,29].  In  order  to  study  the  temperature  rise  in  the  windings and core, a low order thermal analysis method, as shown in Figure 19, was used.   Aerospace 2019, 6, 109  20  of  30  Figure 19. Thermal analysis method used for the permanent magnet synchronous motor.  Initially, a motor was designed using the software called motoranalysis [25], which allows to  select the stator and rotor diameter, the length, the number of slots, and the type of winding used.  Once the stator and the rotor were designed, mesh could be generated in the windings and in the  air‐gap  for  performing  a  magnetostatic  analysis.  The  results  obtained  after  the  magnetostatic  analysis  include  the  flux  density  distribution  in  the  windings  and  the  air‐gap,  the  current  and  voltage distribution, the torque, and the generated losses.   The  generated  loss  values  were  used  in  the  lower  order  Modelica  thermal  model.  Since  the  HLFC is supposed to operate continuously in cruise, both the winding and core loss values were fed  to the heat flow component in Modelica during the desired time duration. The winding losses were  corrected according to the temperature. The heat dissipation to the environment was modeled as the  thermal conductance between the windings and the core, heat storage in windings, as well as core as  a heat/thermal capacitor element and convection due to the external environment (due to prevailing  ambient temperature). The intention of the performed study was to see the temperature rise in the  core and windings for long duration operation in given ambient conditions. The value of the thermal  capacitances for the winding and the core were computed based on the steady state thermal network  [30] and the datasheet thermal resistance values for industrial electric motors [31].   A  thermal  analysis  was  performed  for  the  compressor  designed  for  the  studied  plenum  segment. The PMSM machine was analyzed for 100,000 RPM for both ground operation and high  altitude operation, and the results are shown in Figure 20a,b, respectively.      (a)  (b)  Figure 20. Temperature rise in 100,000 RPM PMSM machine for (a) ground operation and (b) high  altitude operation.    Aerospace 2019, 6, 109  21  of  30  The  supply  (rated)  current  to  the  motor  was  chosen  from  the  datasheet  [32]  provided  by  commercial turbo‐compressor suppliers. The current supply was limited and a  high voltage was  supplied through an inverter. This led to a decrease in copper loss in the stator windings, but due to  high RPM, the core loss increased considerably. For ground operations, an ambient temperature of  298 K was assumed and for high altitude operation, ambient temperature of 240 K was assumed for  simulation.  Since  the  HLFC  system  operates  for  longer  duration  continuously  during  cruise,  the  simulation time was set to 6 h or 21,600 s, and the core and winding temperature rise was measured.   It can be seen from the study that, in ground operation, the temperature exceeds 400 K (125 °C),  while for high altitudes operation, the ambient temperature helps in cooling of the motor, but still  has  the  potential  to  exceed  360  K.  It  can  be  concluded  that  for  very  high  RPM  machines,  the  temperature  rise  will  be  very  high  and  to  prevent  overheating  of  windings,  a  proper  cooling  arrangement such as forced convection or liquid‐based cooling needs to be considered. Also, the  overheating of the core will cause demagnetization of the permanent magnet (PM), hence a proper  core with high Curie temperatures [33] should be chosen for electrical machine design for HLFC  compressors.   Additionally,  the  viscous  friction  in  the  air‐gap  between  the  stator  and  rotor  increases  considerably  at  high  speeds,  and  there  is  a  potential  for  heat  generation  due  to  high  rotation  in  compressor parts as well; hence, these aspects needs to be considered for future study. A complete  multi‐physics analysis using finite element method (FEM) is suggested for compressor designers in  order to model the complete thermal behavior of the compressors during HLFC operation.  5. Discussion and Conclusions  This paper presented a generalized approach for the preliminary design of an HLFC system  intended for conceptual studies. The method can be applied for evaluation of different HLFC system  architectures and for concept feasibility checks. The compressor design approach gives mass and  dimensions as outputs with good approximations. However, the final estimated values also depend  on  the  material  chosen  for  various  parts  of  the  compressors.  It  is  advised  to  refer  to  the  current  trends in the industry for proper material selection, so that the error margin is minimal.   This paper also discussed the various challenges associated with the HLFC system design in  Section  4,  which  need  to  be  considered  for  a  preliminary  design  and  also  for  overall  system  development. The important points to be considered in the HLFC suction system design and from  the various studies conducted are summarized below:   While assessing the concepts, it is also important to consider solutions for other system issues,  such as water drain from the plenum and optimized chamber layout for suction in the leading  edge.  These  aspects  result  in  additional  mass  flow  into  the  plenum,  hence  the  compressor  preliminary design process should consider these issues as well. A simple drain hole solution is  proposed  in  the  paper;  however,  to  check  for  the  effectiveness  of  this  solution,  it  should  be  tested in a ground‐based demonstrator.   Thermal management and fire protection  of the suction system components is an  important  safety  and  certification  requirement,  and  hence  need  to  be  considered  in  the  early  stages  of  system  development.  Proper  cooling  solutions  need  to  be  identified  for  the  HLFC  system  components. It is advisable to perform multi‐physics thermal simulation of the compressor and  to test the complete HLFC suction system in a demonstrator in simulated flight conditions to  check for functionality and effectiveness of the proposed cooling solution.  The following points need to be considered for evaluation of HLFC concepts:   The exact location of the compressor exhaust in the aircraft should be known prior to concept  assessment. Based on the location, the outflow pressure will be different and cause considerable  changes in mass and power consumption. The location should be optimized in synergy with  other involved disciplines. It is suggested that the location of the exhaust should be chosen so as  to  not  cause  any  considerable  flow  changes  over  the  airfoil,  and  the  blow  from  the  exhaust  should not induce a humid atmosphere in the vicinity and affect nearby systems.    Aerospace 2019, 6, 109  22  of  30   The design of an HLFC system on a wing should be performed in coordination with the wing  ice  protection  system  (WIPS)  and  structural  design,  so  that  the  optimal  location  for  suction  system concepts and the compressor exhaust can be allocated.    All potential concepts should be simultaneously checked in the digital mock‐up to ascertain if it  is feasible in the early stages. This saves developmental costs. It is also necessary to consider the  manufacturing feasibility of the proposed concept, and the same should be discussed with the  suppliers.  The  HLFC  system  design  calls  for  many  innovations  to  improve  the  overall  technology  readiness levels (TRL) of the system. Some future research aspects are proposed:   High efficient compressors are required for HLFC, especially in low Reynolds number flows,  since they are operated at very high altitudes.    The motor needs to be durable and should not get overheated, and require simple, innovative,  and cost‐effective cooling solutions.   The PMSM motors need to use quality permanent magnets with high Curie temperature, with  less  probability  for  demagnetization;  hence,  proper  materials  need  to  be  selected  and  researched for such magnets to be used for HLFC applications.  Author  Contributions:  “conceptualization,  G.K.Srinivasan;  methodology,  G.  Kalarikovilagam  Srinivasan.;  software,  G.  Kalarikovilagam  Srinivasan.;  validation,  G.  Kalarikovilagam  Srinivasan  and  O.Bertram.  formal  analysis, G. Kalarikovilagam Srinivasan; investigation, G. Kalarikovilagam Srinivasan; writing—original draft  preparation, G. Kalarikovilagam Srinivasan; writing—review and editing, G. Kalarikovilagam Srinivasan and  Oliver Bertram; supervision, O.Bertram.; project administration, O.Bertram.; funding acquisition, O.Bertram.”  Funding: This research received funding from the Clean Sky 2 Joint Undertaking under the European Union’s  Horizon 2020 research and innovation programme under grant agreement number: 807097—LPA GAM 2018.   Acknowledgments: The authors would like to acknowledge the research funding provided by the European  Union Clean Sky 2 Joint Undertaking, technical support given by Aernnova Aerospace, Spain, and compressor  manufacturers: Fischer Spindle, Herzogenbuchsee, Switzerland; SAFRAN, France.   Conflicts of Interest: The authors declare no conflicts of interest.   Nomenclature  A  Surface area (m )  Ampere conductor per meter of the armature periphery  𝐴   𝐴   Compressor inlet area  AR  Aspect ratio of the axial compressor  Aspect ratio of the motor  Vane inlet width for radial compressor (m)  𝑏   Vane outlet width for radial compressor (m)  𝑏   Average value of flux density in the airgap (Wb/m )  𝐵   Discharge coefficient (ratio of actual discharge to theoretical discharge)  𝐶   Vane inlet diameter of radial compressor (m)  𝐷   Impeller exit diameter (m)  𝐷   Hydraulic diameter (m)  𝐷   Armature diameter or stator bore inner diameter (m)  𝐷   Maximum diameter of the axial or radial compressor (m)  𝐷   Minimum diameter of the axial compressor (m)  𝐷   Stator bore outer diameter (m)  𝐷   Cross sectional area (m )  𝐹   𝐴𝑅 Aerospace 2019, 6, 109  23  of  30  𝐹   Free surface area of the ribs (m ) 𝐹 Total surface area of the ribs (m )  Height of stator and rotor blade of axial compressor (m)  h   Motor space factor   k   𝑘   Shaft power factor (N/W)  Winding factor  K   Stator core length (m)  𝐿   𝑙   Length (m)  m  Mass (kg)  m   Mass flow (g/s)  Synchronous speed in RPS  𝑁   P  Number of poles of the motor  𝑃   Compressor power (kW)  Drive/electrical power (kW)  𝑃   𝑃   Dynamic pressure at compressor outlet (Pa)  Isentropic suction power (kW)  𝑃   Pressure at compressor inlet (Pa)  𝑃   Pressure at compressor outlet (Pa)  𝑃   Static pressure near exhaust port (Pa)  𝑃   Outlet Static pressure (Pa)  R  Specific gas constant for dry air (J/kg/K)  T  Temperature (K)  u  Circumferential velocity of axial compressor rotor (m/s)  Velocity of the air in the duct (m/s)  𝑣   Axial velocity component of the axial compressor (m/s)  𝑣   𝑉   Volumetric flow rate (m /s)  Specific energy (J/kg)  𝑌   Power factor—ratio of real power (kW) to the absorbed power (kVA)  𝑐𝑜𝑠 𝜙   Pressure loss due to contraction (Pa)  ∆𝑝 Pressure loss due to ribs (Pa)  ∆𝑝 Pressure loss due to ducts (Pa)  ∆𝑝 Ratio of specific heats  γ  δ  Specific diameter  ε  Clearance factor  Resistance coefficient of the duct  𝜁   Resistance coefficient of the ribs  𝜁   Duct/pipe friction coefficient  𝜆   Efficiency  𝜂        φ  Relative humidity  Flow coefficient  𝜑   Density of air (kg/m )  𝜌   σ  Specific speed  Aerospace 2019, 6, 109  24  of  30  𝜓   Pressure coefficient  τ  Thickness (m)  Subscript  0  Condition before contraction  1  Condition after contraction  a  Axial velocity component  axial  Axial compressor  axial_gap  Axial gap (distance between stator and rotor in axial compressor)  blade  Blade of axial compressor stator and rotor  casing  Casing of the compressor (axial or radial)  exhaust  Condition in the exhaust duct  hub  Hub of axial compressor  impeller  Impeller of radial compressor  in  Inlet conditions  motor  Motor part of the compressor  out  Outlet conditions  plenum  Condition in the plenum  radial  Radial compressor  rad_axial  Axial length of radial compressor  rotor  Rotor of the axial compressor  shaft  Shaft of the axial compressor  stator  Stator of the axial compressor  transfer  Condition in the transfer duct  Appendix A  Compressor Outlet Conditions Estimation  Input parameters to design axial compressor:   Pressure at compressor inlet  𝑃    Inlet air density  𝜌    Inlet temperature  𝑇    Flow velocity/velocity of air at the inlet duct  𝑣    Surface pressure near the chosen exhaust port (from aerodynamic results)  With the following assumptions, the pressure at the compressor outlet is estimated:   The Mach number for the duct is reduced to 0.2 (critical Mach number) for reducing power  consumption and to limit the velocity of air inside duct.   The density at the exhaust duct is unknown, so with an assumed pressure ratio (aPR), several  iterations are performed to estimate the density of air in the exhaust duct.  Assuming isentropic relations, estimation of air density at the exhaust duct can be done by the  following algorithm:  Step 1: Start with an assumed pressure ratio (aPR).  Step 2: Calculate the outlet static pressure using aPR:  𝑃 𝑃 ∗𝑎𝑅𝑃 (A1) Aerospace 2019, 6, 109  25  of  30  Step 3: Calculate the dynamic pressure at outlet using the inlet duct air density:  (A2) 𝑃 𝜌 Step 4: Calculate the total outlet pressure:  𝑃 𝑃 𝑃 _ _ (A3) Step 5: Calculate the new air density for the calculated total pressure using isentropic relations:  (A4) 𝜌 𝜌 ∗ Step 6: Calculate the new velocity of flow at the outlet for Ma = 0.2:  𝑣 𝑀 (A5) 𝑅𝑇 where   (A6) 𝑇 𝑇 ∗ 𝑅 Step 7: Calculate new dynamic pressure (𝑃 ) on the exhaust duct based on new density  __ 𝜌   according to Equation (A2).  Step 8: Calculate new total pressure 𝑃  =  𝑃   +  𝑃 .  _ _ __ Step 9: Calculate difference: Δ𝑃 =  𝑃  −  𝑃 .  −5 Step 10: Repeat steps 1 to 9 until Δ𝑃  < 1 × 10 .  After obtaining outlet/exhaust duct density iteratively, use it for system design calculations.  Appendix B  Axial Compressor Size and Mass Estimation  Input parameters to design axial compressor:   Inlet air density  𝜌    Outlet/Exit air density  𝜌    Mass flow rate requirements through the duct  𝑚    Estimated rotational speed in revolutions per minute N   Pressure Ratio (PR)—estimated based on the pressure loss calculation   The density value of the various compressor parts depends on the material chosen  Algorithm for axial compressor mass and size estimation based on [18,19]:  Step 1: Set the maximum diameter  𝐷   of the compressor as per the spatial constraints from  CAD data.  Step 2: Estimate the hub diameter or minimum diameter  𝐷 :  compressor inlet area calculation:  The mass flow rate equation relates to compressor inlet area and axial velocity as in Equation (A7),  𝑚 𝜌 𝐴 𝑣   (A7) where  𝑚   is the mass flow at the compressor inlet, so compressor inlet area  𝐴   is given by:  𝑚 𝑉 (A8) 𝜌 𝑣 𝑣 flow coefficient  𝜑 :  𝑣 𝑣 𝑣 𝜑   𝑁 𝑁 (A9) 𝜋 𝜋 𝐷 𝐷 0.5 60 60 𝑎𝑃 Aerospace 2019, 6, 109  26  of  30  For  𝜑 0.5   for preliminary design [18,19].  (A10)  𝐴 𝐷 𝐷 Calculation of minimum diameter:  Solve cubic equation for calculation of minimum diameter  𝐷 .  (A11) 𝐷 𝐷 𝐷 𝐷 𝐷 𝐷 = 0 Step 3: Determine blade height  ℎ :  𝐷 𝐷 (A12)  ℎ   Step 4: Calculate mass of blade:  Assuming an Aspect ratio: AR = 1:    (A13)  Cross‐sectional area of the blade is:  (A14)  𝐴 𝜏   where,  𝜏   is the thickness of the blade which can be approximated as 0.1𝑙   Mass of stator and rotor blades: (product of volume and density of blade)  𝑚 𝑚 𝑚   (A15)  _ _ Blade Count for stator and rotor:  𝜋𝐷 𝑡𝑛 (A16)  𝑖𝑡𝑐ℎ 𝑐ℎ𝑜𝑟𝑑 𝑙 Typical value for pitch to chord ratio is 0.8 for transonic machines [18,19], therefore:  𝜋 𝐷 𝐷 𝑛𝑜𝑒𝑢𝑡𝐶 (A17)  0.8 𝑙 2 Therefore, for n stage machine, the total mass of blades can be approximated as:  𝑚 𝑛 2 𝑑𝑒𝐶𝑜𝑢𝑛𝑡𝐵𝑙𝑎 𝐴 ℎ 𝜌   (A18)  Step 5: Estimate length of the compressor:  (A19)  𝑙 𝑙 𝑙 𝑙 𝑙 𝑙 𝑘 𝑙 Assumption and typical values [18]:  𝑙 𝑙 𝑙 ; 𝑙 0.25 𝑙 (A20)  Therefore,  (A21)  𝑙 3.25𝑙 𝑙 𝑘 𝑙 Where 𝑙 ,  𝑙   are the chord length of rotor and stator, respectively.  For an n stage compressor, Equation (A21) can be approximated as:  𝑙 2 1.25 ∗ 𝑛 𝑙 𝑛 𝑙 𝑘 𝑙 (A22)  𝐵𝑙𝑎𝑑 𝐵𝑙𝑎𝑑𝑒𝐶𝑜𝑢 𝐴𝑅 Aerospace 2019, 6, 109  27  of  30  Step 5: Calculation of mass of casing:  Assumption: Thickness of casing  𝜏   is 10 mm:  𝑚 𝜋 𝐷 ε 𝜏 𝑙 𝜌 (A23) where ε is clearance factor (ε ≈ 5 to 10 mm).  Step 6: Calculate mass of shaft:  Assumption for shaft diameter:  𝐷   (A24)  (A25)  𝑚 𝐷 𝑙 𝜌 Step 7: Calculate mass of Hub:  The hub encloses two annular volumes, one near the inlet, and the other near the outlet.  Hub volume near inlet:  𝑉 𝐷 𝐷 𝑙 (A26)  Hub volume near outlet:  𝐷 𝐷 𝑙 (A27)  where  (A28)  𝐷 4/π*(𝐴 +𝐷 ); 𝐴 𝑉 ⁄𝑣 _ _ _ Mass of hub:  𝑚 𝑉 𝑉 𝜌   (A29) _ _ Step 8: Calculate mass of axial compressor:  𝑚 𝑚 𝑚 𝑚 𝑚 𝑚   (A30)  Appendix C  Radial Compressor Size and Mass Estimation  Input parameters to preliminary radial compressor design:   Inlet air density  𝜌    Outlet/Exit air density  𝜌    Mass flow rate requirements through the duct  𝑚    Estimated rotational speed in revolutions per minute N   Pressure Ratio (PR)—estimated based on the pressure loss calculation   The density value of the various parts of compressor depends on the material chosen   Volumetric efficiency   n—angular velocity in rotations per second (1/s)   Y—Specific energy transfer (J/kg)   𝜓 —Pressure coefficient   𝜑 —flow co‐efficient   Sigma—specific speed  Aerospace 2019, 6, 109  28  of  30   Beta1—Impeller blade angle at inlet  o Optimal is 30° [22]   Beta2—Impeller blade angle at outlet [22]  o = 30° when z = 12  o = 45° to 60°, when z = 16  o = 70° to 90°, when z = 17 to 20  Algorithm for axial compressor mass and size estimation based on [22]:  Step  1:  Calculate  impeller  exit  diameter  𝐷   (Set  maximum  possible  diameter  from  geometric  constraints—CAD data):  0.45 𝑌 𝐷   (A31)  𝑛 𝜓 where pressure coefficient  𝜓   is given by:  157.8 (A32)  𝜓   𝜎 𝛿 Step 2: Calculate Flow co‐efficient  𝜑 :  4𝑉 𝜑   (A33)  𝐷 𝜋 𝑛 where  𝑉   is volumetric flow rate at inlet given by (𝑚 𝜌 ).  Step 3: Calculate vane inlet diameter  𝐷 :  𝐷 1.3 𝜑 𝐷   (A34)  Step 4: Calculate vane inlet width  𝑏 :  (A35)  𝑏   4.4~5.9 Step 5: Calculate axial length and total length of radial compressor  𝑙 :  The axial length of the radial compressor in terms of  𝐷   can be approximated as in Equation (A36).  0.45 to 0.5   (A36)  The total length of the radial compressor is given by:  𝑙 𝑘 𝑙 𝑙   (A37)  Step 6: Calculate mass of casing  𝑚 :  𝑚 𝜋𝐷 𝜏 𝑙 𝜌   (A38)  where  𝐷   is  chosen  as  the  𝐷   +  ε,  where  ε  is  clearance  factor  (ε ≈  5  to  10  mm),  used  for  conservatively estimating the maximum diameter occupied by the compressor.   Step 7: Calculate number of impeller blades:  The number of blades  𝑧   is given by [22]:  𝐷 𝐷 𝛽 𝛽 𝑧 𝑘 sin   (A39)  𝐷 𝐷 2 where  𝑘   is a function of blade thickness and is in the range: 6.5 ≤  𝑘  ≤ 8.  Step 8: Calculate mass of impeller  𝑚 , which can be approximated as:  𝑚 𝐷 𝑙 𝜌   (A40) Step 9: Calculate mass of radial compressor  𝑚 :  Aerospace 2019, 6, 109  29  of  30  𝑚 𝑚 𝑚 𝑚   (A41) References  1. Krishnan, K.S.G.; Bertram, O.; Seibel, O. Review of hybrid laminar flow control systems. Prog. Aerosp. Sci.  2017, 93, 24–52, doi:10.1016/j.paerosci.2017.05.005.  2. Robert, J.P. Drag Reduction: An Industrial Challenge; Agard Report 786 Special Course on Skin Friction Drag  Reduction: Neuilly Sur Seine; Airbus Industrie Blagnac: Blagnac, France, 1992.   3. Joslin, R.D. Overview of Laminar Flow Control; NASA/TP‐1998‐208705; NASA: Hampton, VA, USA, 1998.  4. Young, T.M. Investigations into the Operational Effectiveness of Hybrid Laminar Flow Control Aircraft.  Ph.D. Thesis, School of Engineering, Cranfield University, Cranfield, UK, 2002.  5. Boeing  Inc.  Hybrid Laminar Flow Control  Study Final Technical Report;  NASA  Contractor  Report  165930;  NASA: Hampton, VA, USA, 1982.  6. Schrauf, G.; Horstmann, K.H. Simplified Hybrid Laminar Flow Control. In Proceedings of the European  Congress on Computational Methods on Applied Sciences and Engineering (ECCOMAS 2004), Jyväskylä,  Finland, 24–28 July 2004.  7. Krishnan, K.S.G.; Bertram, O. Assessment of a Chamberless Active Hybrid Laminar Flow Control System  for the Vertical Tail Plane of a Mid‐Range Transport Aircraft. In Proceedings of the Deutscher Luft‐ und  Raumfahrtkongress (DLRK 2017), Munich, Germany, 5–7 September 2017.  8. Jabbal, M.; Everett, S.; Krishnan, K.S.G.; Raghu, S. A Comparative Study of Hybrid Flow Control System  Architectures  for  an  A320  Aircraft.  In  Proceedings  of  the  8th  AIAA  Flow  Control  Conference,  AIAA  AVIATION Forum, (AIAA 2016‐3928), Washington, DC, USA, 13–17 June 2016.  9. Pe, T.; Thielecke, F. Synthesis and Topology Study of HLFC System Architectures in Preliminary Aircraft  Design. In Proceedings of the 3rd CEAS Air&Space Conference, Venice, Italy, 24–28 October 2011; pp.  1460–1471.  10. Pe,  T.;  Thielecke,  F.  Methodik  zur  Leistungsabschätzung  von  HLFC‐Absaugsystemen  im  Flugzeugvorentwurf. In Proceedings of the Deutscher Luft‐ und Raumfahrtkongress (DLRK), Hamburg,  Germany, 31 August–2 September 2010.  11. RTCA/DO‐160G. Environmental Conditions and Test Procedures for Airborne Equipment; Section 8, Vibrations;  RTCA, Inc.: Washington, DC, USA, 2010.  12. Henke,  R.  A320  HLF  Fin  Flight  Tests  Completed.  Air  Space  1999,  1,  76–79,  doi:10.1016/S1290‐0958(99)80019‐7.  13. Idelchik, I.E. Handbook of Hydraulic Resistance, 3rd ed.; CRC Press: Boca Raton, FL, USA, 1996.  14. Bohl, W.; Elmendorf, W. Strömungsmaschinen 1—Aufbau und Wirkweise; Vogel Business Media: Würzburg,  Germany, 2013.  15. Bornholdt,  R.;  Pe,  T.;  Thielecke,  F.  Modellierung  und  Simulation  eines  Absaugsystems  für  ein  Seitenleitwerk  mit  hybrider  Laminarisierung.  In  Proceedings  of  the  Deutscher  Luft‐  und  Raumfahrtkongress (DLRK), Hamburg, Germany, 31 August–2 September 2010.  16. Cordier, O. Ähnlichkeitsbedingungen für Strömungsmaschinen; Brennstoff, Wärme, Kraft (BWK): Düsseldorf,  Germany, 1953; Volume 5, pp. 337–340.  17. Epple, P.; Durst, F.; Delgado, A. A theoretical derivation of the Cordier diagram for turbomachines. Proc.  Inst. Mech. Eng. Part C J. Mech. Eng. Sci. 2011, 225, 354, doi:10.1243/09544062JMES2285.  18. Teichel,  S.H.;  Dörbaum,  M.;  Misir,  O.;  Merkert,  A.;  Mertens,  A.;  Seume,  J.R.;  Ponick,  B.  Design  considerations for the components of electrically powered active high‐lift systems in civil aircraft. CEAS  Aeronaut. J. 2015, 6, 49–67, doi:10.1007/s13272‐014‐0124‐1.  19. Dixon,  S.L.;  Hall,  C.A.  Fluid  Mechanics  and  Thermodynamics  of  Turbomachinery;  Butterworth‐Heinemann/Elsevier: Amsterdam, The Netherlands, 2010.  20. Menny,  K.  Strömungsmaschinen:  Hydraulische  und  Thermische  Kraft‐  und  Arbeitsmaschinen;  B.G.  Teubner  Verlag: Wiesbaden, Germany, 2006.  21. Andrich,  B.  Flugzeugstrahltriebwerke;  Lecture  Notes;  Hamburg  University  of  Technology:  Hamburg,  Germany, 2012.  22. Wulff,  D.;  Kosyna,  G.  HIGHER‐LE  Workshop  “Auslegung  von  Radialverdichtern”;  Technische  Universität  Braunschweig: Braunschweig, Germany, 2009.  23. Müller, G.; Vogt, K.; Ponick, B. Berechnung elektrischer Maschinen; Wiley‐VCH: New York, NY, USA, 2008.  Aerospace 2019, 6, 109  30  of  30  24. Wiremasters.  Available  online:  https://www.wiremasters.net/products/grid?category=m22759‐34  (accessed on 13 August 2019).  25. Motoranalysis. Available online: http://motoranalysis.com/ (accessed on 13 August 2019).  26. Hakenesch,  P.R.  Technische  Thermodynamik;  Lecture  Notes;  Version  2.1;  Munich  University  of  Applied  Sciences: Munich, Germany, 2010.  27. Sarma,  M.  Electric  Machines:  Steady‐State  Theory  and  Dynamic  Performance,  2nd  ed.;  West  Publishing  Company: St. Paul, MN, USA, 1994.  28. Hong, D.K.; Woo, B.‐C.; Lee, J.Y.; Koo, D.H. Ultra high speed motor supported by air foil bearings for air  blower cooling fuel cells. IEEE Trans. Magn. 2012, 48, 871–874, doi:10.1109/TMAG.2011.2174209.  29. Tosetti,  M.;  Maggiore,  P.;  Cavagnino,  A.;  Vaschetto,  S.  Conjugate  heat  transfer  analysis  of  integrated  brushless  generators  for  more  electric  engines.  In  Proceedings  of  the  2013  IEEE  Energy  Conversion  Congress  and  Exposition,  Denver,  CO,  USA,  15–19  September  2013;  pp.  1518–1525,  doi:10.1109/ECCE.2013.6646885.  30. Rajput, N.M. Thermal Modeling of PMSM and Inverter. Master’s Thesis, Georgia Institute of Technology,  Atlanta, GA, USA, May 2016.  31. Parker  Hannafin  Corporation,  GVM210‐150P6  Datasheet.  Available  online:  https://www.parker.com/parkerimages/Market‐Tech/Market‐Tech%20Home/Hybrid%20Electric%20Vehi cles/Literature/GVM210‐050%20Brochure.pdf (accessed on 13 August 2019).  32. Datasheet for EMTC 120k Compressor; Fischer Spindle: Herzogenbuchsee, Switzerland, 2019.  33. Bianchi, N.; Bolognani, S.; Luise, F. Potentials and limits of highspeed PM motors. IEEE Trans. Ind. Appl.  2004, 40, 1570–1578, doi:10.1109/TIA.2004.836173.  © 2019 by the authors. Licensee MDPI, Basel, Switzerland. This article is an open access  article distributed under the terms and conditions of the Creative Commons Attribution  (CC BY) license (http://creativecommons.org/licenses/by/4.0/). 

Journal

Aerospace – Multidisciplinary Digital Publishing Institute

Published: Oct 1, 2019

There are no references for this article.