Upload
nespugpug
View
39
Download
7
Tags:
Embed Size (px)
Citation preview
Çapraz Akımlı Isı Değiştiricisiyle Çok Borulu Sistemler Đçin Deneysel Çalışma
Ali Cem Seber
YÜKSEK LĐSANS TEZĐ
Makine Mühendisliği Anabilim Dalı
Ocak 2008
Experimental Work For Multi-Tube Cross Flow Heat Exchanger
Ali Cem Seber
MASTER OF SCIENCE THESIS
Department of Mechanical Engineering
January 2008
Çapraz Akımlı Isı Değiştiricisiyle Çok Borulu Sistemler Đçin Deneysel Çalışma
Ali Cem Seber
Eskişehir Osmangazi Üniversitesi
Fen Bilimleri Enstitüsü
Lisansüstü Yönetmeliği Uyarınca
Makine Mühendisliği Anabilim Dalı
Enerji-Termodinamik Bilim Dalında
YÜKSEK LĐSANS TEZĐ
Olarak Hazırlanmıştır
Danışman: Doç. Dr. Haydar Aras
Ocak 2008
Ali Cem SEBER’ in YÜKSEK LĐSANS tezi olarak hazırladığı “Çapraz Akımlı Isı
Değiştiricisiyle Çok Borulu Sistemler Đçin Deneysel Çalışma” başlıklı bu çalışma,
jürimizce lisansüstü yönetmeliğinin ilgili maddeleri uyarınca değerlendirilerek kabul
edilmiştir.
Üye : Doç. Dr. Haydar ARAS (Danışman) Üye : Prof. Dr. Kemal TANER Üye : Yrd. Doç. Dr. Necati MAHĐR Üye : Yrd. Doç. Dr. Đrfan ÜREYEN Üye : Yrd. Doç. Dr. Hüseyin ANKARA Fen Bilimleri Enstitüsü Yönetim Kurulu’nun ............................. tarih ve ...................... sayılı kararıyla onaylanmıştır. Prof. Dr. Abdurrahman KARAMANCIOĞLU Enstitü Müdürü
v
ÖZET
Bir ülke kültürel, politik ve bütün somut yaşam ve üretim koşulları açısından ele
alındığında, kullanılan enerjinin verimlilik ve tasarrufu bakımından elde edilecek iktisadi-
mali sonuçlar, temsili bir rasyonel değer olarak sorgulandığı taktirde, günümüzde bizi o
ülkenin kalkınmışlığı bakımından çok yanlış hükümlerle karşılaştırmayacaktır. Enerji en
verimli ve tasarruflu kullanıldığı hallerde bize bu sonuçlar için pozitif yargılar sunacaktır.
Bu çalışmada amaçlanan; akışkan olarak havanın seçildiği çapraz akımlı ısı değiştiriciler
için bir verimlilik etüdüdür. Isı değiştiricisinde bulunan tek bir ısıtıcı borunun, farklı
sıcaklık ve basınçlar için, devinimi sağlanmış bir atmosferik ortam havasının etkisine
maruz bırakıldığı durumda, aralarında gerçekleşen ısı alış-verişi boyunca, sürekli rejimde,
yalıtılmış sistem özellikleri ve belli bir entropi üretimine sahip olduğu kabul edilerek,
bütün bir sınırlı çoğul boru demeti sistemine uyarlanması ve tek borulu sistem, çok borulu
sistem için de deneysel çalışmaların mevcut envanterle gerçekleştirilmesi ve literatür
karşılaştırılmasının yapılmasıdır. Deneysel çalışmaların kalan bölümleri kanatçıklı boru
demeti ve direkt akıma maruz ısı transfer silindiriyle gerçekleştirilmi ştir. Kanatçıklı
borularla düz boruların deneysel sonuçları açısından karşılaştırılması yapılmış ve sonuçlar
belirlenmiştir. Isı transfer silindiriyle yapılan deneysel çalışmalardaysa ön durma noktası
için farklı basınç, yani Reynolds Sayısı değerlerinde Geidt korelasyonu ile uyumluluk
tartışılmış ve ikinci olarak aynı deney malzemesiyle farklı bir sıcaklıkta silindir etrafındaki
ısı transfer miktarına ait değişim gözlenmiştir.
Anahtar Kelimeler: Çapraz akımlı ısı değiştiricisi, Direkt ısı transfer silindiri, Bir silindirin ön durma noktasında ısı transferi, Isı transferinde kanatçıklar, Dış akışta boyutsuz sayılarla düz borular için ısı taşınım korelasyonları, Zorlanmış taşınım
vi
SUMMARY
A country in focus, while observing about political, cultural and for all physical
lifetime and productivity conditions, it can be said that for the energy in use, is whether
optimized or not, gives us the answer for that, is that country developed? Purpose of this
study is an optimization for a heat exchanger using atmospheric air as a cooling fluid that
is in heat transfer with heated single and multi-tube bundles. While experimantal works, it
is assumed that a single tube under stable conditions, is isolated and has an entropy
generation, the single tube unity can be adapted to the whole multi-tube bundle in a heat
exchanger and conclusions are to be compared experimentally. Remaing experimental
studies are made with finned tubes and direct heat transfer cylinder. For the finned tubes
the conclusions include comparasion with plain tube bundles under same pressure and
heated element temperature. Firstly, with the direct heat transfer cylinder the experimental
study is including comparasion of results with Geidtl correlation for the forward stagnation
point on a cylinder in cross flow and secondly the variation of convective heat transfer
coefficient around a cylinder in cross flow.
Keywords: Cross flow heat exchanger, Direct heat transfer cylinder, Heat transfer at the stagnation point of a cylinder, Finned tubes, Correlations for cylindiric tubes in flow, Forced convection
vii
TEŞEKKÜR
Yüksek lisans eğitimim sırasında, gerek derslerimde ve gerekse tez çalışmalarında,
bana danışmanlık ederek, beni yönlendiren ve her türlü olanağı sağlayan danışmanım
Doç.Dr. Haydar Aras, Prof. Dr. L. Berrin Erbay, Dr. Ümran Erçetin ve benden desteklerini
eksik etmeyen annem Prof. Dr. Gülten Seber, babam Prof. Dr. Sinan Seber, avukat
ağabeyim M. Kerem Seber ve kardeşim Ahmet Can Seber’e en içten teşekkürlerimi
sunarım
viii
ĐÇĐNDEKĐLER
Sayfa ÖZET……………………………………………………………………………….……..v
SUMMARY……………………………………………………………………………....vi
TEŞEKKÜR……………………………………………………………………………...vii
ŞEKĐLLER DĐZĐNĐ………………………………………………………………………xiii
TABLOLAR DĐZĐNĐ……………………………………………………………………..xiv
SĐMGEREL VE KISALTMALAR DĐZĐNĐ……………………………………………...xv
1.GĐRĐŞ…………………………………………………………………………………....1
2. ISI DEĞĐŞTĐRĐCĐLERĐ VE SINIFLANDIRILMALARI……..…… ………………….3
2.1. Isı Değişim Şekline Göre Sınıflama………………………………………………..3
2.1.1. Doğrudan temasın olduğu ısı değiştiricileri…………………………………4
2.1.2. Akışkanlar arasında doğrudan temasın olmadığı ısı değiştiricileri………….4
2.2. Isı geçiş yüzeyinin ısı geçiş hacmine oranına göre sınıflama………………………5
2.3. Farklı Akışkan Sayısına Göre Sınıflama……………………………………….…..6
2.5. Isı Değiştiricilerinin Konstrüksiyonları…………………………………………….6
2.5.1. Borulu ısı değiştiricileri…………….……………………………………………..7
2.5.1.1. Düz borulu ısı değiştiricileri..………………………………………….......7
2.5.1.2. Spiral borulu ısı değiştiricileri...............…………………………………...8
2.5.1.3. Gövde borulu ısı değiştiricileri…………………………………………….9
2.5.1.4. Özel borulu ısı değiştiricileri……………………………………………..11
2.5.2. Levhalı ısı değiştiricileri…………………………………………………………11
2.5.2.1. Contalı levhalı ısı değiştiricileri…………………………………………..12
2.5.2.2. Spiral levhalı ısı değiştiricileri……………………………………………13
2.5.2.3. Lamelli ısı değiştiricileri………………………………………………….14
2.5.2.4. Đnce film ısı değiştiricileri………………………………………………...15
2.6. Kanatlı yüzeyli ısı değiştiricileri……………………………………………………15
2.6.1. Levhalı kanatlı ısı değiştiricileri…………………………………………….15
2.6.2. Borulu kanatlı ısı değiştiricileri……………………………………………..16
ix
ĐÇĐNDEKĐLER (devam)
Sayfa
2.7. Rejeneratif ısı değiştiricileri……………………………………………………..17
2.7.1. Sabit dolgu maddeli rejeneratörler…………………..……………………18
2.7.2. Döner dolgu maddeli rejeneratörler……………………………………….19
2.7.3. Paket yataklı rejeneratörler………………………………………………..20
2.8. Karıştırmalı Kaplarda Isı Değişimi……………………………………………….22
2.9. Isı Değiştiricilerinde Akış Düzenlemeleri………………………………………..22
2.9.1. Tek geçişli ısı değiştiricileri………………………………………………22
2.9.1.1. Paralel akımlı ısı değiştiricileri…………………………………23
2.9.1.2. Ters akımlı ısı değiştiricileri……………………………………23
2.9.1.3. Çapraz akımlı ısı değiştiricileri…………………………………24
2.9.2.Çok geçişli ısı değiştiricileri………………………………………………25
2.9.2.1. Çapraz-ters ve çapraz-paralel akımlı düzenlemeler…………….25
2.9.2.2. Çok geçişli gövde borulu ısı değiştiricileri……………………..26
2.9.2.3. n Paralel levha geçişli düzenlemeler……………………………26
3. ISI DEĞĐŞTĐRĐCĐLERĐN ISIL HESAPLARI……………………………………….28
3.1. Toplam Isı Geçiş Katsayısı K, Temas Direnci ve Kirlilik Faktörü………………29
3.2. Logaritmik sıcaklık farkının kullanılması………………………………………..31
3.2.1. Paralel akışlı ısı değiştiricisi………………………………………………33
3.3. Isı Değiştiricisi Çözümlemesi, etkenlik NTU Yöntemi…………………………..37
4.KAYNAK ARA ŞTIRMASI…………………………………………………………...42
5.DENEYSEL ÇALIŞMA……………………………………………………………….47
5.1. Deney Tesisatı……………………………………………………………………..47
5.2. Aktif Eleman………………………………………………………………………49
5.2.1. Düz borulu ısıtıcı(aktif eleman)……………………………………………49
5.2.2. Kanatçıklı boru ısıtıcısı(aktif eleman)……………………………………..49
x
ĐÇĐNDEKĐLER (devam)
Sayfa
5.2.3. Yerel ısı transfer elemanı…………………………………………………..50
5.3. Hesaplamalar………………………………………………………………………..50
5.3.1. Aktif eleman için hesaplamalar…………………………………………….50
5.3.2. Kanal içindeki hava akım hızının hesaplanması……………………………51
5.3.3. Kanatçıklı boru için hesaplamalar………………………………………….52
5.4. Süreklilik Koşullarının Elde Edilmesi………………………………………………53
5.5. Deneylerin Teorisi…………………………………………………………………54
5.5.1. Çapraz akımda yalıtılmış silindir…………………………………………..54
5.5.2. Çapraz akımda boru demetleri……………………………………………..56
5.5.3. Çapraz akımda kanatçıklı borular………………………………………….59
5.5.4. Yerel ısı transfer elemanı…………………………………………………..61
6. DENEYLERĐN YAPILIŞI……………………………….……………………………63
6.1. Sürekli Rejimde Yalnız Bir Boru Đçin Isı Transferi, Sıcaklık Farkı
Ve Yüzey Isı Transferi Katsayısının Çapraz Akımda 30m.s-1
Hızlara Kadar Hesaplanması………………….……..……………………….…..64
6.2. Çapraz Akışlı Isı Değiştiricisinde 1., 2., 3., 4., 5. Ve 6. Boru
Sıraları Đçin Sürekli Rejimde Ortalama Yüzey Isı Transfer
Katsayısının Hesaplanması……………..………………………………………....65
6.3. Çapraz Akımlı Isı Değiştiricisinde 1’den 6’ya Kadar Seçime
Bağlı Boru Sırası Sayısı Đçin Ortalama Yüzey Isı Transfer
Katsayısının Hesaplanması…………………………………………………………66
6.4. Çapraz Akımda Dairesel Boru Demetleri Đçin Harici Kanatçıkların
Güç Yoğunluğu Etkisinin Đncelenmesi…………………………...………………..66
6.5. Direkt Isı Transfer Silindiri Kullanarak Çapraz Akımda
Bir Isıtıcı Silindirin Ön Durma Noktası için Nusselt ve
Reynolds Sayıları arasındaki Đlişkinin Ortaya Çıkarılması….…………………….67
6.6. Çapraz Akımda Bir Silindir Etrafında Gerçekleşen Taşınılma
xi
ĐÇĐNDEKĐLER (devam)
Sayfa
Isı Transferine ait Katsayıdaki Değişimlerin Hesaplanması………………..….….68
7. DENEY SONUÇLARI………………………………………………………………....70
7.1. Sürekli Rejimde Yalnız Bir Boru Đçin Isı Transferi, Sıcaklık Farkı
Ve Yüzey Isı Transferi Katsayısının Çapraz Akımda 30m.s-1
Hızlara Kadar Hesaplanması………………….……..……………………….…..70
7.2. Çapraz Akışlı Isı Değiştiricisinde 1., 2., 3., 4., 5. Ve 6. Boru
Sıraları Đçin Sürekli Rejimde Ortalama Yüzey Isı Transfer
Katsayısının Hesaplanması……………..………………………………………....74
7.3. Çapraz Akımlı Isı Değiştiricisinde 1’den 6’ya Kadar Seçime
Bağlı Boru Sırası Sayısı Đçin Ortalama Yüzey Isı Transfer
Katsayısının Hesaplanması…………………………………………………………82
7.4. Çapraz Akımda Dairesel Boru Demetleri Đçin Harici Kanatçıkların
Güç Yoğunluğu Etkisinin Đncelenmesi…………………………...………………..83
7.5. Direkt Isı Transfer Silindiri Kullanarak Çapraz Akımda
Bir Isıtıcı Silindirin Ön Durma Noktası için Nusselt ve
Reynolds Sayıları arasındaki Đlişkinin Ortaya Çıkarılması….…………………….86
7.6. Çapraz Akımda Bir Silindir Etrafında Gerçekleşen Taşınılma
Isı Transferine ait Katsayıdaki Değişimlerin Hesaplanması…..…………..….…..89
8. SONUÇLAR VE DEĞERLENDĐRME………………………………………………...90
xii
ŞEKĐLLER D ĐZĐNĐ
Şekil Sayfa
2.1.a. Çift boru prensip şeması……………………………………………………….7
2.1.b. Seri halde bağlanmış çift boru…………………………………………………7
2.2. Đçteki borusu üzerinde eksenel kanatlar bulunan çift borulu ısı değiştiricisi…..8
2.3. Depo içine yerleştirilmi ş spiral borulu ısı değiştiricisi………………………...8
2.4.a. Gövde borulu ısı değiştirici prensip şeması……………………………………9
2.4.b. Gövde borulu ısı değiştiricisi resmi……………………………………………9
2.5. Boru demeti düzenlemeler….…………………………………………………10
2.6. Contalı levhalı ısı değiştiricisi montaj ve akış…………………………………11
2.7.a Bir kanalda spiral diğer kanalda eksenel akış borulu ısı değiştiricisi…………12
2.7.b. Yoğuşturucu olarak kullanılan spiral borulu ısı değiştiricisi………………….12
2.7.c. Spiral levhalı ısı değiştiricisi kesitleri………………………………………….13
2.8. Levhalı kanatlı ısı değiştirici prensibi…………………………………………..15
2.9. Bireysel boru dışına konulan boru eksenine dik(veya helisel)
bazı kanat şekilleri………………………………………………………………19
2.10. Sabit dolgu maddeli rejeneratörlerde akımın şematik gösterimi……………….18
2.11. Gaz tirbünlerinde kullanılan disk tipi döner dolgu maddeli rejeneratör………..19
2.12. Ljunsgstrom tipi döner rejeneratif hava ısıtıcısı tipi……………………………19
2.13. Paket yataklı rejeneratör………………………………………………………..21
2.14. Tek ve çok geçişli ısı değiştirici prensiplerine ait bazı örnekler…………….…23
2.15. Akışkanların ikisinin de karışmadığı çapraz akımlı ısı değiştiricisinde
giriş ve çıkıştaki sıcaklık dağılımları……………………………………………25
2.15. n Paralel levha geçişli düzenlemeler…………………………………………….27
3.1. Đki yüzey arasındaki temas direnci……………………………………………….30
3.2. Đki yüzey arasında toplam ısı geçiş katsayısının şematik gösterimi……………..31
3.3. Sıcak ve soğuk akışkanlar arasındaki ısı alışverişi……………………………….32
3.4. Paralel akışlı ısı değiştiricisinde sıcaklık farkı ve diferansiyel eleman gösterimi...33
4.1. Deneylerde kullanılan çapraz akımlı ısı değiştiricisi ve kontrol
cihazlarının şeması………………………………………………………………..47
xiii
5.1. Çapraz akımlı bir ısı değiştiricisinde en küçük serbest alan………………………57
5.2. Çapraz akımda toplam boru sırası adeti için boru faktörü değişimi……………...59
8.1. 65˚C’de gerçekleştirilen tek borulu deney için sonuçlar………………………….90
8.2. 90˚C’de gerçekleştirilen tek borulu deney için sonuçlar………………………….91
8.3. 1’den 4’e kadar boru sıralarının Re sayısı taşınım katsayısı değerleri……………92
8.4. 5. ve 6. boru sıralarının Re sayısı taşınım katsayısı değerleri…………………….93
8.5. Deney 7.3-7.9 sonuçlarından elde edilen Re-Nu grafiği………………………….95
8.6. Boru düzeltme faktörünün boru sırası adetiyle değişimi………………………….97
9.7. Kanatçıklı ve düz boru için sıcaklık farkı ısı taşınım katsayısı değişim grafiği…..99
9.8. Deneysel çalışma 7.6’nın sonuçlarından çıkarılan Re-Nu grafiği…………………100
9.9. Direkt ısı transfer silindiri etrafında taşınım katsayısı değişim grafiği……………102
xiv
TABLOLAR D ĐZĐNĐ
Tablo Sayfa
7.1. 65˚C’de tek borulu deney sonuçları…………………………………………….….70
7.2. 90˚C’de tek borulu deney sonuçları…………………………………………….….71
7.3. 90˚C’de 1. sıra için çok borulu deneylerin sonuçları…………..……………….….74
7.4. 90˚C’de 2. sıra için çok borulu deneylerin sonuçları…………..……………….….77
7.5. 90˚C’de 3. sıra için çok borulu deneylerin sonuçları…………..……………….….78
7.6. 90˚C’de 4. sıra için çok borulu deneylerin sonuçları…………..……………….….79
7.7. 90˚C’de 5. sıra için çok borulu deneylerin sonuçları…………..……………….….80
7.8. 90˚C’de 6. sıra için çok borulu deneylerin sonuçları…………..…………………..81
7.9. 65˚C’de her bir boru sırası için çok borulu deney sonuçları……………………….82
7.10. Periyodik sıcaklık farkları için çok borulu deney sonuçları……………………….83
7.11. Kanatçıklı boruyla gerçekleştirilen deneysel çalışma sonuçları……………….…..85
7.12. Direkt ısı transfer silindiriyle ön durma noktası için sabit basınçta ölçüm………...86
7.13. Direkt ısı transfer silindiriyle ön durma noktası için sabit sıcaklıkta ölçüm……….89
8.1. Artan boru sırasına karşılık ısı değiştiricisi borularının toplam
yüzey taşınım katsayısının hesaplanması…………………………………………..93
8.2. Đlk dört boru sırası için ortalama Reynolds ve Nusselt sayıları……………………..94
xv
SĐMGELER VE KISALTMALAR D ĐZĐNĐ Simgeler Açıklamalar
A (m2) Isı Transfer Alanı
a Boyutsuz dik doğrusal düzenleme uzunluğu(ªSL/D)
b Boyutsuz çaprazlama doğrusal düzenleme uzunluğu(ªST/d)
Cp(J.kg-1.K-1) Özgül Isı Kapasitesi
c Bir Sabit
d (m) Aktif Eleman ya da Boru Çapı
Fa Düzeltme Katsayısı
Fn Düzeltme Katsayısı
H (mmH2O) Manometrik Düşü(Emme Basıncı Farkı)
H (W.m-2.K-1) Yüzey Isı Taşınım Katsayısı
U (W.m-2.K-1) Isı Değiştiricisi Toplam Isı Transfer Katsayısı
K (W.m-2.K-1) Isı Değiştiricisi Toplam Isı Transfer Katsayısı
K (W.m-1.K-1) Isıl Đletkenlik
l (m) Anma Uzunluğu
m Üssel bir sabit sayı
n Üssel bir sabit sayı
Nu Nusselt Sayısı (h.d/k)
P (N.m-2) Basınç
Pr Prandtl Sayısı(Cp.µ/k)
(Watt) Isı Transferi Miktarı
R (Ohm) Elektrikli Isıtıcının Direnci
Re Reynolds Sayısı(U.d/υ)
SL(m) Đki dik komşu boru arası doğrusal mesafe
ST(m) Đki çaprazlama komşu boru arası doğrusal mesafe
t (˚C) Ortam Sıcaklığı
T (K) Mutlak Sıcaklık
U (m/s) Hız
xvi
Simgeler Açıklamalar
Uı(m/s) Efektif Hız
V (Volt) Aktif Eleman Gerilimi
µ (N.s.m-2) Mutlak Vizkosite
υ (m2.s-1) Kinematik Vizkosite
ρ (kg.m-3) Yoğunluk
φ (W/m-2) Isı Akısı
∆Tm Logaritmik sıcaklık farkı
Alt indisler Açıklamalar
a Yerel(Atmosferik)
c Soğuk akışkan
D Kanala ve Çapla değişen Reynolds sayısına
e Çıkış
h Sıcak akışkan
i Giriş
m Ortalama
p Basınç
s Yüzey
1
1. GĐRĐŞ
Đki akışkan arasında ısı transferi gerçekleştirmek amacıyla çok çeşitli ısı
değiştiricileri tasarlanmıştır. Bunların içinde en yaygın bulunan tasarımlardan birisi,
ısının boru demetleri içinde akan bir akışkanla, başka tipteki bir akışkanın boru
demetinin dışında, boruların üzerinden çaprazlama akmasıyla yapılan ısı transferi
şeklidir. Bu şekilde tasarlanmış ısı transfer sistemleri çapraz akışlı ısı değiştiriciler
olarak adlandırılır.
Çeşitli sayıda boru düzenlemeleri çapraz akışlı ısı değiştiricisinin verimliliğini
artırmak amacıyla tertiplenmiş ve bu amaca uygun olarak tasarlanan ısı değiştiricisinin
verdiği ısı transfer oranına bakılarak fiziksel boyutları küçültülmeye çalışılmıştır. Hangi
derecede olursa olsun, tüm bu amaçlar doğrultusunda yapılan düzenlemeler boru
demetleri arasında akan akışkanın türbülansını arttırmaktır.
Bu amaca uygun olarak bir çapraz akışlı ısı değiştiricisinde sistem
özelliklerinden yola çıkılarak toplam ısı transfer katsayısının, üç unsurdan meydana
geldiği söylenebilir. Bular, boruların içinden akan akışkanın ısı taşınım katsayısı, boru
malzemesinin ısı iletim katsayısı ve kalınlığı, ve son olarak da boruların dışında akan
akışkan yüzeyden ısı taşınım katsayısı.
Đlk iki unsurun değiştirilerek iyileştirilmesi, borular içindeki akışkanın hızını
arttırmak ve boru duvar kalınlığını azaltmak, ya da daha yüksek ısıl iletkenliği olan
malzeme kullanmakla başarılabilir.
Üçüncü unsuru iyileştirmek için ise; akım hızını arttırarak her bir boru için dış
akıştaki Reynolds Sayısını arttırmakla mümkün olabilir. Bir başka seçenek olarak, boru
dizilişi türbülansı arttırmak için değiştirilebilir. Bu sonuca ulaşabilmek için boruların
konumlandırılışında dikkatle izlenmesi gerekli durum; bir sonraki boru sırası için
mevcut türbülans etkisindeki alanının, önce gelen boru sırası tarafından sözü edilen
mevcut türbülansın tekrar uyarılmasıyla gerçekleşeceğidir. Bundan dolayı boru
demetinin derinliğiyle orantılı olarak türbülansın derecesine göre kademe etkisi artarak
2
meydana gelecektir. Bundan başka boruların dışında genişletilmiş yüzeyler (kanatçıklar)
kullanılarak ısı geçişi miktarı arttırılabilir.
Türbülans etkisinin amacı, yüzeydeki ısı taşınım katsayısını artırılmış
Reynolds Sayısının tek başına belirlediği ısı taşınım katsayısı değerleri haricinde
başarmaktır.
Yapılan çalışmada, çapraz akımlı ısı değiştiricisi farklı hava akım hızlarında
denenmiş, başlangıçta tek borulu bir sistemin mevcut özelliklerinden yola çıkarak deney
sonuçları, ampirik bağıntılarla karşılaştırılmış daha sonra taşınım korelasyonları
yardımıyla, çok borulu sistemler için de, boruların tek başlarına benzer sistem
özellikleri gösterdiği durumlar çerçevesinde tek ve çok borulu sistemler arasında
bağlantı kurulmuş ve sonuçlara gidilmiştir. Tek borulu bir sistem çok borulu bir
sistemle düz boru kabulü için karşılaştırılmış, düz çok borulu sistem, kanatçıklı çok
borulu bir ısı değiştiricisi sistemiyle karşılaştırılmıştır. En son olarak da düz silindirik
bir yerel ısı transfer elemanı üzerinde belirli noktalardaki ısı taşınım katsayısının
hesaplanması ve grafiğinin çizilmesi bunun ardından da silindir çevresinde ölçümler
yardımıyla homojen bir sıcaklık dağılımı elde etmek amacıyla derece diski
döndürülerek silindir çevresinde sıcaklık sabit tutularak hava kanalı hızı değiştirilmi ş,
Reynolds ve Nusselt rakamlarındaki değişimin gözlemlenmesi sonucu bir grafik
çizilerek, Geidtl korelasyonuyla uyumluluğuna bakılmıştır. Bütün bunların sonucunda
bir verimlilik analizi yapılmıştır.
Çapraz akışlı ısı değiştiricilerin endüstriyel alanda çok çeşitli düzenlemelerle
kullanıldığından dolayı mühendislerin bu birimlerin performansı konusunda iyi
derecede bilgi sahibi olması gerekmektedir.
3
2. ISI DEĞĐŞTĐRĐCĐLERĐ VE SINIFLANDIRILMALARI
Mühendislik uygulamalarının en önemli ve en çok karşılaşılan işlemlerinden
birisi, farklı sıcaklıklardaki iki veya daha fazla akışkan arasındaki ısı değişimidir. Bu
değişimin yapıldığı cihazlar, genelde ısı değiştirici olarak adlandırılmakta olup, pratikte
termik santralarda, kimya araçlarında, elektronik cihazlarda, alternatif enerji
kaynaklarının kullanımında, ısı depolanması vb. birçok yerde bulunabilmektedir.
Isı değiştiricileri içinde yoğuşma ve buharlaşma gibi bir faz değişimi yoksa,
bunlara duyulur ısı değiştiricileri, içinde faz değişimi olanlara ise gizli ısı değiştiricileri
adı verilir. Diğer taraftan, buhar kazanları, nükleer santralar veya elektrikli ısıtıcılar da
içlerinde ısı üretimi olan birer ısı değiştiricisi olmasına rağmen, literatürde genelde ayrı
konular olarak incelenir.
Çoğunlukla ısı değiştiricilerinde akışkanlar, birbirleriyle karıştırılmadan ısı
geçişinin doğrudan yapıldığı genelde metal malzeme olan katı bir yüzey ile
birbirlerinden ayrılırlar. Bu tip ısı değiştiricileri yüzeyli veya reküparatif olarak
adlandırılır. Dolgu maddeli veya rejeneratif olarak adlandırılan diğer tip ısı
değiştiricilerinde, ısı geçişi doğrudan olmayıp, ısı, önce akışkan tarafından, döner veya
sabit bir dolgu maddesine verilerek depo edilir, daha sonra bu dolgu maddesindeki bu
ısı soğuk akışkana verilir. Genel olarak reküparatif ısı değiştiricilerindeki incelemeler
zamandan bağımsız olmasına rağmen, rejeneratif ısı değiştiricilerinde incelemeler
zamana bağlıdır.
2.1. Isı Değişim şekline göre sınıflama
Bu sınıflamada ısı değiştiricileri, akışkanlar arasında veya katı cisimler ile bir
akışkan arasında doğrudan doğruya bir temasın olduğu ve olmadığı şekillerde olmak
üzere iki grupta göz önüne alınır.
4
2.1.1. Doğrudan temasın olduğu ısı değiştiricileri
Bu tip ısı değiştiricileri içinde farklı sıcaklıklardaki akışkanlar veya bir akışkan
ile katı maddeler birbirleri ile doğrudan doğruya karıştırılır veya temasa geçirilir. Đki
farklı sıcaklıktaki akışkanın temasa getirildiği sistemlerde, genellikle akışkanlardan
birisi gaz, diğeri ise buharlaşma basıncı küçük olan bir sıvıdır. Isı geçişi işleminden
sonra, iki akışkan birbirinden kendiliğinden ayrılır. Endüstriyel işlemler sonucu ortaya
çıkan ısının atılması için pratikte çok kullanılan soğutma kuleleri bu tip ısı
değiştiricilerine iyi bir örnektir.
2.1.2. Akışkanlar arasında doğrudan temasın olmadığı ısı değiştiricileri
Bu tiplerde ısı, önce sıcak akışkandan iki akışkanı ayıran bir yüzeye veya bir
kütleye geçer. Daha sonra bu ısı bu yüzeyden veya kütleden soğuk akışkana iletilir.
Yüzeyli, dolgu maddeli ve akışkan yataklı ısı değiştiricileri olmak üzere üç grupta
incelenebilir.
Bunların birincisi doğrudan ısı geçişi olan ısı değiştiricileridir ve bu tip ısı
değiştiricilerinde farklı sıcaklıklardaki iki akışkan, ince cidarlı bir boru veya levha
yüzeyleri ile birbirlerinden ayrılır. Đki akışkan ısı değiştirici içinde birbirlerine
karışmadan hareket ederler. Bunların içinde hareketli bir makine elemanı yoktur ve
bazen bunlar literatürde reküperatif ısı değiştiricileri olarak da adlandırılırlar. Pratikte
karşılaşılan önemli tipleri, borulu, levhalı ve kanatlı yüzeyli ısı değiştiricileridir
Đkinci bir grup ise ısının depolandığı ısı değiştiricileridir. Bunlarda önce sıcak
akışkan belirli bir süre değiştirici içindeki dolgu maddesinin yüzeyleri üzerinden
geçirilerek dolgu maddesini ısıtır. Daha sonra ısınan bu dolgu maddesinin yüzeyleri
üzerinden soğuk akışkan geçirilerek ısınması sağlanır. Bu tipten ısı değiştiricilerine
rejeneratör adı da verilir.
5
Üçüncü son grupta yer alan akışkan yataklı ısı değiştiricilerinde, içinden diğer
bir akışkanın geçtiği ısı geçiş boruları yerleştirilerek, taneciklerin doğrudan kurutulması
yanı sıra, aralarında temasın olmadığı bir ısı değiştirici tipi de elde edilebilir.
2.2. Isı Geçişi Yüzeyinin Isı Geçişi Hacmine Oranına Göre Sınıflama (Kompaktlık)
Bu sınıflama için ısı değiştiricilerinde β şeklinde yüzey alanı yoğunluğu adı
verilen bir büyüklük tanımlanır.
β = Isı geçiş yüzeyi (m2) / Isı değiştirici hacmi (m3) (1.1)
Bu tanıma göre, literatürde β > 700 m2/m3 olanlar ise kompakt olmayan ısı
değiştiricileri olarak göz önüne alınır. A ısı geçiş olan yüzey, V hacmi, K toplam ısı
geçiş katsayısını, Δtm ise ortalama logaritmik sıcaklık farkını göstermek üzere, değişik
ısı değiştirici tiplerinde β büyüklüğü ile Q geçen ısı miktarları, aşağıdaki şekillerde
tanımlanabilir.
Gövde borulu
β = ( Asıcak + Asoğuk) / Vtoplam Q = K(β/2)Vtoplam Δtm
(1.2)
Levha ve kanatlı
β = Asıcak/ Vsıcak veya yüzeyli Q = K(βVsıcak) Δtm (1.3)
Asıcak/ Vsoğuk veya K(βVsoğuk) Δtm
Rejenaratörler
β = Asıcak / Vtoplam veya Q = K(βV) Δtm (1.4)
Asoğuk / Vtoplam
6
2.3. Farklı Akışkan Sayısına Göre Sınıflama
Pratikteki birçok uygulamada, ısı değiştiricilerinde genellikle iki akışkan
arasındaki ısı geçişi göz önüne alınır. Buna karşılık az da olsa bazı kimyasal işlemlerde,
soğutma tekniğinde, havanın ayrıştırılmasında, hidrojenin saflaştırılması ve
sıvılaştırılması gibi olaylarda üç akışkanlı ısı değiştiricileri ile karşılaşılabilir.
Üç ve daha fazla akışkan ile çalışan ısı değiştiricilerinin teorik analizleri
oldukça karmaşık olup tasarımları da güçtür.
2.4. Isı Geçişi Mekanizmasına Göre Sınıflama
Đki tarafta da tek fazlı akış; ısı değiştiricinin iki tarafındaki tek fazlı akışlardaki
ısı taşınımı bir pompa veya vantilatör ile tahrik edilen zorlanmış ya da yoğunluk
farkının doğurduğu doğal olarak olabilir
Bir tarafta tek fazlı diğer tarafta çift fazlı akış; bu ısı değiştiricilerinin bir
taraflarında zorlanmış veya tek fazlı akış varken, diğer taraflarında kaynamakta veya
yoğuşmakta olan iki fazlı akış vardır.
Đki tarafta da çift fazlı akış; bu tip ısı değiştiricilerinin bir taraflarında
buharlaşma, diğer taraflarında yoğuşma işlemi vardır.
Taşınılma ve ışınımla beraber ısı geçişi; özellikle bir tarafında yüksek
sıcaklıkta gaz olan ısı değiştiricilerinde taşınımla ve ışınımla ısı geçiş bir arada görülür.
2.5. Isı Değiştiricilerinin Konstrüksiyonları
Isı değiştiricileri genellikle konstrüksiyon özeliklerine göre karakterize
edilirler. Borulu, levhalı, kanatlı ve rejeneratif olarak belli başlı gruplara ayrılırlar.
7
2.5.1 Borulu ısı değiştiricileri
Bu tip ısı değiştiricilerinde eliptik, dikdörtgen ve genellikle de dairesel kesitli
borular kullanılır. Boru çapının, boyunun ve düzenlemesinin kolayca değiştirilebilmesi
nedeniyle projelendirmede büyük kolaylıklar sağlar. Ayrıca dairesel kesitli boruların,
diğer geometrik şekillere göre yüksek basınçlara dayanabilmeleri nedeniyle, bu tip ısı
değiştiricileri yüksek basınçlarda rahatlıkla kullanılabilir.
2.5.1.1 Düz borulu ısı değiştiricileri
Pratikte çift borulu olanların yanı sıra, boru demetinden yapılmış çeşitlerine de
rastlanır. Bu tip ısı değiştiricilerin teorik analizleri çok basittir. Bu tip ısı değiştiricisinin
temizlenmesi kolay olduğundan kirletici akışkanlar için uygun bir konstrüksiyondur.
Şekil 2.5.1.a’da tipik bir çift borulu ısı değiştiricisi prensip şeması, Şekil
2.5.1.b’de seri bağlanmış bir çift borulu ısı değiştiricisi prensip şeması gösterilmektedir.
Şekil 2.5.2’de ise görünüş resmi verilmektedir.
Şek.2.1.a.Çift boru prensip şeması b. Seri halde bağlanmış çift boru
8
Şek. 2.2. Đçteki borusu üzerinde eksenel kanatlar bulunan çift borulu ısı değiştiricisi
2.5.1.2. Spiral borulu ısı değiştiricisi
Bir veya daha fazla borudan spiral ile bu spiralin dışındaki bir depodan
meydana gelir. Bir örneği Şekil 2.5.3’de verilmiş bulunan basit ve ucuz şekilde elde
edilebilen bu ısı değiştiricileri genellikle havuz ve depolardaki akışkanların sıcaklık
kontrolünde kullanılabilir.
Şek.2.3. Depo içine yerleştirilmi ş spiral borulu ısı değiştiricisi
9
2.5.1.3. Gövde borulu ısı değiştiricileri
Prensip şeması Şekil 2.5.4.a’da verilen bu ısı değiştirici, silindirik bir gövde ile
bu gövde içine yerleştirilen birbirine paralel borulardan meydana gelir. Akışkanlardan
birisi boruların içinden, diğeri ise gövde içinden akar. Bu ısı değiştiricilerinin belli başlı
elemanları, borular (veya) boru demeti, gövde, iki baştaki kafalar, boruların tespit
edildiği ön ve arka aynalar ile gövde içindeki akışı yönlendiren ve borulara destek
olabilen şaşırtma levhaları veya destek çubuklarıdır. Petrol rafinerilerinde, termik
santrallerde, kimya endüstrisinde çok fazla uygulama alanı bulabilen bu ısı
değiştiricisine ait bir resim Şekil 2.5.4.b’da görülmektedir.
Şek.2.4.a Gövde borulu ısı değiştirici prensip şeması
10
Şek.2.4.b. Gövde borulu ısı değiştirici prensip resmi
Bir gövde borulu ısı değiştirici içindeki boru demeti, Şekl 2.5.5’te görüldüğü
gibi, eşkenar üçgen, kare veya döndürülmüş üçgen ve döndürülmüş kare şekillerinde
yapılabilir.
11
Şek. 2.5. Boru demeti düzenlemeleri
2.5.1.4. Özel gövde borulu ısı değiştiricileri
Konstrüktif olarak klasik gövde borulu ısı değiştiricilere benzemesine rağmen,
özel kullanımlar için imal edilirler.
2.5.2. Levhalı ısı değiştiricileri
Bunlarda esas ısı geçişinin olduğu yüzeyler genelde ince metal levhalardan
yapılır. Bu metal yüzeyler düz veya dalgalı biçimde olabilir. Borulu tipten olan ısı
değiştiricilerine göre yüksek basınç ve sıcaklıklara çıkamazlar.
12
2.5.2.1. Contalı levhalı ısı değiştiricileri
Şekil 2.5.6’da montajlı ve levhalar arası akışın gösterildiği bu ısı değiştirici,
ince metal levhalardan bir paket yapılarak elde edilir. Akışkanların geçebilmesi için dört
tarafında delik bulunan metal levhalar paket haline getirilirken uygun contalar kullanılır.
Genellikle fabrikasyon olarak üzerlerine dalgalı form verilen bu levhalar düşey olarak
yerleştirilerek, sıkıştırma çubukları ile sıkıştırılır. Dalgalı form, levhaların rijidliğini
artırması yanı sıra, akışın türbülanslı olmasını da sağlar. Levhalar arasındaki
boşluklardan, sıcak ve soğuk akışkanlar birbirlerine karışmadan akarlar. Đstenildiğinde
sisteme levha ilave edilerek veya çıkarılarak ısıl kapasitesi değiştirilebilir.
Şek.2.6. Contalı levhalı ısı değiştirici montaj ve akış
13
2.5.2.2 Spiral levhalı ısı değiştiricisi
Genel görünüşü Şekil.2.5.7.a, b’de, dikine ve boyuna kesitleri Şekil 2.5.7.d’de
gösterildiği gibi bu ısı değiştiricileri, 150 ila 1800mm genişliğindeki uzun iki ince metal
levhanın spiral şeklinde sarılması ile elde edilir. Đki levha arasına konulan saplamalar ile
düzgün bir aralık sağlanabilir. Levhaların iki tarafı da contalı kapaklar ile kapatılır.
Akışkanlar birbirlerine göre paralel veya ters yönde akıtılabilir. Temizlenmeleri kolay
olduğundan, bu ısı değiştirici tortu yapabilen viskoz akışkanlar için çok uygundur.
Şekil 2.7.a.Bir kanalda spiral diğer kanalda, b. Yoğuşturucu olarak kullanılan spiral eksenel akış borulu ısı değiştirici. eksenel akış borulu ısı değiştirici.
14
Şek.2.7.c. Spiral levhalı ıs değiştiricisi kesitleri
2.5.2.3. Lamelli ısı değiştiricileri
Bu ısı değiştirici, bir gövde içine yassılatılmış borulardan yapılmış bir demetin
yerleştirilmesi ile elde edilir. Bu borulara lamel adı verilir ve genellikle nokta veya
elektrikli dikiş kaynağı ile birbirlerine tutturulur. Akışkanlardan birisi yassılatılmış
lamelli borular içinden akarken, diğer akışkan bu lamellerin arasından akar. Gövde
içinde ayrıca şaşırtma levhaları yoktur. Akış tek geçişli olup, akışkanlar birbirlerine
göre ters veya paralel olarak akabilir. Hidrolik çap küçük olduğundan, büyük ısı taşınım
katsayıları elde edilebilir. Teflon conta kullanıldığında 200˚C, asbest conta
kullanıldığında 500˚C sıcaklık değerlerine ve 30 bar basınca kadar çıkılabilir.
15
2.5.2.4. Đnce film ısı değiştiricileri
Çok yüksek viskoziteli ve sıcaklığa duyarlı maddelerin ısıtılmasında ve
soğutulmasında ince film ısı değiştiricileri önemli uygulama alanı bulur. Değiştirici
içinde sıcağa duyarlı maddelerin kısa kalış süresi ve büyük ısı taşınım katsayısına sahip
olmaları nedeniyle, pratikte çoğu zaman bu ısı değiştiricileri buharlaştırıcı olarak
kullanılırlar.
Đnce film ısı değiştiricilerinde ısıtılmış bir konik veya silindirik kısım içinde
döner bir rotor bulunur. Üst kısımdan giren viskoz akışkan, bir dağıtıcı halkadan
geçerek rotor kanatları yardımıyla sıcak silindirik veya konik iç yüzeyi üzerinde ince bir
film tabakası oluşturur. Bu esnada buharlaşan gazlar yukarıdan çıkarken,
buharlaşmayan kısım alttan alınır. Bu tip ısı değiştiricileri 15 m yükseklik, 2 m çap
değerlerine kadar imal edilebilir.
2.6 Kanatlı Yüzeyli Isı Değiştiricileri
Buraya kadar incelenen borulu ve levhalı ısı değiştiricilerinde genel olarak β
yüzey alan yoğunluğu (kompaktlık) 300 m2/m3 değerinden, ısıl etkenlikleri ise %60
değerinden daha küçüktür. Bu tip ısı değiştiricilerin kompaktlığı ve ısıl etkenliği
artırılmak istenir ise, asıl ısıtma yüzeylerine kanat adı verilen çıkıntılar ilave edilerek
ısıtma yüzeyleri büyütülebilir. Prensip olarak ısı taşınım katsayısının küçük olduğu
akışkan(genellikle gaz, bazen de sıvı) tarafına kanatlar konulur. Bu durumda, küçük
hacimde daha fazla ısı geçişi sağlanabilmesine karşın, yüzeylere ilave edilen çıkıntıların
oluşturduğu ilave basınç kayıpları gözden uzak tutulmalıdır. Bu yüzden konstrüktif
olarak en uygun yüzey ilaveleri (kanat profilleri) araştırılmalıdır.
2.6.1. Levhalı kanatlı ısı değiştiricileri
Prensip şeması Şekil 2.6.1’de verilen bu tip ısı değiştiricilerinde kanatlar,
paralel levhalar halindeki yüzeyler arasına mekanik olarak preslenerek, lehimlenerek
veya kaynak edilerek tespit edilir. Isı değiştiricinin rijidli ğini artırması ve yüksek
16
basınçlarda çalışmasını sağlayabilmesi bakımından levhalı kanatların önemli
fonksiyonları vardır. Bazen kanatlara farklı formlar verilerek akışkanın kendi içinde
karışması da sağlanabilir. Levhalı ısı değiştiricilerin konstrüktif özellikleri olarak,
kullanma basıncı ortalama 7 bar (bazı özel gayeler için 80 bar değeri olabilir), β yüzey
alan yoğunluğu (kompaktlık) maksimum 5900 m2/m3 (ortalama 2000 m2/m3) değerleri
verilebilir.
2.8. Levhalı kanatlı ısı değiştirici prensibi
2.6.2. Borulu kanatlı ısı değiştiricileri
Bir tarafında gaz, diğer tarafında sıvı akan ısı değiştiricilerinde, sıvı tarafındaki
ısı taşınım katsayısı daha yüksektir, bu nedenle çoğunlukla sıvı akışkan tarafı kanat
gerektirmez. Diğer taraftan mukavemet bakımından uygun geometri silindir
olduğundan, ısı değiştiricilerde yüksek basınçlı akışkan (genellikle de sıvı akışkan
tarafındaki basınç, gaz tarafındaki basınçtan daha yüksektir bu nedenle sıvı akışkan)
boru içinden akıtılır. Bu yüzden pratikte dairesel veya oval kesitli boru dışındaki kanatlı
yüzeyler ile daha çok karşılaşılır. Bunlara ait birkaç örnek Şekil 2.6.2.’de bireysel
17
borular üzerine tespit edilebildiği gibi, boru grubu üzerine de tespit edilebilir. Yüzey
alan yoğunluğu (kompaktlık) β 3300 m2/m3 değerine kadar ulaşabilir.
Şek.2.9. Bireysel boru dışına konulan boru eksenine dik(veya helisel) bazı kanat şekilleri.
2.7. Rejeneratif Isı Değiştiricileri
Bu ısı değiştiricilerinde ısı önce sıcak akışkan tarafından bir ortamda depo
edilir, daha sonra sıcak soğuk akışkana verilir. Isı geçişi dolaylıdır. Bunlara bazen
rejeneratör adı da verilir. Rejeneratör içinde ısının depolandığı gözenekli elemanlara ise
dolgu maddesi veya matris adı verilir. Rejeneratörlerin başlıca üstünlükleri şunlardır
18
a. β yüzey alan yoğunluğu (kompaktlık) çok büyük değerlere ulaşabilir.
b. Diğer ısı değiştiricilere göre ilk yatırım masrafı daha azdır
c. Sistemin kendi kendini temizleme özelliği vardır.
Bunlara karşılık bu ısı değiştiricinin sakıncaları ise şunlardır.
a. Sadece gaz akışkanlarda kullanılabilir.
b. Sıcak ve soğuk akışkanlar arasında her zaman bir miktar kaçak vardır
c. Akışkanlar birbirlerine etki edebiliyor ise bu tip ısı değiştiricileri asla
kullanılmaz.
Pratikte dönen, sabit dolgu maddeli ile paket yataklı olmak üzere üç grup
rejeneratör tipi ile karşılaşılır.
2.7.1. Sabit dolgu maddeli rejeneratörler
Bu tipe bazen periyodik çalışan ısı değiştiricileri adı da verilir. Sabit dolgu
maddeli bir rejeneratörün içindeki akımın şematik gösterimi Şek 2.7.1.’de verilmiştir.
Belirli zamanlarda klapeler döndürülerek, dolgu maddesi içinden sıcak veya soğuk
akışkan geçişi gerçekleştirilir. Sistemin sürekli çalışabilmesi için aynı tipten en az iki
rejeneratöre gerek vardır. Bir çok işletmede ise üç veya dört rejeneratör aynı anda
kullanılır. Sabit dolgu maddeli rejeneratörler pratikte iki sınıfta toplanabilir. Kompakt
olmayan (β < 700 m2/m3) rejeneratörler yüksek fırınlarda, cam fabrikalarında uygulama
alanı bulur ve 900 ila 1500 ˚C gibi yüksek sıcaklıklarda kullanılabilir. Kompakt olan
(β > 700 m2/m3) rejenetörler havanın ayrıştırılması gibi düşük sıcaklıklardaki işlemlerde
ve Stirling makinesindeki gibi yüksek sıcaklıklarda uygulama alanı bulur.
19
Şek.2.9. Sabit dolgu maddeli rejeneratörde akımın şematik gösterimi
2.7.2. Döner dolgu maddeli rejeneratörler
Bunlar da disk ve silindir tipi olarak iki grupta toplababilirler. Bu tip
rejeneratörler genellikle gaz türbinlerinde, buhar kazanlarında, cam fabrikalarında
yakma havasının sıcak duman gazları ile ısıtılmasında, iklimlendirme tesisatlarında
enerji ekonomisi için çok kullanılır. Gaz türbinlerinde kullanılan bir uygulama şek
2.7.2.’de, buhar kazanlarında kullanılan ve çoğunlukla Ljungstrom tipi olarak
adlandırılan bir uygulamanın prensip şeması şek 2.7.3’de görülmektedir.
20
Şek.2.10. Gaz türbinlerinde kullanılan disk tipi döner dolgu maddeli rejeneratör
Şek.2.11. Ljungstrom tipi döner rejeneratif hava ısıtıcısı tipi
2.7.3. Paket yataklı rejeneratörler
Devamlı çalışan dolgu maddeli ısı değiştiricilerine diğer bir örnek, Şekil
2.7.4.’de verilen paket yataklı rejeneratördür. Küresel, silindirik veya herhangi şekilli
21
taneli parçacıklar, A silindirik gövdesi içine yerleştirilir. Sıcak gazlar, tanecikler
arasından geçerken, bu tanecikleri ısıtır. B boğazından C silindirik kısmına akıtılan
sıcak tanecikler, burada ısıtılmak istenen soğuk gaz ile temas getirilir. Aşağı soğuyarak
düşen tanecikler bir elevatör yardımı ile A silindirik gövdesine tekrar taşınır. Paket
yataklı rejeneratörlerin konstrüksyonları çok basit olmalarına rağmen, basınç kayıpları
fazladır.
Şek.2.12.Paket yataklı rejeneratör
22
2.8. Karıştırmalı Kaplarda Isı Değişimi
Karıştırmalı kaplar, özellikle aralıklı çalışan ısıtma ve soğutma işlemlerinde
çok kullanılan cihazlardır. Bu cihazlar genellikle;
a. Sıvıların ısıtılması veya soğutulması
b. Eriyik ve karışımların, karıştırma ve sıcaklık dengelemesi,
c. Sıvı karışımlarında ve süspansiyonlarda kütle geçişini artırmak ve
reaksiyonları hızlandırmak
d. Fermantasyon işleminde, gazlar ile sıvıların süspansiyonu ve karışımı
e. Dispersiyon ve emülsiyon
f. Katı parçacıkların süspansiyon,
işlemleri için uygulanabilir.
Karıştırıcı kaplar içindeki akışkanlar, ya dış yüzeyinden ceket tipi, ya da kap
içine yerleştirilen serpantinler yardımıyla ısıtılabilir veya soğutulabilir.
2.9 Isı Değiştiricilerinde Akı ş Düzenlemeleri
Prensip olarak bu akışlar paralel, ters ve çapraz olmak üzere üç esas şekilde
gerçekleşir. Ayrıca akışkanların birinin diğerine göre geçiş sayısına göre de (bir, iki,
üç,... vb. şeklinde) başka bir ayırım yapmak da mümkündür. Tek geçişli halde iki
akışkan ısı değiştirici boyunca birbiri ile yalnızca bir kere geçişirken, çok geçişli halde
iki akışkan birkaç kere geçişir. Paralel, ters, çapraz, tek ve çok geçişli ısı değiştirici
sistemlerin prensip şemaları Şekil 2.9.1.’de görülmektedir.
2.9.1. Tek geçişli ısı değiştiricileri
Đki akışkanın ısı değiştirici içinde birbirine göre sadece bir kere karşılaştığı
tiplerdir. Paralel, ters ve çapraz akımlı olmak üzere üç grupta incelenebilir.
23
Şek.2.13. Tek ve çok geçişli ısı değiştirici prensiplerine ait bazı örnekler
2.9.1.1. Paralel akımlı ısı değiştircileri
Bu düzenlemede ısı değiştirici içindeki iki akışkan değiştiricinin aynı ucundan
girip, birbirlerine paralel olarak akarlar ve değiştiricinin diğer ucundan çıkarlar. Birinci
akışkan küçük çaplı borunun içinden akarken, ikinci akışkan iki boru arasındaki dairesel
halkadan akar. Pratikte içte küçük çaplı çok sayıda boru, dışta ise bu boruları içine
alabilen gövde adı verilen büyük çaplı bir silindir kullanılabilir.
24
2.9.1.2. Ters akımlı ısı değiştiricileri
Bu tipte, akışkanlar ısı değiştirici içinde birbirlerine göre eksenel olarak
paralel, fakat ters olarak akarlar. Bundan sonraki kısımda inceleneceği gibi, ters akımlı
ısı değiştirici düzenlemesinde, değiştiricideki ortalama logaritmik sıcaklık farkı ve
etkenlik, diğer bütün akış düzenlemelerine göre daha büyüktür. Bu üstünlüğünden
dolayı, bu tip ısı değiştiricileri pratikte genellikle tercih edilir. Fakat ısı geçişi olan
malzeme sıcaklığının değiştirici boyunca fazla değişmesi, bunun sonucu ısıl gerilimlerin
artması ve imalattaki konstrüksiyon güçlükleri nedeniyle, bazen bu düzenleme tercih
edilmeyebilir.
2.9.1.3. Çapraz akımlı ısı değiştiricileri
Bu düzenlemede, ısı değiştirici içindeki akışkanlar birbirlerine göre dik olarak
akarlar. Yapılan konstrüksiyona göre, kanatlar veya şaşırtma levhaları yardımıyla,
akışkanlar değiştirici içinde ilerlerken kendi kendisi ile karışabilir veya karışmayabilir.
Akışkan değiştirici içinde bireysel kanallar (veya borular) içinde akıyorsa ve bitişik
kanal içindeki akışkan ile karışmıyorsa, bu akışkana karışmayan adı verilir. Tersi
durumda ise karışan akışkan adı verilir.
Çapraz akımlı ısı değiştiriciler içindeki akışkanların sıcaklık dağılımları iki
boyutludur. Bir örnek olmak üzere iki akışkanın da karışmadığı durumda, ısı değiştirici
çıkışındaki sıcaklık dağılımları Şek 2.9.2.’de verilmiştir.
25
Şek.2.14. Akışkanların ikisinin de karışmadığı çapraz akımlı ısı değiştiricisinde giriş ve
çıkıştaki sıcaklık dağılımları
2.9.2. Çok geçişli ısı değiştiricileri
Bundan önceki bölümde incelenen tek geçiş halindeki paralel, ters ve çapraz
üç esas geçiş işlemleri, ısı değiştirici içinde değişik şekillerde art arda seri halde
düzenlenerek, çok geçişli ısı değiştirici tipleri elde edilebilir. Çok geçişli ısı
değiştiricilerin en büyük üstünlüğü, değiştiricinin ortalama logaritmik sıcaklık farkını ve
etkenliğini artırarak, bu değerleri tek geçişli ters akımlı düzenlemeye yaklaştırmasıdır.
Isı değiştiricilerinde geçiş sayısı ne kadar fazla ise, ters akımlı düzenlemeye yaklaşım o
kadar iyidir. Çok geçişli ısı değiştiricileri, kanatlı yüzeyli, gövde borulu ve levhalı
tiplerde değişik şekillerde uygulama alanı bulur.
2.9.2.1. Çapraz-ters ve çapraz-paralel akımlı düzenlemeler
Bu düzenlemeler genellikle kanatlı yüzeyli ısı değiştiricilerinde tercih edilir.
Đki veya daha fazla sayıda çapraz geçiş arka, arkaya ters veya paralel akımlı olarak seri
halde bağlanır. Isı değiştirici etkenliği ve ortalama logaritmik sıcaklık farkı, geçiş
sayısına ve her bir geçişteki akışkanların karışıp karışmadığına bağlıdır.
26
Her iki durumda da geçiş sayısı artırıldıkça sistemin etkenliği, tek geçişli ters
veya paralel akımlı düzenlemelere yaklaşabilir.
2.9.2.2. Çok geçişli gövde borulu ısı değiştiricileri
Gövde akışkanının karıştırıldığı, paralel-ters, bölünmüş akımlı, ayrık akımlı
düzenlemeler pratikte en çok kullanılan tiplerdir. TEMA(Turbular Exchanger
Manufacturers Association) tarafından yapılan düzenlemelerdir. Boru sayısı arttıkça
sistemin etkenliği, iki akışkanın da karıştığı çapraz akımlı ısı değiştiricisine
yaklaşmaktadır.
2.9.2.3. n Paralel levha geçişli düzenlemeler
Levha tipi ısı değiştiricilerinde, levhaların çeşitli şekillerde düzenlenmesi ile
çok geçişli akımlar elde edilebilir. Borulara ait bazı örnekler Şekil 2.9.8.’de
görülmektedir. Levha tipi ısı değiştiricilerinde conta yeri değiştirilerek bu düzenlemeler
kolayca elde edilebilir.
27
Şek.2.15. n paralel levha geçişli düzenlemeler
28
3. ISI DEĞĐŞTĐRĐCĐLERĐN ISIL HESAPLARI
Bir ısı değiştiricisindeki ısı geçişi, sadece içindeki akışkanlar arasında olduğu,
yani ortama bir ısı kaybının olmadığı kabul edilirse, yüzeyli ısı değiştiricilerinde
aşağıdaki bağıntı yazılabilir.
Q = Isı değiştiriciden geçen ısı
= Sıcak akışkanın soğurken verdiği ısı
= Soğuk akışkanın ısınırken aldığı ısı
= K. A. Δtm (3.1)
Burada Δtm bütün ısı değiştiricisinde etkili olan sıcaklık farkı (ortalama
logaritmik sıcaklık farkını) göstermektedir.
Sıcak ve soğuk akışkanların soğuması ve ısınması esnasında verilen ve alınan
ısılar, akışkanların kütlesel debileri ile giriş ve çıkış entalpilerinin farkından bulunabilir.
Q = •m(ig – iç) (3.2)
Isının alınması ve verilmesi durumunda akışkanların sıcaklıkları değişiyor ise
(duyulur ısı değiştiricilerinde), geçen ısı miktarı
Q = •mcp(tg-tc) = C(tg-tç) (3.3)
Şeklinde, buharlaşma ve yoğuşma şeklinde bir faz değişimi var ise geçen ısı
miktarı
Q = •m .r (3.4)
eşitliklerinden hesaplanabilir
29
3.1. Toplam Isı Geçiş Katsayısı, K, Temas Direnci ve Kirlilik Faktörü
Isı değiştiricilerinin yüzeyleri genellikle tek bir metalden imal edilirler. Belirli
bir çalışma periyodundan sonra ısı değiştirici yüzeyleri üzerine akışkanlar içinde
bulunabilinen parçacıklar, metal tuzları veya çeşitli kimyasal elemanlar birikebilir.
Bazen de korozif etkiler nedeniyle, bu yüzeyler üzerinde bir oksidasyon tabakası
oluşabilir. Bütün bu tabakalar, ısı geçişinde ilave birer ısıl direnç meydana getirirler.
Literatürde Rf simgesi ile gösterilen bu kirlilik direnci(veya faktörü), ısı geçiş
yüzeylerinin kirli ve temiz olmaları hallerindeki ısıl dirençlerin farkından bulunabilir.
Rf = temizkirli KK
11 − (3.5)
Bu eşitlikte, Kkirli belirli bir çalışma periyodundan sonraki, Ktemiz ise yeni ısı
değiştirici yüzeyindeki ısı geçiş katsayılarını göstermektedir. Isı değiştirici tasarımı
yapılırken, toplam ısı geçiş katsayısının hesaplanmasında Rf kirlilik faktörü daima göz
önüne alınmalıdır. Bu faktörün teorik olarak belirlenmesi oldukça güçtür, genelde
deneylerden elde edilen bulgular kullanılır.
Metal yüzeylerdeki pürüzlülük nedeniyle iki metal arasındaki temasın
mükemmel olmaması yüzünden, bu yüzeylerde bir “temas direnci” oluşur. Şek 3.1’de
görüldüğü gibi, iki yüzeydeki temas direnci, bu yüzeylerde bir sıcaklık artmasına neden
olur. Böyle durumları göz önüne alabilmek için
Rt = AQ
tt BA
/
− (3.6)
şeklinde bir direnç tanımı yapılabilir. Literatürde bu değerlere rastlanabilir. Şek 3.2’de
şematik olarak gösterilen, düzlemsel veya silindirik kabul edilebilen bir ısı değiştirici
yüzeyindeki toplam ısı geçiş katsayısı, aşağıda silindirik yüzey için yazılmıştır.
30
Şekil 3.1. Đki yüzey arasındaki temas direnci
Silindir iç yüzeylerine göre,
d
i
d
ifi
iti
itif
i
A
A
hA
ARA
Lk
rr
A
ARA
Lk
rr
A
ARA
Lk
rrR
hK
22
3
34
3232,
2
23
2121,
1
121
1
1
2
)/ln(
2
)/ln(
2
)/ln(11
++
++++++=−
−−
−
π
ππ(3.7)
Silindir dış yüzeylerine göre,
22
3
34
3
34
3232,
2
23
2121,
1
121
1
1
2
)/ln(
2
)/ln(
2
)/ln(
2
)/ln(11
hRA
Lk
rrA
Lk
rr
A
ARA
Lk
rr
A
ARA
Lk
rr
A
AR
A
A
hK
fdd
dtd
dtd
i
df
i
d
i
+++
++++++=−
−−
−
ππ
ππ
(3.8)
31
Şekil 3.2. Đki yüzey arasında toplam ısı geçiş katsayısının şematik gösterimi
3.2. Logaritmik Sıcaklık Farkının Kullanılması
Bir ısı değiştiricinin tasarımı veya performansının belirlenebilmesi için, ısı
değiştiricisindeki toplam ısı geçişi ile akışkan giriş ve çıkış sıcaklıkları, toplam ısı geçiş
katsayısı ve ısı geçişi toplam yüzey alanı arasında bir bağıntı bulmak gereklidir. Şek
3.2.1 göz önüne alınarak, sıcak ve soğuk akışkanlarda toplam enerji dengesinin
yazılması ile iki bağıntı elde edilebilir. Sıcak ve soğuk akışkanlar arasındaki toplam ısı
geçişi q ise ve ısı değiştiriciden çevre ortama bir ısı kaybı yoksa, potansiyel ve kinetik
enerjilerin göz ardı edilmesi durumunda, enerjinin korunumu aşağıdaki hali alır;
)( ,, ohihh iimq −=•
(3.9)
)( ,, icocc iimq −=•
(3.10)
32
Şek. 3.3. Sıcak ve soğuk akışkanlar arasındaki ısı alışverişi
Akışkanlarda bir faz değişimi yoksa ve özgül ısıları sabit kabul edilebilirse, bu eşitlikler
yerine
)( ,,, ohihhph TTcmq −=•
(3.11)
)( ,,, icoccpc TTcmq −=•
(3.12)
yazılabilir. Buradaki sıcaklıklar, belirli konumlardaki ortalama akışkan
sıcaklıklarını göstermektedirler.
ΔT≡ Th - Tc (3.13)
Diğer bir yararlı bağıntı, sıcak ve soğuk akışkanlar arasındaki sıcaklık farkı
Denklem(3.13) ile toplam ısı geçişi q arasında bir ilişki kurularak elde edilebilir. Böyle
bir bağıntı, Newton’un soğuma yasasında, ısı taşınım katsayısı h yerine toplam ısı geçiş
katsayısı U’yu yazarak bulunabilir. Bu durumda ΔT ısı değiştiricisi içinde
değiştiğinden, bu bağıntıyı
Q = UA ΔTm (3.14)
biçiminde yazmak gerekir. Burada U 3.2.1 kısmında bahsedilen K ile aynıdır,
ΔTm uygun bir sıcaklık farkı anlamındadır.
33
3.2.1. Paralel akışlı ısı değiştiricisi
Paralel akışlı bir ısı değiştiricisi içindeki sıcak ve soğuk akışkanların sıcaklık
dağılımları Şekil 3.3.’de gösterildiği gibidir. Sıcak ve soğuk akışkanlardaki diferansiyel
hacim elemanlarına enerji korunumunun uygulanması ile ΔTm ifadesi elde edilebilir.
Şekil 3.3.’de görüldüğü gibi, her bir elemanın uzunluğu dx ve ısı geçiş yüzey alanı dA
değerlerindedir. Enerji korunumu ve daha sonraki çözümlemeler için aşağıdaki kabuller
yapılmıştır.
Şek. 3.4. Parelel akışlı ısı değiştiricisinde sıcaklık farkı ve diferansiyel elaman gösterimi
34
a. Isı değiştiricisi çevreye karşı ısıl olarak yalıtılmış olup, ısı geçişi sadece
sıcak ve soğuk akışkanlar arasında olmaktadır.
b. Borular boyunca eksenel ısı iletimi göz ardı edilmektedir.
c. Potansiyel ve kinetik enerji değişimleri göz ardı edilmektedir.
d. Akışkanların özgül ısıları sabittir.
e. Toplam ısı geçiş katsayısı sabittir.
Gerçekte ısı değiştiricisi içindeki sıcaklık değişimi nedeniyle, özgül ısı
değişecektir. Ayrıca akış koşulları ile akışkan özeliklerinin değişimi nedeniyle de
toplam ısı geçiş katsayısı bir ölçüde değişecektir. Ancak, birçok ısı değiştiricisi
uygulamasında bu değişimler önemsizdir. ve cp,c, cp,h ve U için ortalama değerler almak,
oldukça doğru sonuçlar verir.
Şekil 3.3’deki her bir diferansiyel eleman için enerji dengesi ayrı ayrı
yazılırsa,
dq = - hhhh,ph dTCdTcm ≡•
(3.15)
dq = - cccc,pc dTCdTcm ≡•
(3.16)
eşitlikleri elde edilebilir. Denk.(3.9),(3.10),(3.11) ve (3.12)’de verilen birinci
yasa bağıntılarını elde edebilmek için, yukarıdaki denklemlerin ısı değiştiricisi boyunca
integrali alınabilir. dA yüzey alanından geçen ısı,
dq = U∆TdA (3.17)
olarak da yazılabilir. Burada ∆T = Th – Tc, sıcak ve soğuk akışkanlar
arasındaki yerel sıcaklık farkıdır. Denk.(3.16)’yı integre edebilmek için, Denk.(3.9) ve
(3.10), diferansiyel biçimde yazılmış Denk.(3.13)’e taşınarak
35
d(∆T) = dTh - dTc
d(∆T) = dq(ch C
1
C
1 + )
yazılabilir. Denk.(3.17)’de, dq, değeri bu son eşitli ğe taşınıp, ısı değiştiricisi
boyunca integrali alınırsa
∫∫
+−=
∆∆ 2
1
2
1 ch
dAC
1
C
1U
T
)T(d
veya
+−=
∆∆
ch1
2
C
1
C
1UA
T
Tln (3.18)
elde edilir. Denklem(3.10) ve (3.12)’den Ch ve Cc değerleri çekilip,
Denklem(3.18)’e taşınırsa
−+
−−=
∆∆
q
TT
q
TTUA
T
Tln i,co,co,hi,h
1
2
( ) ( )[ ]o,co,hi,ci,h TTTTq
UA −−−−= (3.19)
bulunur.
∆T1=(Th,i-Tc,i) (3.20)
∆T2=(Th,o-Tc,o) (3.21)
tanımları kullanılırsa,
)T/Tln(
TTUAq
12
12
∆∆∆−∆
= (3.22)
36
sonucuna ulaşılır. Bu sonuç Denklem(3.22) ile karşılaştırılırsa, uygun ortalama
sıcaklık farkı için ∆Tlm ortalama logaritmik sıcaklık farkı tanımı yapılabilir. Bu
durumda,
q = UA∆Tlm
elde edilir. Bu bağıntıda,
)T/Tln(
TT
)T/Tln(
TTT
21
21
12
12lm ∆∆
∆−∆=
∆∆∆−∆
=∆ (3.23)
biçiminde tanımlanmıştır.
Denklem(3.20),(3.21)’de belirtilenler, paralel akışlı ısı değiştiriciler için
geçerlidir. Çok geçişli ve çapraz akışlı ısı değiştiricilerindeki akışlar her ne kadar
karmaşık olsa da, ortalama logaritmik sıcaklık farkında
∆Tlm = F∆Tlm,CF (3.24)
biçiminde bir düzeltme yapılırsa, Denklem(3.9),(3.10),(3.11),(3.12),(3.21),
(3.23) bu tür ısı değiştiriciler içinde kullanılabilir. Buradaki ∆Tlm ortalama logaritmik
sıcaklık farkı, ısı değiştiricisini ters akışlı kabul ederek hesaplanan ∆Tlm,CF ile söz
konusu akış düzenini belirleyen bir F düzeltme katsayısının çarpımından bulunur. Bu
nedenle, Denklem (3.20) ve (3.21)’den;
∆T1 = Th,i – Tc,o (3.25)
∆T2 = Th,o – Tc,i (3.26)
yazılabilir.
37
Birçok gövde borulu ve çapraz akışlı ısı değiştiricisi için, F düzeltme
katsayısına ilişkin matematik ifadeler çeşitli araştırmacılar tarafından verilmiş ve bu
sonuçlar grafik olarak çizilmiştir.
3.3. Isı Değiştiricisi Çözümlemesi, Etkenlik-NTU Yöntemi
Bir ısı değiştiricisinde akışkan giriş ve çıkış sıcaklıklarının bilinmeleri veya
Denklem(3.9), (3.10), (3.11) ve (3.12) enerji korunum denklemlerinden kolayca
hesaplanabilmeleri durumunda, ısı değiştiricisinin çözümlenebilmesinde, ortalama
logaritmik sıcaklık farkı (LMTD) yöntemi çok kolaylık sağlar. Bu durumda ısı
değiştiricisi için ∆Tlm değeri kolayca belirlenebilir. Bununla birlikte, bir ısı
değiştiricisinde akışkanların sadece giriş sıcaklıkları belli ise, LMTD yöntemini
kullanmak için deneme-yanılma yoluna gitmek gerekir. Bu gibi durumlarda, etkenlik-
NTU yöntemi adı verilen farklı bir yöntemin kullanılması daha uygundur.
Bir ısı değiştiricisi için etkenlik tanımını yapmadan önce, bu ısı değiştiricisi
için qmax, olabilecek en fazla ısı geçişi tayin edilmelidir. Bu ısı geçişi, qmax, ilke olarak,
sonsuz uzunluktaki ters akışlı bir ısı değiştiricisinde Şek.3.3’de gerçekleşen ısı geçişi
olarak alınır. Böyle bir ısı değiştiricisinde, akışkanlardan biri, (Th,i – Tc,i) mümkün olan
en yüksek sıcaklık farkını gerçekleştirecektir. Bu noktayı açıklayabilmek için, Cc < Ch
durumu göz önüne alınırsa, bu durum için Denklem (3.15), (3.16)’dan |dTc|>|dTh|
olacaktır. Soğuk akışkanda daha büyük bir sıcaklık değişimi gerçekleşecektir. ve L �¶
olduğunda, sıcak akışkanın giriş sıcaklığına kadar ısınabilecektir. (Tc,o = Th,i). Bu
nedenle Denklem(3.12)’den
Cc < Ch : qmax = Cc(Th,i – Tc,i)
yazılabilir. Benzer olarak, eğer Ch < Cc ,ise, sıcak akışkanda daha büyük bir
sıcaklık değişimi gerçekleşecektir ve soğuk akışkanın giriş sıcaklığına kadar
soğuyabilecektir (Th,o = Tc,i). Bu durumda da Denk(3.10)’dan
38
Ch < Cc : qmax = Ch(Th,i – Tc,i) (3.27)
yazılabilir. Buraya kadar olan açıklamalardan, genel bir sonuç olarak,
qmax = Cmin(Th,i – Tc,i) (3.28)
verilebilir.
Burada, Cmin ısıl kapasite debisi, Cc veya Ch değerlerinden hangisi küçükse o
değere eşit olarak alınır. Denklem(3.27)’de, sıcak ve soğuk akışkan giriş sıcaklıklarının
konulması, ısı değiştiricisinde olabilecek en yüksek ısı geçişini sağlar. Kısa bir inceleme
ile olabilecek en yüksek ısı geçişinin Cmax(Th,i – Tc,i) çarpımına eşit olamayacağı hemen
anlaşılır. Daha büyük ısıl kapasite debisi olan akışkan, olabilecek en yüksek sıcaklık
farkını gerçekleştirseydi, enerjinin korunumu Cc(Tc,o – Tc,i) = (Th,i – Th,o), diğer
akışkanın daha büyük bir sıcaklık değişiminden geçmesini gerektirirdi. Örnek olarak,
eğer Cmax = Cc ise ve Tc,o sıcaklığının Th,i sıcaklığına eşit olduğu öne sürülürse,
(Th,i – Th,o) = Cc/Ch)(Th,i – Tc,i) olur ki bu durumda (Th,i – Th,o) > (Th,i – Tc,i) olmalıdır.
Bu açıkça olanaksızdır.
Bu açıklamadan sonra ısı değiştiricisinde gerçek ısı geçişinin, olabilecek en
yüksek ısı geçişine oranı, ¶ etkenlik olarak tanımlanabilir.
maxq
q=ε (3.29)
Denk (3.27) ve (3.29) yardımıyla
)TT(C
)TT(C
i,ci,hmin
o,hi,hh
−−
≡ε (3.30)
veya
39
)TT(C
)TT(C
i,ci,hmin
i,co,cc
−−
≡ε (3.31)
eşitlikleri yazılabilir. Etkenlik boyutsuz bir büyüklük olup, 0§¶§1 arasında
değişmek zorundadır. Etkenlik, ¶ ile sıcak ve soğuk akışkanların ısı değiştiricisine giriş
ve çıkış sıcaklıkları, Th,i ve Tc,i biliniyorsa, ısı değiştiricisindeki gerçek ısı geçişi
aşağıdaki bağıntıdan hemen bulunabilir. Bu bakımdan etkenlik tanımı yararlıdır.
q = ¶.Cmin(Th,i – Tc,i) (3.32)
herhangi bir ısı değiştiricisi için
=ε
max
min
C
C,NTUf (3.33)
bağıntısı yazılabilir. Bu bağıntıda Cmin/Cmax oranı, sıcak ve soğuk akışkanların
ısıl kapasite debilerine bağlı olarak, Cc/Ch veya Ch/Cc değerlerini alabilmektedir.
NTU(Number of Transfer Unit) ile gösterilen, geçiş birimi sayısı, ısı değiştiricilerinin
çözümlenmesinde yaygın olarak kullanılmakta olup
NTU ª minC
UA (3.34)
biçiminde tanımlanan boyutsuz bir parametredir. Burada söz konusu edilecek
olan bağıntı bu tezin amaçlarıyla da uygun olacak biçimde yalnızca çapraz akımlı ısı
değiştiricilerin etkenlik ve NTU bağıntıları olacaktır.
40
Cr = max
min
C
C (3.35)
Çapraz akış(tek geçiş)
Cmax karışıyor, Cmin karışmıyor
NTU =
ε−
+− )C1ln(
C
11ln r
r
(3.36)
Cmin karışıyor, Cmax karışmıyor
NTU = [ ]1)1ln(ClnC
1r
r
+ε−
− (3.37)
Her iki akışkan da karışmıyor
[ ]
−−
−=ε }1)NTU(C{exp)NTU(
C
1exp1 78.0
r22.0
r
(3.38)
Cmax karışıyor, Cmin karışmıyor
)]})NTUexp(1[Cexp{1(C
1r
r
−−−−
=ε (3.39)
Cmin karışıyor, Cmax karışmıyor
( ))]}NTU(Cexp[1{Cexp1 r1
r −−−−=ε − (3.40)
41
Tüm ısı değiştiricileri için (Cr=0)
)NTUexp(1 −−=ε (3.41)
42
4. KAYNAK ARA ŞTIRMASI
V.K. Mandhaniet ve arkadaşları çalışmada sıkıştırılamaz, süreklilik arz
eden Newtonyan bir akışkan akışı için dairesel boru demetleri üzerinde zorlanmış
taşınımda ısı transferi karakteristiklerini nümerik olarak incelenmişlerdir. Borular arası
hidrodinamik etkileşim yaklaşımı basit bir hücre modeli uygulanarak yapılmıştır.
Momentum ve enerji denklemleri sonlu diferansiyellerle belirli fiziksel ve kinematik
koşullar arasında nümerik olarak çözülmüştür. Bununla birlikte, silindir boruya
uygulanan ısıl sınır koşullar yada sabit sıcaklık veya sabit ısı akısının rolü açıklanmıştır.
Kapsamlı sonuçlar, sıcaklık bölgeleri ve tipik bir silindir yüzeyinde değişen Nusselt
Rakamları, boru kümesi için iki değişik Prandtl Rakamı(hava ve su için) uygulanarak
bulunmuştur. Reynolds rakamları 1-500 arasında değişirken boru kümesinin boşluk
değerleri 0.4 ile 0.99 arasında değişmektedir, böylece borulu ısı değiştiricilerinde ve
borulu yataklardaki ilgilenilen kısma karşılık vermektedir.
Sonuçlarda 20 Reynolds ve 0.7 Pr sayısı ve silindir etrafında gerçekleşen
ısı transferi ve 0.4 ve 0.99 arasındaki boşluk değerleri için Nu rakamı azalmakta ve θ
dönme açısı boyunca da 160˚’de minimum noktası verecek şekilde azalmaktadır.
Benzer bir grafik Re = 100, Pr = 0,7 için de geçerlidir. Re 500 değeri içinse çok daha
büyük bir Nusselt sayısından başlayarak boşluk değeri 0.99 için en küçük sayıyı
almakta ve θ=140˚ için minimum bir düğüm noktası yapmakta ve θ = 170˚ için θ =
0˚’den küçük izafi bir maksimum değeri almaktadır. Boru demeti de tek bir borunun
sonuçlarına çok benzer bir tepki vermiştir. Sonuçlar literatürden Eckert ve
Soehngenin’in (1952) sonuçlarıyla tek bir silindir için karşılaştırıldığında θ’ya karşılık
gelen Nu Rakamları biraz daha düşük olmaktadır. (V.K. Mandhani et al 2001)
W.A Khan ve arkadaşlarının eşsıcaklık sınır koşulları için çapraz akımdaki boru
demetlerinden ısı transferi üzerine yaptıkları çalışmalarında sıralı ve zikzaklı boru
düzenlemesi için boru demetinin 4. sırasından tipik bir çalışma hücresi seçmişler ve
akıma kontrol hacmi uygulamışlardır. Kapalı form düzenlemeleri için integral metot
sınır koşulları yöntemiyle analiz yapmışlar ve boru demetlerinden ısı transfer oranını
43
hesaplamak amacıyla Reynolds ve Prandtl rakamlarını ve boylamsal ve ters
düzenlemeleri içerecek biçimde diferansiyel formları hesaba katmışlardır. Çalışmanın
sonunda Pr=0.71 ve borular arası mesafenin boru çapına oranının 1.25 olduğu eşit
geometrik koşullar için zikzaklı düzenleme, sıralı düzenlemeye göre daha yüksek
Nusselt Rakamları vermiştir. Borular arası mesafenin çapa oranının 3 olduğu durumda
iki düzenlemenin Reynolds sayısına karşılık gelen Nusselt sayısı birbirine eşit olmuştur.
Mevcut çalışmadan elde edilen analitik yaklaşım sonuçlarındaki Reynolds sayılarına
karşılık gelen Nu sayılarının ve aynı şekilde Grimison ampirik bağıntısının ve
Zukauskasın deneysel çalışmalarıyla Re-Nu grafiğinde mukayesesi yapıldığında 10000
Re sayısı için Grimison ve Zukauskasın çalışmalarının yaklaşık 100 Nusselt sayısına
doğru mevcut analitik çalışmaya daha küçük değerlerden yakınsamakta olduğu
görülmektedir. Zukauskas ve Ulinskas’ın deneysel çalışmasının 103 ve 105 Reynolds
sayıları arasında analitik çalışmayla tam bir uyum içinde olduğu gözlenmektedir. (W.A
Khan et al 2006)
R.Tuğrul Oğulata ve arkadaşları çapraz akışta levhalı ısı değiştiricisinde,
karışmayan akışkanlarla çalışırken, homojen çapraz akım çizgilerinin analitik
araştırmasını yapmışlardır. Bu amaçla çapraz akışlı bir ısı değiştiricisi uygulanabilir bir
deneysel çalışmaya, sıcaklıkları, hava akım hızı ve basınç kayıpları göz önüne
alınabilecek şekilde, ayarları yapılmış ve ısı değiştiricisi verimi hesaplanmıştır. Analiz
kısmında en küçük entropi üretimi sayısı Termodinamiğin 2. Kanunu gereğince hesaba
katılmıştır. Akışkanın farklı ısıl kapasite debilerinin oranı azaldıkça artan geçiş birimi
sayısı boyunca etkenliğin de artığı söylenmektedir. Isı değiştirici tasarımında akışkan iki
defa levhalardan geçiyor yani çift geçişli bir ısı değiştiricisidir. Deneysel verilerle,
boyutsuz akış kütlesi hızı için optimum akış uzunluğu yolunun, teorik değerin biraz
altında ve optimum akış uzunluğu yoluna bağlı olarak, en küçük entropi üretimi
sayısının yine teorik değerin altında sonuç verdiğini görmüşlerdir. Buna göre minumum
entropi üretimiyle etkenlik arasında bir bağıntı vardır. (R. Tuğrul Oğulata ve arkadaşları
2000)
R.S Matos ve arkadaşları çalışmalarında dairesel ve eliptik borulu ısı
değiştiricileri için 2 boyutlu bir ısı transferi analizi yapmıştır. Verilen hacme karşılık dış
44
akışın ısı değiştiricisi toplam ısı transfer oranını artırmak amacıyla sonlu elemanlar
yöntemiyle analitik çalışma, sonra nümerik bir geometrik optimizasyon çalışmasını her
iki dairesel ve eliptik geometri için ve alışılagelmiş boru düzenlemeleri için
yapmışlardır. Hava için göz önüne alınan sabit süpürme hacminde Reynolds sayısının
300 ve 800 sayıları arasındaki değişimi için denenmiştir. Deney sonuçlarına göre
tavsiye edilen yöntem borular arası boşluğun her zaman durumsal ele alınarak tüm
parametreler göz önünde bulundurulduğunda optimize edilebileceğidir. (R.S Matos et al
2000)
E. Buyruk ve arkadaşları çapraz laminer akışta tek silindirin ısı transferi
karakteristiklerini ve akımını, nümerik ve deneysel olarak çalışmışlardır. Bilgisayar
destekli çözümlemede vortisiti akım fonksiyonu tekniğini sıkıştırılamaz tam gelişmiş
laminer akım için Navier-Stokes ve enerji denklemlerinin yanı sıra Gauss-Siedel aşırı-
gerginlik tekniğini kanaldaki akım fonksiyonu ve sıcaklık dağılımını bulmakta
kullanmışlardır. Çalışmada tek bir boru eşsıcaklık için ısıtılmış ve farklı kanal
engelleme oranlarında değerlendirilmiştir. Sonuçlara göre 120 ve 320 Reynolds
rakamları arasında 0.18 ve 0.47 engelleme katsayıları (basınç blokaj etkisi) aralığı için
arttırılmış blokaj etkisinin akımın boru üstündeki ayrılma noktasını aşağıya çektiği ve
akımın deneysel sonuçlarının analitik sonuçlara kıyasla analitik tahminlerle uyuşmadığı
gözlenmiştir. Blokajın artmasının silindirden ısı transferi oranını artırdığı
gözlemlenmiştir. Reynolds sayısını artırmanın ayrılma noktasını akım yönünde
ilerlemesine ve toplam ısı transferi katsayısının artmasına sebep olduğu görülmüştür.
W.A Khan ve arkadaşları boru demetlerinden taşınımla olan ısı transferine
analitik bir yaklaşım yaparak çalışmışlardır. Yaptıkları çalışmayla amaçladıkları
eşsıcaklıktaki sınır koşulları için boru demetlerinden birinde bir kontrol hacmi seçerek
kontrol hacmine üzerinde analitik bir yaklaşım, denklem yazmaktır. Borular arasındaki
akımın karışık bir akış ve gerçekleşen ısı transferi bakımından zor ele alınır
pozisyondaki tabiatından kaynaklanan bu durumundan ötürü en başta ilk sıralardaki
borulara analitik kuramları ve integral metodu uygulamışlardır. Ele aldıkları boru için
akımın ön durma noktası ve ayrılma noktasında gerçekleşen ortalama ısı taşınım
katsayısını hesaplamışlardır. Ayrılma noktasından yan durma noktasına kadar olan
45
akıştan ısı taşınımı için ampirik bağıntılar kullanılmış, geride kalan 2., 3. ve diğer boru
sıraları için de ampirik bağıntılar kullanılmıştır. Çalışmanın sonuçları kare ve üçgen
boru demeti düzenlemelerinin her ikisi için de mevcuttur.
Pierson ve Huge’un deneysel çalışmasını tekrar eden Grimison türetilmiş başka
bir ampirik sonucu şöyle bulmuştur:
NuD = 0,32.Fa.Re0,61Pr0,31
Fakat bu sonuçlardaki Fa’yı Grimison bir grafik yöntemle oluşturmuştur. Bunun
yanında Fa için Grimison’un grafik metodundan farklı olarak Hausen’ın geliştirdiği şu
ampirik formül de mevcuttur:
NuD = 0,34.Fa.Re0,61Pr0,31
Yukarıdaki korelasyon kare düzenlemeler için yazılmıştır, Fa burada boru
düzenlemesinin geometrisini temsil eden bir düzeltme faktörüdür ve çaprazlama boru
demeti düzenlemesi için ampirik bağıntılarda şu şekilde geçer:
NuD = 0,35.Fa.Re0,57Pr0,31
Fa = 1 + 0,1a + 0,34/b
Zukuskas ortalama Nusselt sayısı için ampirik deneysel bir korelasyonu 16 veya
daha fazla sıra içeren boru demetleri için aşağıdaki şekilde vermiştir
NuD = F.C.ReDm.Prn
Bilinen tüm literatür bilgilerinden yola çıkılarak, Van Der Hegge Zijnen’in
silindirik bir borunun yan kısmından olan taşınımla ısı transferine ait formülü şöyle
verdiğini görebiliriz;
46
NuDf2 = 0,001ReD
Buradan da, bir boru demetinin ilk sırasındaki herhangi bir boru için taşınımın
ampirik korelasyonu aşağıda yazıldığı gibi olacaktır:
NuDf = C2Re1/2.Pr1/3 + 0,001ReD (W.A Khan et al 2006)
47
5. DENEYSEL ÇALI ŞMA
5.1. Deney Tesisatı
Çapraz akımlı ısı değiştiricisi deneylerini yapabilmemiz için kullandığımız
deney tesisatının şekli şematik olarak aşağıda gösterilmiştir.
Şek. 4.1. Deneylerde kullanılan çapraz akımlı ısı değiştiricisi ve kontrol cihazlarının şeması.
48
Deney sistemi hava kanalı, fan ve kontrol ünitelerinden oluşmaktadır.
Hava kanalı dikey monte edilmiş, 65X150 mm kesit alanı olan ve yaklaşık 1,2
m uzunluğundaki plastik kanaldan oluşmaktadır. Kanalın üst ucu ortama açıkken, alt
ucu fanın girişine bağlıdır. Kanalın tam ortasında ve ön tarafında bir boşluk
bulunmaktadır ve bu boşluk, deneyler sırasında kullanılacak farklı ısıtıcı ve boru
tiplerinin uygun bir aparatla kanal içine yerleştirilmesi içindir. Bu ısıtıcı ve borular önce
uygun bir levhaya yerleştirilir ve bu levha da kanal üzerine sızdırmaz bir şekilde monte
edilir. Deneyler 4 tip levha ile yapılmıştır. Bunlar, tek borulu levha, çok borulu levha,
kanatcıklı boru levhası ve yerel ısı transfer katsayısı ölçüm levhasıdır.
Tek borulu levha, 16 mm çapındaki bir deliğe sahiptir ve düz borulu elektrikli
ısıtıcının yerleştirilmesi içindir ve ısıtıcı hava kanalına monte edildiğinde tek borunun
çapraz akıştaki davranışı gözlenmektedir.
Çok borulu levha, üzerinde 16 mm çapında 27 adet sabitlenmiş boru bulunan
aralıkları eşkenar üçgenler şeklinde düzenlenmiş bir boru demetidir. Borular 6 sıradan
oluşur ve her sıranın merkezine yakın bir konumdaki borusu çıkarılıp takılabilir
şekildedir, böylece ısıtıcı eleman farklı sıralara monte edilerek farklı sıralardaki
davranışı gözlenmektedir.
Kanatçıklı boru levhası, 12.7 mm taban çapı ve 25.4 mm kanatçık çapı olan 14
tane kanatçıklı bakır boruyu taşıyan bir plastik levhadır. Boruların merkezleri arasında
30 mm’lik bir eşkenar üçgen alanı düşünülerek tertiplenmişlerdir. Borular dört sırada
oluşmuştur ve her bir sıranın merkezi civarında aynı özellikleri taşıyan, sökülüp
takılabilen dolayısıyla ısıtıcı boruyla yer değiştirilebilinen yapay bir boru vardır.
Kanala iki adet eğik manometre monte edilmiştir. Bunlardan ilki emme basıncı
farkını 0 – 70 mmH2O aralığında ölçerken diğer eğik manometre kanal içindeki hava
basıncını ya da aynı şekilde emme basıncı farkını 0 – 30 mmH2O aralığında ölçer.
49
Fan hızı sabittir, fakat fan çıkışındaki bir damper vasıtasıyla kanal içinden
geçen havanın debisi ayarlanmaktadır.
Kontrol ünitesi ise deney sisteme uygulanan ve sistemden alınan verileri
okumamızı sağlayan göstergelerden oluşan bir kontrol panelidir.
Kanal içindeki ve ısıtıcı yüzeyindeki sıcaklıklar dijital bir termometre ile
ölçülmektedir. Elektronik termometre 0,1 ˚C hassasiyetinde aktif elemanının yüzey
sıcaklığını ve bir şalter aracılığıyla kanal içindeki havanın sıcaklığını göstermektedir.
Sistem dahili bir röleye sahiptir ve aktif elemanın sıcaklığının yaklaşık 100 ˚C’yi aşması
halinde ısıtıcı beslemesi otomatik olarak kesilir.
Isıtıcıya uygulanan gerilim, potansiyometre ile 0-35 V veya 0-70V aralığında
ayarlanabilir. Uygulanan gerilimin ölçülmesi analog voltmetre tarafından yapılmaktadır.
5.2. Aktif Eleman
5.2.1. Düz borulu ısıtıcı (aktif eleman)
50 mm uzunluğunda ve nominal 15,8 mm çapta silindirik kalın bakır elektrikli
ısıtıcıdır. Silindirin merkezine gömülü bir tane termokupl ortalama yüzey sıcaklığını
ölçer. Isıtılmış silindirin uç noktaları duvar etkilerine bağlı hataları azaltmak amacıyla
yalıtılmıştır.
5.2.2 Kanatçıklı boru ısıtıcısı (aktif elemanı)
Elektrikle ısıtılan 55 mm uzunluğunda ve 12,7 mm nominal çapta silindirik
kalın bakırdan yapılmıştır ve 25,4 mm’lik çapta bakır kanatçıklara sahiptir. Aktif
elemanın uç noktaları duvar etkisinden doğabilecek hataları en aza indirmek için
yalıtılmıştır. Entegre termokupl yüzey sıcaklığını gösterir.
50
5.2.3. Yerel ısı transfer elemanı
Isıtıcı elemanın içerisinde, 22mm çaptaki bir plastik borunun üzerine
elektriksel iletkenliğe sahip bilinen ölçülerde giydirilmiş bir cam bez vardır. Silinidirik
cam bez en alt ve en üst noktaları arasında süreklilik arz eden bir elektrik yolu sayesinde
düzgün yayılı düşük elektrik akımının, cam bezin üzerinden geçecek ve ısıtacak
şekildedir. Cam bezin altında bulunan ve derece diskiyle eşkullanımı sağlanmış 0˚
işaretli montajlı görünen parça termokupldır.
5.3. Hesaplamalar
5.3.1. Aktif eleman için hesaplar
Aktif elemanın çapı, d = 15.8 mm
Aktif elemanın ısıtılan yüzeyinin uzunluğu, L = 50mm
Aktif elemanın ısıtılan yüzeyinin alanı,
A = π.d.l = 2.482x10-3 m2
Kanalın kesit alanı,
S = 65x150mm = 9.75x10-3 m2
Düz boru demetleri arasındaki minimum akış alanı,
AS = 2
32.316 mm - 3.16.
3
πmm = 4.160x10-3 m2
Kanalda havanın akış hızı,
51
U = 74.294a
a
P
TH .m.s-1
5.3.2. Kanal Đçindeki Hava Akımı Hızının Hesaplanması
Bernoulli Denkleminin deney sistemi referans noktası ve dış atmosferik ortam
basıncı arasında uygulanmasıyla aşağıdaki denklem elde edilir.
a
ad P
mglHRTCU
ρ2= (5.1)
R havanın özgün gaz sabiti olmak kaidesiyle.
Giriş tipine bağlı olarak da Cd=0,98 alınmıştır. Bilinen değerleri yazmak
koşuluyla
1..
294,74 −= smP
THU
z
a (5.2)
Elde edilecek hız değeri kanalda herhangi bir engelleme olmadan elde edilecek
hız değeri olduğu not edilmelidir.
Tek boruyla işlem gerçekleştirildi ğinde hızın engellenmesi çok küçüktür
bu sebeple de ihmal edilebilir olacaktır. Bununla birlikte çok borulu levha
yerleştirildi ğinde blokaj etkisi hesaba katılmalı ve burada hız, geçerli minimum alanda
oluşan akım hızı olarak alınmalıdır. Düzlemsel çok borulu levha için borular arası etkin
hız değeri aşağıda yazıldığı biçimdedir:
Uı= Ux2,343
52
5.3.3. Kanatçıklı boru için hesaplamalar
Kanatçıklı borularla yapılan deneyin amacı aynı koşullar altında kanatçıklı ve
dairesel boruların karşılaştırılmasıdır. Böylece, her iki boru demetini de benzer efektif
çapraz akım hızlarında deneye maruz tutmak uygulamaya yönelik önemi ortaya koyar.
Serbest kanal içindeki akış hızı
at
a
P
HTU
.294,74=
Bir boru demeti içindeki borular arası efektif hava akımı hızı
T
Dı
A
AUU ×=
Kanatçıklı boru için ise,
3
3
10498,4
1075,9−
−
×××= UU ı = U x 2,167 (5.3)
Dairesel boru için de
3
3
10160,4
1075,9−
−
×××= UU ı = U x 2,343
Böylece kanatçıklı borular için
at
aı
P
HTU294,74
167,2= (5.4)
53
Yeniden düzenleyerek
OmmHT
Px
x
U
a
atı
22)
167,2294,74( =
Benzer olarak dairesel borular için ise
OmmHT
Px
x
U
a
atı
22)
343,2294,74( =
Bu sayede, eğer borular arası hız Uı bu şekilde tahmin ediliyorsa, burada
gerekli emme basıncı farkı için Pat, Ta ve Uı parametrelerinin denklem (i) ve (ii)’de
yerine yazılmasıyla istenen sonuç elde edilecektir.
5.4. Süreklilik koşullarının elde edilmesi
Süreklilik koşulları elektrikli boru ısıtıcısının sabit yüzey sıcaklığı için elde
edilir.
(i) Aktif boru elemanı için uygun boru levhası ile beraber hava kanalına
monte edildikten sonra, fan çalıştırılır.
(ii) Kısılma damperinin durumu ayarlanır.
(iii) Yavaşça aktif elemanın ısıtıcı gerilimini artırılır. Böylece
göstergedeki sıcaklığın arttığı gözlenecektir. Đstenen sıcaklık değeri sabitlenene kadar
ısıtıcı gerilimi ayarlanır. Sıcaklık sabitlendiğinde süreklilik koşulları elde edilmiş olur.
54
5.5. Deneylerin Teorisi
5.5.1. Çapraz Akımda Yalıtılmış Silindir
Taşınımla ısı transferinin iki farklı akım türü için tipleri mevcuttur , bunlar
laminer ve turbulanslı tiplerdir.
Laminer akımın söz konusu olduğu durumlarda, akışkan lif benzeri çizgiler
şeklinde akmakta veya bir birine karışmayan akım çizgileri boyunca akım devam
etmektedir. Böylece laminer akışta bir yüzeyden geçen ısı akımı akışkanın kendi içinde
gerçekleşen bir temas yoluyla oluşmalıdır. Böylece, ısı akım oranı düşük seyredecektir
ve akışkanın ısıl iletkenliğine bağımlı olacaktır.
Türbülanslı akımın söz konusu olduğu durumlarda ise akışkanın karışması
gerçekleşmektedir. Böylece, belli bir andaki akışkan “paketi” ısınmış yüzeye yakın
olabilmektedir ve daha sonra hızlı bir şekilde ısıyı transfer edip akım içinde
dağılmaktadır. Böylece, akışkan yığın kütlesine ısı transferi çok hızlı gerçekleşir ve
türbülansın derecesi ne kadar yüksekse, ısı transfer miktarı da o derece yüksek olarak
gerçekleşir.
Laminer akım için, akımın belli bazı durumlarında kendi özgün
geometrisinden kaynaklanan ortalama yüzey ısı transferi katsayısı için matematik
ifadeler geliştirmek mümkün görünmektedir. Mesela, borular içindeki laminer akım ve
düz metal yüzeylerin üzerindeki laminer akım örnek olarak verilebilir. Ama her nasılsa,
silindirler üzerindeki dış akım için, bu genelde mümkün değildir ve ampirik bağıntılar
kullanılmalıdır.
Benzer şekilde, bazı özel durumlar hariç, türbülanslı akım koşulları basit
teorik analizlere izin vermemektedir ve bu yüzdendir ki, genel akış koşulları
hedeflenerek yüzey ısı transfer katsayılarının değerlendirilmesi için alternatif diğer bazı
yöntemlere ihtiyaç duyulmaktadır.
55
Buna örnek bir yöntem dinamik benzerlik prensibinin uygulanmasıdır.
Bu, kesinliği belli bazı varsayımlarla birlikte, aşağıda bahsedilecek kimi
ifadelerin hem laminer hem de türbülanslı akışlar için geçerli olduğunu ispatlamaktadır:
(i) Đki sınır arasındaki hız dağılımı, her iki alan için de Reynolds Rakamları
aynı olduğu zaman benzer olarak gerçekleşir. (u.d/υ)
(ii) Đki sınır arasındaki ısı dağılımı her iki akışkan için de Prandlt Rakamları
aynı olduğu zaman benzer olarak gerçekleşir.(Cpµ/k)
(iii) Hem (i) hemde (ii) sağlandığı zaman, Nusselt Rakamları birbiriyle
uyumlu yüzey elemanları için de aynı olacaktır ve böylece ortalama Nusset
Rakamı(hd/k) her iki yüzey için aynı olacaktır.
Bu durumlar şu ifadenin yazılmasıyla özetlenebilmektedir.
Nu= f(Re,Pr) (5.5)
Bu yüzdendir ki belli bazı koşullar için elde edilen deneysel ispatlar veya belli
bir ölçekteki ısı değiştiricisi modeli geometri, Reynolds ve Prandtl rakamlarının eşit
olması şartıyla, tüm birimin ölçüsüne uygulanabilmektedir.
Yukarıdaki Denklem(5.5)’i kullanılabilir bir forma indirgemek için, boyut
analizi kullanılabilir ve bu aşağıdaki genel ilişkilerle sonuçlanmaktadır.
Nu= C.Rem. Prn (5.6)
Gaz halinin söz konusu olduğu durumlarda, genellikle Prandtl Rakamındaki
değişim, ısı ve basıncın normal değişimleri için neredeyse hiç farklılık
göstermemektedir ve Prandtl Rakamı faktörünün, sabit C değerinin bir parçası olduğu
varsayılabilir.
56
Bu yüzden, değişen Reynolds Rakamları için özel geometriye sahip
numuneler üzerinde yapılacak bir dizi deneysel uygulamalarla, C ve m sabitleri için
değerler elde etmek mümkündür.
Türbülanslı çapraz akım durumunda, izole edilmiş bir silindir göz önüne
alındığında, Reynolds Rakamı genel olarak 4000 ile 40.000 arasında olduğundan
aşağıdaki bağıntı kabul edilmektedir. (Silindir çapına bağlı olarak)
Nu=0.174. Re0.618 (5.7)
Alternatif olarak, 10 ile 105 Reynolds Rakamı arasında son zamanlarda
geliştirilmi ş aşağıdaki şu korelasyonun uygulanabilir olduğu görülmüştür.
Nu= (0.4.Re0.5 + 0.06.Re0.666) Pr0.4
s
a
µµ
(5.8)
Bu formülde, yerel ve serbest akım viskozitesi içeren ekstra boyutsuz bazı
terimler kapsama alınmıştır.
5.5.2. Çapraz akımda boru demetleri
Çapraz akıştaki yalıtılmış silindir probleminde, akımın Reynolds Rakamının
hesaplanmasında kullanılan hız, silindirik boruya yaklaşmakta olan akışkan havanın
hızıdır.
Bu yüzden, bir boru demetinin kanal içindeki akıma direnç sağladığı ve tıkama
etkisi gösterdiği zaman, boru demetine doğru yaklaşmakta olan akım hızı boru sıraları
arasındaki-kanal alanının, boru alanı enine düz kesitine indirgenmiş, ıslak yüzey-hızdan
daha düşük olacağı anlaşılacaktır.
57
Bu duruma atfen karakteristik bir referans hızı, belirli küçük bir boru demeti
alanı için seçilmiş olan en küçük serbest alan olup, hız da bu alandaki akım hızı olarak
belirlenmiştir.
Aşağıda gösterilen şematik düzenlemede istenilen alan, nokta ya da devamlı
çizgilerle işaretlenen iki alandan en küçük olanının belirlenmesiyle bulunacaktır.
Böylece, boş kanal Ad kesit alanına sahipse ve boru içi minimum alan At ise,
ısı değiştirici boyunca oluşacak hız
Uı = t
d
A
AUx (5.9)
Şekil 5.1. Çapraz akımlı bir ısı değiştiricisinde en küçük serbest alan
şeklinde olur ve korelasyonlarda kullanılmak üzere hesaplanan Reynolds
Rakamında geçen hız değeri bu formülden gelir.
Çapraz akımda tek boru olması durumunda, taşınımla ortalama ısı transferi
katsayısı için bir korelasyonun belirlenmesi, çapraz akımlı bir ısı değiştiricisini
meydana getiren kanallar için, deneysel olarak gerçekleştirilmelidir.
58
Boru konumu doğrultusunda boru demetinin içinden olan türbülanslı akımın
genel Denk.(5.6) için daha çok değişken ortaya çıkmaktadır ve bu o zaman şu şekilde
ortaya konulmalıdır:
Nu= C. Rem. Prn. Fn (5.10)
Bu denklemdeki Fn enine akım boyunca çaprazlanan boru demeti sıralarının
numaralarını ifade eden bir fonksiyondur.
Denklem (5.10)’in genelleştirilmi ş kabul edilen şekli aşağıdaki biçimdedir:
Nu= 0.273. Re0.635Pr0.34. Fn (5.11)
Bu korelasyondan elde edilen Nusselt Rakamı boru demeti içinde bulunan tüm
borular boyunca kabul edilmiş bir ortalama değerdir. Böylece, bir ısı değiştiricisi
tasarımı amacı için belli büyüklükte ve rakamda bir boru demeti sırasından yola
çıkılarak akımın genel ısı transfer oranı için bir tahmin yürütülebilir.
Yukarıda bahsedilen denklem zikzaklı boru düzenlemeleri için uygulanabilir
ve Reynolds Rakamının 300 ile 200.000 arasında olduğu durumlar için önceki şekil
bunu göstermektedir.
Zikzaklı bir boru demeti yığını için, Fn’in sayfa 59’da Şekil.10.2.2’de
gösterildiği gibi bir değişiklik sergilediği bulunmuştur.
59
Şekil 5.2. Çapraz akımda toplam boru sırası adeti için boru Fn değişimi
Böylece burada çaprazlanmış sıraların sayısı arttıkça bu sebepten dolayı ortaya
çıkan etkinin taşınılma ısı transferi katsayısını arttırdığı görülebilmektedir. Bu en çok da
akım hızı nedeniyle, türbülanslı akıma maruz her bir sıranın arkasında bulunan sıradan
ötürü türbülansa eklenen türbülans etkisi yüzünden ortaya çıkmaktadır. Ama
Şek(5.2)’de görülebileceği gibi, artış oranında bir azalma yaklaşık 10 boru sırası sonra
ortaya çıkmaktadır. O zaman bu akım türbülans açısından doygunluğa erişmiş
olmaktadır.
Daha önceden burada ifade edildiği gibi, yukarıdaki korelasyon sadece
Şekil(5.1)’de gösterilen zikzaklı geometrilere uygulanabilmektedir. Buna benzer daha
bir çok ampirik bağıntı diğer çeşitli geometriler için mevcuttur ve onlar genelde ders
kitaplarında ya da referans kitaplarında mevcuttur.
5.5.3. Çapraz akımda kanatçıklı borular
Verilen bir yüzeyden taşınılma ısı transferi oranının artırılması gerektiği
durumlar çok fazladır.
Newton un soğuma yasası •Q=h.A(Ts – Ta) ; h, A veya (Ts - Ta)’nın artırılarak
•Q ısı transfer oranının artırılabileceğini söylemektedir.
60
Deneyde kullanılan çapraz akımlı ısı değiştiricisi, standart olarak, h’nin
geometriye, akışkan özelliklerine ve akım oranına bağlı bir fonksiyon olduğunu ve buna
göre ısı transfer miktarının deney seti için ancak sıcaklık farkının (Ts – Ta)
yükseltilmesiyle artırılabileceğine işaret edilmektedir.
Genelde gazlar için ısı transfer katsayıları zorlanmış akımda bile düşüktür.
Verilen hacim için belirli bir çapraz akımlı ısı değiştiricisinin performansını artırmanın
bir yolu boruların dışına enine kanatçıklar koymaktır. Bu işlem yüksek bir etkinlikle
her bir borunun ısı transfer alanını artırmaktadır.
Kanatçıklı boru levhasının işletmeye alınması etkin yüzey alanı A’ya harici
kanatçıkların eklenmesi ve kanatçıkların ısı transfer oranı üzerindeki etkisinin
incelenmesi ve gösterilmesini sağlar.
Dairesel borulara benzer bir şekilde, kanatçıklı borularda da ancak deneysel
veriler genelleştirilmi ş korelasyonları elde etmenin tek mümkün yolunu bize
sunmaktadır. Aslında, ticari amaçlarla üretilen kanatcıklı borularla da, genellikle
tedarikçi tarafından sağlanan korelasyonlar kastedilmektedir.
Önceki sayfalarda bulunan dairesel çoklu boru demetinin kuramsal analizi,
şimdi incelemekte olduğumuz kanatçıklı boru demetlerine de uyarlanabilir.
Ama, yüzey ısı transfer katsayısı için göz önüne alınan alana gerçekleşen
taşınılma ısı geçişinde değişiklikler olmaktadır. Kanatçıklı bir borunun ısı transferi
esnasında açıkça gözlemlenebilir davranışı; kanatlar arası boşluktan taşınılma ısı
transferi, kanatçık malzemesi boyunca iletimle ısı transferi ve kanatçık yüzeylerinden
taşınılma gerçekleşen ısı transferi şekilleri ve tiplerinin bir kombine olmuş
birleşimleridir. Eğer toplam kanatçık ve boru alanı göz önünde tutulursa, dairesel bir
boru için varsayılan taşınılma ısı transferi katsayısı, kanatçıklı olana göre
karşılaştırmada açıkça farklılaşımlar sergileyecektir.
61
Deney setinin kullanım amaçları adına kuramsal bağlamda burada dairesel
boru düşünülecektir.
5.5.4. Yerel ıs transfer elemanı
Cam bez temas durumundayken birim alan başına hemen hemen düzgünyayılı
bir dirence sahiptir ve böylelikle A ve B yarıçapları arasındaki bölgede sabit bir gerilim
V uygulandığında I akımı gerçekleşecektir. Cam bezin A alanı bilindiğinden birim alana
uygulanan güç yoğunluğu, düzgünyayılı dirençten ötürü, her yerde eşit ve aşağıda
yazıldığı gibi olacaktır.
A
IV ×=φ (5.12)
Bir başka seçenek olarak, ısıtılan yüzeylerin elektriksel temas noktaları
arasındaki toplam direnç R ohm cinsinden yazılmak istenirse
(R
VI = eşitli ğinden)
AR
V
×=
2
φ (5.13)
Cam bez ısıtıldığında, altındaki silindirin merkezine yakın bölgede monte
edilmiş termokupl, sıcaklığı kaydeder. Cam bezin kalınlığının çok ince olmasından
kaynaklanan tabiatı bizi termokupl tarafından kaydedilen sıcaklıkla, yüzey
sıcaklığının(Ts) birbirine eşit olduğu sonucuna götürebilir.
Kanal içindeki hava akımının sıcaklığı Ta kontrol konsolundaki anahtara
basmak suretiyle görülebilir. Buna bağlı olarak sıcaklık farkı veya ısı transferini başat
etkileyen güç bulunabilir denilir. (Ts- Ta)
Cam bezin düşük kalınlığına ve zayıf ısıl iletkenliğine bağlı olarak (nominal
0.06W.m-1.K-1), silindir çevresine az miktarda ısının iletildiği varsayılır.
62
Bundan dolayı, eğer ki silindirin çevresindeki ısı transfer oranı değiştirilerek
sürdürülürse, sağlanan güç yoğunluğunun silindirin her yerinde düzgünyayılı
gerçekleşmesine bağlı olarak ısı transfer miktarı yüzey sıcaklığıyla orantılı miktarda
değişecektir.
Düşük ısıl iletkenliğin verdiği avantaj sayesinde, termokuplün sadece çok
yakın komşuluğu olan yüzeydeki sıcaklığı kaydettiği varsayılır. Böylelikle bu
söylediklerimizden yola çıkılarak hesaplanan, ısı transfer katsayısı h’nin yalnızca
komşuluğundaki bu bölgeye(ısıl sınır tabaka) bağlı olduğu varsayılır. Isı transfer
katsayısı, h, aşağıdaki gibi hesaplanabilir:
as TTh
−= φ
).(.
2
as TTAR
V
−= (5.14)
Cam bezin ve plastik silindirin sahip oldukları çok düşük ısıl iletkenliğe bağlı
olan bazı etkiler, yine borunun komşuluğundaki rüzgar tüneli duvarlarına bağlı bazı
etkiler söz konusudur. Fakat bu etkilerin göz önünde bulundurulması ya da
hesaplanması deney amaçları dışında bulunmaktadır.
63
6. DENEYLERĐN YAPILI ŞI
Düz boru ve boru demeti için deney tesisatı ile,
1. Sürekli rejimde tek bir boru için ısı transferi, sıcaklık farkı ve yüzey ısı
transfer katsayısının 30m.s-1 hıza kadar çapraz akımda tespiti,
2. Çapraz akımlı ısı değiştiricisinde 1. 2. 3. 4. 5. 6. boru sıraları için sürekli
rejimde ortalama yüzey ısı transfer katsayısının hesaplanması,
3. Çapraz akımlı ısı değiştiricisinde 1’den 6’ya kadar seçime bağlı boru sırası
sayısı için ortalama yüzey ısı transfer katsayısının hesaplanması ve
4. 6 boru sırasının her biri için Prandtl, Reynolds ve Nusselt değerleri
arasındaki ilişkinin ortaya çıkarılması deneyleri yapılmıştır.
Çapraz akımlı ısı değiştiricisinde kanatçıklı boru sistemiyle,
1. Çapraz akımda dairesel boru demetleri için harici kanatçıkların güç
yoğunluğu etkisinin incelenmesi ve
2. Çapraz akımlı ısı değiştiricisinde kanatçıklı bir borunun 1. , 2. , 3. ve 4.
sıralarda sürekli rejim için ortalama yüzey ısı transferi katsayısının hesaplanması
deneyleri yapılmıştır.
Siyah boru levhası ve yerel ısı transfer elemanıyla yapılan deneyler ise,
1. Direkt ısı transfer silindiri kullanarak çapraz akımda bir silindirin ön
durma noktası için Nusselt ve Reynolds sayıları arasındaki ilişkinin ortaya
çıkarılması
64
2. Çapraz akımda bir silindir etrafında gerçekleşen taşınılma ısı transferine
ait katsayıdaki değişimlerin hesaplanmasıdır.
6.1. Sürekli Rejimde Yalnız Bir Boru Đçin Isı Transferi, Sıcaklık Farkı Ve Yüzey
Isı Transferi Katsayısının Çapraz Akımda 30m.s-1 Hıza Kadar Hesaplanması
Konsol üzerindeki ana şalter ve fanın da aynı şekilde kapalı pozisyonda
olduğu kontrol edildikten sonra tekli boru levhasındaki delik boşluğuna aktif elemanı
yerleştirip kablosu kontrol konsoluna takılır ve üst manometrenin sağ el tarafında
bulunan manometre borusuna kanalın basınç borusu bağlanır. Kullanımdaki manometre
üzerindeki harfle kullanımdaki boru levhası üzerindeki harf bir biriyle eşleşmelidir.
Fan üzerindeki kısma damperini 9 pozisyonuna gelecek şekilde kapatıp fan
üzerindeki çalıştırma düğmesine bastıktan sonra, kanal içinde düşük hızda hava akımı
sağlamak amacıyla hava giriş manometresini gözlem altında tutarak kısma damperi
yardımıyla gerekli ayar yapılır.
Voltaj butonu 70V’a ayarlandıktan sonra ısıtıcıya gerilim uygulanır ve aktif
eleman yüzeyinde 90˚C’lik bir sıcaklık sağlamak için potansiyometre ile ısıtıcı gerilimi
ayarlanır. Süreklilik koşulları oluştuğu zaman, aktif eleman yüzey sıcaklığı Ts’nin
sabitlendiği görüldüğünde, Ts ve Ta ile H ve V değerleri kaydedilir.
Daha sonra hızı değiştirmek için egzoz fanı üzerindeki kısılma damperi
ayarlanır ve yaklaşık olarak aktif eleman yüzey sıcaklığını yine 90˚C’de sabit tutmak
için ısıtıcının gerilimi ayarlanır. Süreklilik sağlandığı zaman Ts, Ta, H ve V’yi
kaydedilir. En yüksek hızlara ulaşıncaya dek(kısılma damperi sonuna kadar açıkken)
yukarıdaki işlemler 40ºC ve 65 ºC için tekrar edilmiştir.
65
6.2. Çapraz Akışlı Isı Değiştiricisinde 1. 2. 3. 4. 5. Ve 6. Boru Sıraları Đçin Sürekli
Rejimde Ortalama Yüzey Taşınım Katsayısının Hesaplanması
Konsol üzerindeki ana şalter ve fanın da aynı şekilde kapalı pozisyonda
olduğu kontrol edilir. Çoklu boru levhasındaki delik boşluğuna aktif elemanı yerleştirip
kablosu kontrol paneline takılır, diğer delik boşluklarında plastik boruların konumunda
olduğundan emin olunduktan ve bu plastik boruları iterek kanal duvarına temas etmeleri
sağlandıktan sonra, alt manometrenin sağ el tarafında bulunan manometre borusuna
kanalın basınç borusu bağlanır. Kullanımdaki manometre üzerindeki harfle
kullanımdaki boru levhası üzerindeki harf bir biriyle eşleşmelidir.
Fan üzerindeki kısma damperini en kısık (en düşük hava çıkış alanı) pozisyona
getirip fan üzerindeki çalıştırma düğmesine bastıktan sonra, kanal içinde düşük hızda
hava akımı sağlamak amacıyla hava giriş manometresini gözlem altında tutarak kısma
damperi yardımıyla gerekli ayar yapılır.
Voltaj butonu 70V’a ayarlandıktan sonra konsol üzerindeki ana şalter
düğmesine basılır ve aktif eleman yüzeyinde 90˚C’lik bir sıcaklık sağlamak için
potansiyometre ile ısıtıcı gerilimi ayarlanır. Süreklilik ko şulları oluştuğu zaman yani
aktif eleman yüzey sıcaklığı Ts’nin sabitlendiği görüldüğünde, Ts ve Ta ile H ve V
değerleri kaydedilir.
Daha sonra hızı değiştirmek için egzoz fanı üzerindeki kısılma damperi
ayarlanır ve yaklaşık olarak aktif eleman yüzey sıcaklığını yine 90˚C’de sabit tutmak
için ısıtıcının gerilimi ayarlanır. Tekrar süreklilik sağlandığı zaman Ts, Ta, H ve V’yi
kaydedilir. En yüksek hızlara ulaşıncaya dek (kısılma damperi sonuna kadar açıkken)
yukarıdaki işlemler tekrar edilir. Daha sonra aktif eleman 1 numaralı delikten alınarak,
2 numaralı delikteki yapay plastik boruyla yerleri değiştirilir. Aynı deneyler benzer
kanal basınç farkı değerleri için tekrar edilmiş ve daha sonra, bundan önceki adımlar
aktif eleman 3., 4., 5., ve 6. sıralara konumlandırılarak yapılmıştır.
66
6.3. Çapraz Akımlı Isı Değiştiricisinde 1’den 6’ya Kadar Seçime Bağlı Boru Sırası
Sayısı Đçin Ortalama Yüzey Taşınım Katsayısının Hesaplanması
Konsol üzerindeki ana şalter ve fanın da aynı şekilde kapalı pozisyonda
olduğu kontrol edilir. Çoklu boru levhasındaki delik boşluğuna aktif elemanı yerleştirip
kablosu kontrol konsoluna takılır, diğer delik boşluklarında plastik boruların
konumunda olduğundan emin olunduktan ve bu plastik boruları iterek kanal duvarına
temas etmeleri sağlandıktan sonra, alt manometrenin sağ el tarafında bulunan
manometre borusuna kanalın basınç borusu bağlanır. Kullanımdaki manometre
üzerindeki harfle kullanımdaki boru levhası üzerindeki harf bir biriyle eşleşmelidir.
Fan üzerindeki çalıştırma düğmesine bastıktan sonra, kanal içinde düşük hızda
hava akımı sağlamak amacıyla hava giriş manometresini gözlem altında tutarak kısma
damperi yardımıyla gerekli ayar yapılarak önceki deneylerle tutarlı ortalama bir basınç
değeri seçilir.
Voltaj butonu 70V’a ayarlandıktan sonra konsol üzerindeki ana şalter
düğmesine basılırmış ve aktif eleman yüzeyinde 65˚C’lik bir sıcaklık sağlamak için
potansiyometre ile ısıtıcı gerilimi ayarlanır. Süreklilik ko şulları oluştuğu zaman yani
aktif eleman yüzey sıcaklığı Ts’nin sabitlendiği görüldüğünde, Ts ve Ta ile H ve V
değerleri kaydedilir. Daha sonra aktif eleman 1 numaralı delikten alınarak, 2 numaralı
delikteki yapay plastik boruyla yerleri değiştirilir. Aynı deneyler aynı kanal basınç farkı
değeri için tekrar edilmiş ve daha sonra, bundan önceki adımlar aktif eleman 3., 4., 5.,
ve 6. sıralara konumlandırılarak yapılmıştır
6.4. Çapraz Akımda Dairesel Boru Demetleri Đçin Harici Kanatçıkların Güç
Yoğunluğu Etkisinin Đncelenmesi
Konsol üzerindeki ana şalter ve aynı şekilde fanın da kapalı pozisyonda
olduğu kontrol edilir. Kanatçıklı boru levhasındaki delik boşluğuna aktif elemanı
yerleştirip kablosu kontrol konsoluna takılır, diğer delik boşluklarında plastik boruların
konumunda olduğundan emin olunduktan ve bu plastik boruları iterek kanal duvarına
67
temas etmeleri sağlandıktan sonra, alt manometrenin sağ el tarafında bulunan
manometre borusuna kanalın basınç borusu bağlanır. Kullanımdaki manometre
üzerindeki harfle kullanımdaki boru levhası üzerindeki harf bir biriyle eşleşmelidir.
Fan üzerindeki kısma damperini en kapalı pozisyonuna gelecek şekilde
kapatılıp fan üzerindeki çalıştırma düğmesine basıldıktan sonra, kanal içinde düşük
hızda hava akımı sağlamak amacıyla hava giriş manometresini gözlem altında tutarak
kısma damperi yardımıyla gerekli ayar yapılarak bir deneme hızı seçilir.
Voltaj butonu 70V’a ayarlandıktan sonra konsol üzerindeki ana şalter
düğmesine basılır ve aktif eleman yüzeyinde 20-25˚C’lik bir sıcaklık sağlamak için
potansiyometre ile ısıtıcı gerilimi ayarlanır. Süreklilik ko şulları oluştuğu zaman yani
aktif eleman yüzey sıcaklığı Ts’nin sabitlendiği görüldüğünde, Ts ve Ta ile H ve V
değerleri kaydedilmiştir. Isıtıcı gerilimini biraz daha yüksek bir yüzey sıcaklığı vermesi
için ısıtıcının gerilimi artırılır ve yine süreklilik koşulları oluştuğu zaman, Ts, Ta, H ve V
değerleri kaydedilir. Bu sözü edilen işlemler 54ºC yüzey sıcaklığına kadar tekrar
edilmiş ve değerler kaydedilmiştir.
6.5. Direkt ısı transfer silindiri kullanarak çapra z akımda bir silindirin ön durma
noktası için Nusselt ve Reynolds sayıları arasındaki ili şkinin ortaya çıkarılması
Konsol üzerindeki ana şalter ve aynı şekilde fanın da kapalı pozisyonda
olduğu kontrol edilir. Silindir siyah plakadaki delik boşluğuna dikkatlice yerleştirilir ve
yaylı klipslerle tutturulur. Sıfır derece diskindeki sıfır çizgisi doğrudan dik yukarıyı
gösterir duruma ayarlandıktan sonra, silindirin bu pozisyonunda termokupl duyargasının
doğrudan ön durma noktasına geldiği temin edilmiş olacaktır. Silindirin kablosu kontrol
paneline takılır ve voltaj 35V’a ayarlanır. Üst manometrenin(0-70VmmH2O) sağ el
tarafında bulunan manometre borusuna kanalın basınç borusunu bağlanır.
Fan üzerindeki kısma damperini en kısık pozisyonuna gelecek şekilde
kapatılıp fan üzerindeki çalıştırma düğmesine basıldıktan sonra, kanal içinde düşük
hızda hava akımı sağlamak amacıyla hava giriş manometresini gözlem altında tutarak
68
kısma damperi yardımıyla gerekli ayar yapılır. Aktif eleman yüzeyinde 30-35˚C’lik bir
sıcaklık sağlamak için potansiyometre ile ısıtıcı gerilimi ayarlanır. Süreklilik koşulları
oluştuğu zaman yani aktif eleman yüzey sıcaklığı Ts’nin sabitlendiği görüldüğünde, Ts
ve Ta ile H ve V değerleri kaydedilir.
Belirtilen hava hızını değiştirmek için egzoz fanı üzerindeki kısılma damperi
ayarlanır ve kanaldaki hız artırılır. Tekrar süreklilik sağlandığı zaman Ts, Ta, H ve V
kaydedilir. En yüksek hızlara ulaşıncaya dek(kısılma damperi sonuna kadar açıkken)
yukarıdaki işlemler tekrar edilir.
6.6. Çapraz Akımda Bir Silindir Etrafında Gerçekleşen Taşınılma Isı Transferine
Ait Katsayıdaki Değişimlerin Hesaplanması
Konsol üzerindeki ana şalter ve aynı şekilde fanın da kapalı pozisyonda
olduğu kontrol edilir. Silindir siyah plakadaki delik boşluğuna dikkatlice yerleştirilir ve
yaylı klipslerle tutturulur. Sıfır derece diskindeki sıfır çizgisi doğrudan dik yukarıyı
gösterir duruma ayarlandıktan sonra, silindirin bu pozisyonunda termokupl duyargasının
doğrudan ön durma noktasına geldiği temin edilmiş olacaktır. Silindirin kablosu konsol
üzerindeki 7 iğneli sokete takılır ve voltaj 35V’a ayarlanır. Üst manometrenin(0-
70VmmH2O) sağ el tarafında bulunan manometre borusuna kanalın basınç borusunu
bağlanır.
Fan üzerindeki kısma damperini en kısık pozisyonuna gelecek şekilde kapatıp
fan üzerindeki çalıştırma düğmesine basıldıktan sonra, kanal içinde düşük hızda hava
akımı sağlamak amacıyla hava giriş manometresini gözlem altında tutarak kısma
damperi yardımıyla gerekli ayar yapılır. Aktif eleman yüzeyinde 30-35˚C’lik bir
sıcaklık sağlamak için potansiyometre ile ısıtıcı gerilimi ayarlanır. Süreklilik koşulları
oluştuğu zaman yani aktif eleman yüzey sıcaklığı Ts’nin sabitlendiği görüldüğünde, Ts
ve Ta ile H, V ve θ yani derece diskinden ölçülecek olan açı kaydedilir. Derece diskinin
düz dikey, sıfır çizgisini gösterdiğinde sıfır dereceye eşit olduğu söylenir ve böylelikle
termokupl ön durma noktası altına konumlandırılmış demektir. Miktarı bilinen
ölçülerde(30º) silindir, derece diskinin üzerinde gösterilen çizgiler boyunca döndürülür
69
ve tekrar süreklilik koşullarının oluşması sağlandıktan sonra Ts, Ta, H ve V
parametreleri θ ile kaydedilir.
H’ın deneyler boyunca mümkün olduğunca sabit kalması gerektiği
unutulmamalıdır. θ’nın artan değerleri boyunca örneğin θ= 180˚ değerinde termokupl
akım yönünde durgunluk noktasına gelene kadar yukarıdaki ölçme işlemleri tekrar
edilmiştir.
70
7. DENEY SONUÇLARI
7.1. Sürekli Rejimde Yalnız Bir Boru Đçin Isı Transferi, Sıcaklık Farkı Ve Yüzey
Isı Transferi Katsayısının Çapraz Akımda 30m.s-1 Hıza Kadar Hesaplanması
Tablo 7.1. 65ºC’de tek borulu deney sonuçları
Test Numarası 1 2 3 4 5 6 Aktif
Elemanın Yüzey Sıcaklığı
65.10 65 65.1 65.40 65.20 65.40
Kanal Đçindeki Havanın Sıcaklığı
18.80 18.9 18.9 18.90 18.90 18.90
Emme Basıncı Farkı
3.50 10 20 35.00 55.00 63.00
Aktif Eleman Isıtıcısındaki Gerilim
27.00 30 32.5 36.00 38.00 39.50
Boru Sırası Tek Borulu Levha ∗
Watt
Q Isı Transfer Oranı
10.41 12.86 15.09 18.51 20.63 22.29
Isı Akısı
2m.Watt −
φ 4195.92 5180.15 6079.49 7459.42 8311.27 8980.37
46.30 46.10 46.20 46.50 46.30 46.50
Aktif Elemandan Havaya Taşınımla Isı Transferi Yüzeyleri Arasındaki Sıcaklık Farkı
Ortalama Yüzey Isı Transfer Katsayısı
90.6247 112.3678 131.5906 160.4177 179.5091 193.1263
Kanal Đçinde Akan Havanın Hızı
7.4745 12.6365 17.8706 23.6406 29.6351 31.7172
Etkin Hava Hızı
Reynolds Sayısı 7815.87 13213.50 18686.71 24720.19 30988.40 33165.62 Nusselt Sayısı 53.69 66.57 77.96 95.04 106.35 114.41
C
tso
C
tao
OmmH
H
2
Volts
V
K
tt as −
12.. −− KmW
h
1. −sm
U
1. −sm
Uı
71
Tablo 7.2. 90ºC’de tek borulu deney sonuçları
Test Numarası 1 2 3 4 5 6 Aktif Elemanın
Yüzey Sıcaklığı 90.00 90 90.1 90.20 90.00 90.10
Kanal Đçindeki Havanın Sıcaklığı
19.10 19.1 19.1 19.10 19.10 19.10
Emme Basıncı Farkı
3.50 10 20 35.00 55.00 63.00
Aktif Eleman Isıtıcısındaki Gerilim
33.00 39 41 47.00 49.00 50.00
Boru Sırası Tek Borulu Levha ∗
Watt
Q Isı Transfer Oranı
15.56 21.73 24.01 31.56 34.30 35.71
Isı Akısı
2m.Watt −
φ 6267.99 8754.46 9675.38 12714.40 13819.50 14389.3
2
70.90 70.90 71.00 71.10 70.90 71.00
Aktif Elemandan Havaya Taşınımla Isı Transferi Yüzeyleri Arasındaki Sıcaklık Farkı
Ortalama Yüzey Isı Transfer Katsayısı
88.4060 123.476
2 136.272
9 178.8242 194.9154
202.6664
Kanal Đçinde Akan Havanın Hızı
7.4784 12.6408 17.8768 23.6487 29.6453 31.7281
Etkin Hava Hızı
Reynolds Sayısı 7819.89 13218.02
18693.11 24728.66 30999.02
33176.98
Nusselt Sayısı 52.37 73.15 80.73 105.94 115.47 120.06
Tablolarda yapılan işlemler için örnek bir hesaplama aşağıda verilmiştir.
Aktif elemandan ısı transfer miktarı
Q = R
V 2
= 70
)0,33( 2
Watt
= 15,56 Watt
C
tso
C
tao
OmmH
H
2
Volts
V
K
tt as −
12.. −− KmW
h
1. −sm
U
1. −sm
Uı
72
Isı transfer alanı
A = 2,482 x 10-3 m-2
Isı akısı
A
Q•
=φ
=310x482,2
56,15− Watt.m-2
= 6,2679 kW.m-2
Aktif elemandan havaya taşınılma ısı transferinde yüzeyler arasındaki sıcaklık farkı
(Ts – Ta)
ts - ta = 90 – 19,1 ºC
= 70,9 K
Ortalama yüzey ısı transfer katsayısı
h = as tt −
φ
= =9,70
2679,6 0,8841 kW.m-2K-1
Kanal içinde akan havanın hızı
U = 74,294 a
a
P
HT
= 74,294.510x992,0
5,3x)19273( +m.s-1
= 7,4784 m.s-1
Literatürdeki grafiklerden 19 ºC’deki havanın kinematik viskozitesi
υ = 15,11x10-6 m2.s-1
73
Reynolds Sayısı
Re = νd.U
= 6
3
10x11,15
10x86,15x4784,7−
−
= 7820
tarafından sağlanan ve kabul edilen tahminlerle deneyden elde edilen verileri
kıyaslamak ilginçtir.
Nu=k
dh.= 0.174.Re0.618
618,0Re174,0.d
kh =
d ve k’yı ortalama kanal hava sıcaklığı 19,1˚C’deki hava sıcaklığı için ısı iletim
katsayısı grafiklerinden bulup yerine yazdıktan sonra formülde yerine koyarak;
h=0.283.Re0,618
değerini buluruz.
Benzer işlemlerle aşağıdaki korelasyon
Nu = (0,45Re0,5 + 0,06Re0,666)Pr0,425,0
s
a
νν
, h ısı taşınım katsayısını Nu formülünde
yalnız bırakacak şekilde hesaplayarak 8. Bölüm’de Sonuçlar ve Değerlendirme başlığı
altında grafiklerde çizilmiş biçimde bulabiliriz.
74
7.2. Çapraz Akışlı Isı Değiştiricisinde 1. 2. 3. 4. 5. Ve 6. Boru Sıraları Đçin Sürekli
Rejimde Ortalama Yüzey Taşınım Katsayısının Hesaplanması
Tablo 7.3. 90ºC’de 1. sıra için çok borulu deney sonuçları
Test Numarası 1 2 3 4 5 6 Aktif
Elemanın Yüzey Sıcaklığı
89.70 90.1 90.1 90.00 90.20 90.00
Kanal Đçindeki Havanın Sıcaklığı
19.60 19.8 19.8 20.00 20.00 20.00
Emme Basıncı Farkı
1.90 2.5 4.5 6.60 8.10 10.30
Aktif Eleman Isıtıcısındaki Gerilim
31.00 32.5 36.5 40.50 43.50 45.00
Boru Sırası 1 1 1 1 1 1
∗
Watt
Q Isı Transfer Oranı
13.73 15.09 19.03 23.43 27.03 28.93
Isı Akısı
2m.Watt −
φ 5531.25 6079.49 7668.07 9440.83 10891.27 11655.35
70.10 70.30 70.30 70.00 70.20 70.00
Aktif Elemandan Havaya Taşınımla Isı Transferi Yüzeyleri Arasındaki Sıcaklık Farkı
Ortalama Yüzey Isı Transfer Katsayısı
78.9052 86.4792 109.0763 134.8690 155.1464 166.5050
Kanal Đçinde Akan Havanın Hızı
5.5147 6.3280 8.4898 10.2852 11.3942 12.8487
Etkin Hava Hızı
13.03 14.95 20.06 24.30 26.92 30.36
Reynolds Sayısı 13626.26 15635.74 20977.54 25413.74 28153.94 31747.92 Nusselt Sayısı 46.75 51.23 64.62 79.90 91.91 98.64
Tablolarda yapılan işlemler için örnek bir sonraki sayfada verilmiştir.
C
tso
C
tao
OmmH
H
2
Volts
V
K
tt as −
12.. −− KmW
h
1. −sm
U
1. −sm
Uı
75
Aktif elemandan ısı transfer miktarı
Q = R
V 2
= 70
)0,31( 2
Watt
= 13,73 Watt
Isı transfer alanı
A = 2,482 x 10-3 m-2
Isı akısı
A
Q•
=φ
=310x482,2
73,13− Watt.m-2
= 5,5313 kW.m-2
Aktif elemandan havaya taşınılma ısı transferinde yüzeyler arasındaki sıcaklık farkı
(Ts – Ta)
ts - ta = 89,7 – 19,6 ºC
= 70,1 K
Ortalama yüzey ısı transfer katsayısı
h = as tt −
φ
= =1,70
5313,5 0,7891 kW.m-2K-1
Kanal içinde akan havanın hızı
U = 74,294 a
a
P
HT
76
= 74,294.510x992,0
9,1).6,19273( +m.s-1
= 5,5147 m.s-1
Etkin(efektif) hava hızı
Uı = U. 2,343
= 5,516.2,343
= 13,03m.s-1
Literatürdeki grafiklerden 19 ºC’deki havanın kinematik viskozitesi
υ = 15,11x10-6 m2.s-1
Reynolds Sayısı
Re = νd.U
= 6
3
10x11,15
10x86,15x03,13−
−
= 13626
77
Tablo 7.4. 90ºC’de 2. sıra için çok borulu deney sonuçları
Test Numarası 1 2 3 4 5 6 Aktif Elemanın
Yüzey Sıcaklığı 90.00 90.4 90.2 90.00 90.00 90.00
Kanal Đçindeki Havanın Sıcaklığı
20.40 20.4 20.4 20.40 20.40 20.40
Emme Basıncı Farkı
1.90 2.5 4.5 6.60 8.10 10.30
Aktif Eleman Isıtıcısındaki Gerilim
34.00 35 39.5 41.00 44.50 47.00
Boru Sırası 2 2 2 2 2 2 ∗
Watt
Q Isı Transfer Oranı
16.51 17.50 22.29 24.01 28.29 31.56
Isı Akısı
2m.Watt −
φ 6653.62 7050.77 8980.37 9675.38 11397.78 12714.40
69.60 70.00 69.80 69.60 69.60 69.60
Aktif Elemandan Havaya Taşınımla Isı Transferi Yüzeyleri Arasındaki Sıcaklık Farkı
Ortalama Yüzey Isı Transfer Katsayısı
95.5980 100.7252 128.6586 139.0140 163.7612 182.6782
Kanal Đçinde Akan Havanın Hızı
5.5222 6.3344 8.4985 10.2922 11.4020 12.8575
Etkin Hava Hızı
13.05 14.97 20.08 24.32 26.94 30.38
Reynolds Sayısı 13644.88 15651.75 20999.02 25431.08 28173.15 31769.58 Nusselt Sayısı 56.63 59.67 76.22 82.36 97.02 108.22
C
tso
C
tao
OmmH
H
2
Volts
V
K
tt as −
12.. −− KmW
h
1. −sm
U
1. −sm
U ı
78
Tablo 7.5. 90ºC’de 3. sıra için çok borulu deney sonuçları
Test Numarası 1 2 3 4 5 6 Aktif Elemanın
Yüzey Sıcaklığı 90.10 90.2 90.2 90.00 90.10 90.20
Kanal Đçindeki Havanın Sıcaklığı
21.00 21 21 21.00 21.00 21.00
Emme Basıncı Farkı
1.90 2.5 4.5 6.60 8.10 10.30
Aktif Eleman Isıtıcısındaki Gerilim
37.00 38.5 41.5 44.00 46.00 48.00
Boru Sırası 3 3 3 3 3 3 ∗
Watt
Q Isı Transfer Oranı
19.56 21.18 24.60 27.66 30.23 32.91
2m.Watt −
φ Isı Akısı
7879.59 8531.43 9912.80
11143.09
12179.12
13261.19
69.10 69.20 69.20 69.00 69.10 69.20
Aktif Elemandan Havaya Taşınımla Isı Transferi Yüzeyleri Arasındaki Sıcaklık Farkı
Ortalama Yüzey Isı Transfer Katsayısı
114.0317
123.2865
143.2486
161.4940
176.2535
191.6358
Kanal Đçinde Akan Havanın Hızı
5.5279 6.3409 8.5072 10.3028 11.4136 12.8706
Etkin Hava Hızı
13.06 14.98 20.10 24.35 26.97 30.41
Reynolds Sayısı 13658.82
15667.74
21020.49
25457.07
28201.94
31802.05
Nusselt Sayısı 67.56 73.04 84.86 95.67 104.42 113.53
C
tso
C
tao
OmmH
H
2
Volts
V
K
tt as −
12.. −− KmW
h
1. −sm
U
1. −sm
U ı
79
Tablo 7.6. 90ºC’de 4. sıra için çok borulu deney sonuçları
Test Numarası 1 2 3 4 5 6 Aktif Elemanın
Yüzey Sıcaklığı 90.20 90.1 90 90.30 90.00 90.30
Kanal Đçindeki Havanın Sıcaklığı
21.00 21 21 21.00 21.00 21.00
Emme Basıncı Farkı
1.90 2.5 4.5 6.60 8.10 10.30
Aktif Eleman Isıtıcısındaki Gerilim
37.00 39.5 44 47.00 48.00 49.50
Boru Sırası 4 4 4 4 4 4 ∗
Watt
Q Isı Transfer Oranı
19.56 22.29 27.66 31.56 32.91 35.00
Isı Akısı
2m.Watt −
φ 7879.59 8980.37 11143.0
9 12714.4
0 13261.1
9 14102.9
7
69.20 69.10 69.00 69.30 69.00 69.30
Aktif Elemandan Havaya Taşınımla Isı Transferi Yüzeyleri Arasındaki Sıcaklık Farkı
Ortalama Yüzey Isı Transfer Katsayısı
113.8669
129.9620
161.4940
183.4690
192.1912
203.5061
Kanal Đçinde Akan Havanın Hızı
5.5279 6.3409 8.5072 10.3028 11.4136 12.8706
Etkin Hava Hızı
13.06 14.98 20.10 24.35 26.97 30.41
Reynolds Sayısı 13658.82
15667.74
21020.49
25457.07
28201.94
31802.05
Nusselt Sayısı 67.46 76.99 95.67 108.69 113.86 120.56
C
tso
C
tao
OmmH
H
2
Volts
V
K
tt as −
12.. −− KmW
h
1. −sm
U
1. −sm
U ı
80
Tablo 7.7. 90ºC’de 5. sıra için çok borulu deney sonuçları
Test Numarası 1 2 3 4 5 6 Aktif Elemanın
Yüzey Sıcaklığı 90.10 90.1 90 90.10 90.40 90.30
Kanal Đçindeki Havanın Sıcaklığı
21.00 21 21 21.00 21.00 21.00
Emme Basıncı Farkı
1.90 2.5 4.5 6.60 8.10 10.30
Aktif Eleman Isıtıcısındaki Gerilim
36.50 39 43.6 46.00 48.00 49.50
Boru Sırası 5 5 5 5 5 5 ∗
Watt
Q Isı Transfer Oranı
19.03 21.73 27.16 30.23 32.91 35.00
2m.Watt −
φ Isı Akısı
7668.07 8754.46 10941.41 12179.12 13261.19 14102.97
69.10 69.10 69.00 69.10 69.40 69.30
Aktif Elemandan Havaya Taşınımla Isı Transferi Yüzeyleri Arasındaki Sıcaklık Farkı
Ortalama Yüzey Isı Transfer Katsayısı
110.9706 126.6926 158.5711 176.2535 191.0835 203.5061
Kanal Đçinde Akan Havanın Hızı
5.5279 6.3409 8.5072 10.3028 11.4136 12.8706
Etkin Hava Hızı
13.06 14.98 20.10 24.35 26.97 30.41
Reynolds Sayısı 13658.82 15667.74 21020.49 25457.07 28201.94 31802.05 Nusselt Sayısı 65.74 75.06 93.94 104.42 113.20 120.56
C
tso
C
tao
OmmH
H
2
Volts
V
K
tt as −
12.. −− KmW
h
1. −sm
U
1. −sm
U ı
81
Tablo 7.8. 90ºC’de 6. sıra için çok borulu deney sonuçları
Test Numarası 1 2 3 4 5 6 Aktif Elemanın
Yüzey Sıcaklığı 90.20 90 89.7 89.90 90.30 90.40
Kanal Đçindeki Havanın Sıcaklığı
21.00 21 21 21.00 21.00 21.00
Emme Basıncı Farkı
1.90 2.5 4.5 6.60 8.10 10.30
Aktif Eleman Isıtıcısındaki Gerilim
35.50 37 43 46.00 47.50 49.00
Boru Sırası 6 6 6 6 6 6 ∗
Watt
Q Isı Transfer Oranı
18.00 19.56 26.41 30.23 32.23 34.30
Isı Akısı
2m.Watt −
φ 7253.65 7879.59 10642.34 12179.12 12986.36 13819.50
69.20 69.00 68.70 68.90 69.30 69.40
Aktif Elemandan Havaya Taşınımla Isı Transferi Yüzeyleri Arasındaki Sıcaklık Farkı
Ortalama Yüzey Isı Transfer Katsayısı
104.8216 114.1970 154.9103 176.7651 187.3933 199.1282
Kanal Đçinde Akan Havanın Hızı
5.5279 6.3409 8.5072 10.3028 11.4136 12.8706
Etkin Hava Hızı
13.06 14.98 20.10 24.35 26.97 30.41
Reynolds Sayısı 13658.82 15667.74 21020.49 25457.07 28201.94 31802.05 Nusselt Sayısı 62.10 67.65 91.77 104.72 111.02 117.97
C
tso
C
tao
OmmH
H
2
Volts
V
K
tt as −
12.. −− KmW
h
1. −sm
U
1. −sm
U ı
82
7.3. Çapraz Akımlı Isı Değiştiricisinde 1’den 6’ya Kadar Seçime Bağlı Boru Sırası
Sayısı Đçin Ortalama Yüzey Taşınım Katsayısının Hesaplanması
Tablo 7.9 65ºC’de her bir boru sırası için çok borulu deney sonuçları
Test Numarası 1 2 3 4 5 6 Aktif Elemanın
Yüzey Sıcaklığı 65.10 65.2 65.2 65.30 65.00 65.00
Kanal Đçindeki Havanın Sıcaklığı
19.90 19.8 19.8 20.00 20.00 20.00
Emme Basıncı Farkı
4.50 4.5 4.5 4.50 4.50 4.50
Aktif Eleman Isıtıcısındaki Gerilim
33.00 36.5 40 42.00 40.00 39.00
Boru Sırası 1 2 3 4 5 6 ∗
Watt
Q Isı Transfer Oranı
15.56 19.03 22.86 25.20 22.86 21.73
Isı Akısı
2m.Watt −
φ 6267.99 7668.07 9209.16 10153.10 9209.16 8754.46
45.20 45.40 45.40 45.30 45.00 45.00
Aktif Elemandan Havaya Taşınımla Isı Transferi Yüzeyleri Arasındaki Sıcaklık Farkı
Ortalama Yüzey Isı Transfer Katsayısı
138.6723 168.9002 202.8450 224.1303 204.6481 194.5436
Kanal Đçinde Akan Havanın Hızı
8.4913 8.4898 8.4898 8.4927 8.4927 8.4927
Etkin Hava Hızı
20.06 20.06 20.06 20.07 20.07 20.07
Reynolds Sayısı 20981.12 20977.54 20977.54 20984.71 20984.71 20984.71 Nusselt Sayısı 82.15 100.06 120.17 132.78 121.24 115.25
C
tso
C
tao
OmmH
H
2
Volts
V
K
tt as −
12.. −− KmW
h
1. −sm
U
1. −sm
U ı
83
7.4. Çapraz Akımda Dairesel Boru Demetleri Đçin Harici Kanatçıkların Güç
Yoğunluğu Etkisinin Đncelenmesi
Tablo7.10. Periyodik sıcaklık farkları için düz çok borulu deney sonuçları
Kanatçıklı boru demeti için hesaplamalar aşağıdaki örnekte olduğu gibi yapılmıştır; Gerekli hava akım hızı
U = 20 m/s
Yerel sıcaklık ve basınç
Ta = (273 + 20) K
= 293K
Test Numarası 1 2 3 Aktif Elemanın
Yüzey Sıcaklığı 40.00 65.1 90.1
Kanal Đçindeki Havanın Sıcaklığı
21.00 19.9 19.8
Emme Basıncı Farkı
4.50 4.5 4.5
Aktif Eleman Isıtıcısındaki Gerilim
21.00 33 36.5
Boru Sırası 1 1 1
Isı Transfer Oranı
6.30 15.56 19.03
Isı Akısı
2538.28 6267.99 7668.07
19.00 45.20 70.30
Aktif Elemandan Havaya Taşınımla Isı Transferi Yüzeyleri Arasındaki Sıcaklık Farkı
Ortalama Yüzey Isı Transfer Katsayısı
133.5935 138.6723 109.0763
Kanal Đçinde Akan Havanın Hızı
8.5072 8.4913 8.4898
Etkin Hava Hızı
20.10 20.06 20.06
Reynolds Sayısı 21020.49 20981.12 20977.54 Nusselt Sayısı 79.14 82.15 64.62
C
t so
C
tao
OmmH
H
2
Volts
V
Watt
Q•
2.mWatt
φ
K
tt as −
12.. −− KmW
h
1. −sm
U
1. −sm
U ı
84
Pat=1014mbar
=1014x105N.m-2
OmmHT
Px
x
U
a
atı
22)
167,2294,74( =
OmmH5,4293
10x1014x)
167,2x294,74
20( 2
52 =
Aktif elemandan ısı transferi oranı
Q = R
V 2
Q = 6,93
)24( 2
Q = 6,15 Watt
Isı transfer yüzey alanı(Kanatçık alanı hariç)
A = 2,194x10-3
Isı Akısı
A
Q•
=φ = 23 m.W10x194,2
15,6 −− = 2804,85 W.m-2
85
Tablo 7.11. Kanatçıklı boruyla gerçekleştirilen deneysel çalışma sonuçları
Test Numarası 1 2 3 4 Aktif Elemanın
Yüzey Sıcaklığı 25.00 30 40.1 50.10
Kanal Đçindeki Havanın Sıcaklığı
18.90 19 19.1 19.30
Emme Basıncı Farkı
4.50 4.5 4.5 4.50
Aktif Eleman Isıtıcısındaki Gerilim
24.00 34 52 62.00
Boru Sırası 1 1 1 1 Isı Transfer Oranı
6.15 12.35 28.89 41.07
Isı Akısı
2804.85 5629.18 13167.22 18718.49
6.10 11.00 21.00 30.80
Aktif Elemandan Havaya Taşınımla Isı Transferi Yüzeyleri Arasındaki Sıcaklık Farkı
Ortalama Yüzey Isı Transfer Katsayısı
459.8119 511.7439 627.0107 607.7433
Kanal Đçinde Akan Havanın Hızı
8.4768 8.4782 8.4797 8.4826
Etkin Hava Hızı
18.37 18.37 18.38 18.38
Reynolds Sayısı 19208.04 19211.33 19214.62 19221.19 Nusselt Sayısı 272.40 303.17 371.46 360.04
C
t so
C
tao
OmmH
H
2
Volts
V
2.mWatt
φ
K
tt as −
12.. −− KmW
h
1. −sm
U
1. −sm
U ı
86
7.5. Direkt Isı Transfer Silindiri Kullanarak Çapra z Akımda Bir Silindirin Ön
Durma Noktası Đçin Nusselt Ve Reynolds Sayıları Arasındaki Đlişkinin Ortaya
Çıkarılması
Tablo 7.12 Direkt ısı transfer silindiriyle ön durma noktası için sabit basınçta ölçümler
Test Numarası 1 2 3 4 5 6 7
Aktif Elemanın Yüzey Sıcaklığı
30.20 29.2 28.7 28.30 28.00 27.60 27.40
Kanal Đçindeki Havanın Sıcaklığı
19.80 19.9 19.9 19.90 19.90 19.90 19.90
Emme Basıncı Farkı
1.50 1.8 2 2.30 2.80 3.10 3.20
Aktif Eleman Isıtıcısındaki Gerilim
22.00 22 22 22.00 22.00 22.00 22.00
Boru Sırası Tek Borulu Levha
Isı Transfer Oranı
4.17 4.17 4.17 4.17 4.17 4.17 4.17
Isı Akısı
927.20 927.20 927.20 927.20 927.20 927.20 927.20
10.40 9.30 8.80 8.40 8.10 7.70 7.50
Aktif Elemandan Havaya Taşınımla Isı Transferi Yüzeyleri Arasındaki Sıcaklık Farkı
Ortalama Yüzey Isı Transfer Katsayısı
89.1541 99.6993 105.3640 110.3813 114.4695 120.4160 123.6271
Kanal Đçinde Akan Havanın Hızı
4.9016 5.3704 5.6609 6.0706 6.6980 7.0477 7.1605
Etkin Hava Hızı
Reynolds Sayısı 7189.04 7876.54 8302.60 8903.55 9823.77 10336.66 10502.05 Nusselt Sayısı 54.41 60.84 64.30 67.36 69.86 73.49 75.45 Havanın Yoğunluğu 3m.kg −
ρ 1.22 1.22 1.22 1.22 1.22 1.22 1.22
Havanın Isıl Đletkenliği 11Km.W
k−−
0.02589 0.02589 0.02589 0.02589 0.02589 0.02589 0.02589
s.m
υ Havanın kinematik
viskozitesi 1.50E-05 1.50E-05 1.50E-05 1.50E-05 1.50E-05 1.50E-05 1.50E-05
2m.s.N −
µ Havanın mutlak
viskozitesi 1.84E-05 1.84E-05 1.84E-05 1.84E-05 1.84E-05 1.84E-05 1.84E-05
C
t so
OmmH
H
2
Volts
V
Watt
Q•
2.mWatt
φ
K
tt as −
12.. −− KmW
h
1. −sm
U
1. −sm
U ı
C
t so
87
Deney tablosu için örnek hesaplama aşağıda verildiği gibidir;
Yüzey taşınım katsayısı
)(
2
as TTRxAx
Vh
−=
)8,192,30(x10x5,4x116
223
2
−= − =89,15 W.m-2K-1
Hava akımının yoğunluğu
a
a
RT
P=ρ =
)8,19273(287
106,139,756
+x
xx =1,22 kg.m-3
Hava akımının ısıl iletkenliği(literatürdeki tablolardan)
k = 2,589x10-2 W.m-1.K-1
Hava akımının kinematik viskozitesi(literatürdeki tablolardan)
5105,1 −= xν m2s-1
Hava Akımının Mutlak Vizkositesi
ρνµ x=
= 1,5x10-5x1,22 =1,84x10-5m2.s-1
Hava Kanalındaki Akım Hızı
V = 74,294a
a
P
TH .m.s-1 = 74,294
510029,1
8,2925,1
x
x = 4,902 m.s-1
Bir silindirik çap için Nusselt formülü
Nu = k
dh.
22mm silindir çapı için, d = 22mm
88
Nu = 2
3
10589,2
102215,89−
−
x
xx = 54,41
V hızı etkisinde d çapında bir silindir için akımın Reynolds Rakamı
Re = µ
ρVxdx =
5
3
1084,1
22,110229,4−
−
x
xxx = 7189
89
7.6. Çapraz Akımda Bir Silindir Etrafında Gerçekleşen Taşınılma Isı Transferine
Ait Katsayıdaki Değişimlerin Hesaplanması
Tablo 7.13 Direkt ısı transfer silindiriyle ön durma noktası için sabit sıcaklıkta ölçümler
Test Numarası 1 2 3 4 5 6 7 Aktif Elemanın
Yüzey Sıcaklığı 24.80 24.8 25.5 27.70 28.60 28.00 27.00
Kanal Đçindeki Havanın Sıcaklığı
20.20 20.2 20.2 20.20 20.20 20.20 20.20
Emme Basıncı Farkı
3.00 3 3 3.00 3.00 3.00 3.00
Aktif Eleman Isıtıcısındaki Gerilim
16.40 16.4 16.4 16.40 16.40 16.40 16.40
Derece 0 30 60 90 120 150 180
Isı Transfer Oranı
2.32 2.32 2.32 2.32 2.32 2.32 2.32
Isı Akısı
515.25 515.25 515.25 515.25 515.25 515.25 515.25
4.60 4.60 5.30 7.50 8.40 7.80 6.80
Aktif Elemandan Havaya Taşınımla Isı Transferi Yüzeyleri Arasındaki Sıcaklık Farkı
Ortalama Yüzey Isı Transfer Katsayısı
112.0107 112.0107 97.2168 68.6999 61.3392 66.0576 75.7719
Kanal Đçinde Akan Havanın Hızı
6.9367 6.9367 6.9367 6.9367 6.9367 6.9367 6.9367
Etkin Hava Hızı
Reynolds Sayısı 10073.05 10073.05 10073.05 10073.05 10073.05 10073.05 10073.05 Nusselt Sayısı 68.36 68.36 59.33 41.93 37.43 40.31 46.24 Havanın Yoğunluğu 3m.kg −
ρ 1.22 1.22 1.22 1.22 1.22 1.22 1.22
Havanın Isıl Đletkenliği 11Km.W
k−−
0.02589 0.02589 0.02589 0.02589 0.02589 0.02589 0.02589
s.m
υ Havanın kinematik
viskozitesi 1.52E-05 1.52E-05 1.52E-05 1.52E-05 1.52E-05 1.52E-05 1.52E-05
2m.s.N −
µ Havanın mutlak
viskozitesi 1.85E-05 1.85E-05 1.85E-05 1.85E-05 1.85E-05 1.85E-05 1.85E-05
C
t so
C
tao
OmmH
H
2
Volts
V
Watt
Q•
2.mWatt
φ
K
tt as −
12.. −− KmW
h
1. −sm
U
1. −sm
U ı
90
8.SONUÇLAR VE DEĞERLENDĐRME
Deneylerde amaçlanan, tek borulu çapraz akışlı ısı değiştiricisinden yola çıkarak,
çok borulu çapraz akışlı ısı değiştiricisi için tahminlerde bulunmak. Tüm bu sistemler
için literatür karşılaştırması yapmaktır. Literatürden alınan ampirik korelasyonların
deney sonuçlarıyla karşılaştırılmasına, 65ºC ve 90ºC’de yapılan tek borulu çapraz akım
deneyiyle başlanmıştır. Borulara dik akışta çapraz akımda çok borulu sistemler için
yapılan deneylerde kullanılan aktif eleman, aşağıda verilen tek borulu deneylerde
kullanılan aktif eleman borusuyla aynıdır. Deneysel sonuçlar mavi renkteki doğruyla ve
diğer korelasyonlar sarı ve pembe doğrularla verilmiştir.
Sarı doğruyla çizilmiş korelasyon
618,0Re.74,1.d
kh = şeklindedir.
0
50
100
150
200
250
13213 18686 24720 30988 33165
Reynolds
Isı
taş
ınım
kat
sayı
sı Deneysel
Korealsyon 2
(k/d)x0.174xRe^0.618
Doğrusal (Korealsyon 2)
Doğrusal ((k/d)x0.174xRe^0.618)
Doğrusal (Deneysel)
Şek.8.1. 65˚C’de gerçekleştirilen tek borulu deney için sonuçlar
91
0
50
100
150
200
250
13218 18693 24729 30999 33176
Reynolds
Isı
taş
ınım
kat
sayı
sı Deneysel
Korelasyon 2
(k/d)x0.174xRe^0.618
Doğrusal (Deneysel)
Doğrusal (Korelasyon 2)
Doğrusal ((k/d)x0.174xRe^0.618)
Şek.8.2. 90˚C’de gerçekleştirilen tek borulu deney için sonuçlar
Korelasyon 2 biçiminde, grafikte izah edilen denklem, 56. sayfada 5. bölümdeki Denklem(5.8)’dir.
65ºC’de gerçekleştirilen deney için korelasyonların değerlendirilmesiyle
deneysel sonuca bakılması bağlamında eğimin giderek küçük bir açı farkıyla artması
deneysel sonuçların artan Reynolds değerleri için daha yüksek ısı taşınım katsayısı
değerleri elde edildiği yargısına ulaştırır.
Ani açı artışının sebeplerinden bir tanesi sistemin entropi üretiminin özellikle
65ºC’de gerçekleştirilen deneyle karşılaştırıldığında soğutucu hava tarafından yüksek
hızlarda daha az karşılandığına, sistemin ısı kaybının 90ºC’de daha düşük, havanın ısı
kazanımının daha yüksek olduğuna işaret eder.
92
Isıtıcı boru elemanı etrafında aynı sıcaklıkta sürekli rejimdeki akım havasının
yoğunluğu 90ºC’de daha düşük, böylece sabit kanal ve basınç farkı koşulları için
karşılaştırmada mutlak viskozite sabit kabul edilerek yerel kinematik viskozitenin
90ºC’de daha yüksek ve Korelasyon 2 bağıntısını yani Denklem (5.8)’de yer
alan viskozite oranları hesaba katıldığında karşılaştırmada 90ºC’de daha yüksek Nusselt
rakamları elde edileceği sonucu deney sonuç tablolarına bakıldığında da görülmektedir.
Bunun başlıca sebebi yerel mutlak viskozitenin serbest akım mutlak viskozitesine
oranının artan sıcaklık ve basınç değerlerinde git gide değerinin artacağıdır.
0
50
100
150
200
250
13659 15668 21021 25458 28201 31802
Re Sayısı
Isı
Taş
ınım
Kat
sayı
sı
1. Sıra
2. Sıra
3. Sıra
4. Sıra
Doğrusal (4. Sıra)
Doğrusal (3. Sıra)
Doğrusal (2. Sıra)
Doğrusal (1. Sıra)
Şek.8.3. 1’den 4’e kadar boru sıralarının Re sayısı taşınım katsayısı değerleri
93
Şek.8.4. 5. ve 6. boru sıralarının Re sayısı taşınım katsayısı değerleri Çok borulu sistemle gerçekleştirilen deney sonuçlarında düzgün artan sıcaklık ve
akım hızları için orantılı bir taşınımla ısı transfer katsayısı artışı gözlenmiştir. 4. sıradan
sonra başlayan taşınım katsayısının azalmasının sebebi ileriki sayfalarda açıklanacaktır.
Verilerin analizi aktif boru elemanının her 6 pozisyonunda elde edilen tekil
yüzey ısı transfer katsayılarının aritmetik ortalamasının hesaplanmasıyla yapılmaktadır.
65ºC’de, Re ≅ 20984 için
Tablo 8.1. Artan boru sırasına karşılık ısı değiştiricisi borularının toplam yüzey taşınım katsayısının hesaplanması
Isı Değiştiricisi Đçindeki Boru Sırası Adeti
1 2 3 4 5 6
139 154 170 184 188 189
Isı Değiştiricisi için Ortalama Yüzey Isı Transferi
Katsayılarının Aritmetik Ortalaması
0 %9,7 %18,2 %24,3 %26,1 %26,5
Ortalama Yüzey Isı Transfer Katsayısı, h için Tek Adet
Sırayla Kıyaslandığında Yüzde Artış
0
50
100
150
200
250
13659 15668 21021 25457 28201 31802
Reynolds
Isı t
aş
ınım
kat
sayı
sı
5.Sıra
6.Sıra
Doğrusal (5.Sıra)
Doğrusal (6.Sıra)
94
. Boru sıra sayısı arttıkça, ısı değiştiricisinin verimliliğinin de artmakta olduğu
görülmektedir.
Birden altıya kadar boru sırasına sahip ısı değiştiricilerinin korelasyonlarının
incelenmesi için, her bir boru sırası için elde edilen ortalama yüzey ısı transfer
katsayıları, kendi özelliklerini temsil eden boyutsuz Nusselt sayıları formüllerine
dönüştürülürler.
Diyelim ki dört sıra borulu çapraz akımlı ısı değiştiricisinin korelasyonunun
incelenmesi amacıyla, sistemin sabit Reynolds sayısında dört boru sırası için öncelikle
ortalama Nusselt sayıları bulunur.
Đlk dört boru sırası için ortalama Nusselt sayısı
Nu 4
68675646 +++=
= 59,25
Bu deneylerin her biri için Reynolds sayıları yaklaşık olarak sabittir ve ortalama değer:
Rem = 4
13659136591364513626 +++
= 13646,75
Altı deneyin her birinde ilk dört boru sırası için bu işlemler tekrarlanmalı ve
sonuç hesaplanmalıdır.
Tablo 8.2. Đlk dört boru sırası için ortalama Reynolds ve Nusselt sayıları
Test Numarası 1 2 3 4 5 6 13647 15668 21021 25457 28201 31802
Đlk Dört Boru Sırası için Ortalama Reynolds Rakamı
59 66 81 92 102 110
Đlk Dört Boru Sırası için Ortalama Nusselt Rakamı
95
Şek.8.5. Deney 8.3-8.9 sonuçlarından elde edilen Re-Nu grafiği Bu sayfada verilen logaritmik çizim şu şekilde bir denklem formuyla açıklanabilir:
96
Nu= c.Rem (8.1)
Burada c ve m sabitlerdir.
Bu yüzden
logNu = logc +m.logRe (8.2)
Böylelikle grafikteki çizgi üzerinde 2 rastlantısal nokta seçilip denklem(8.2)’de yerine
yazıldığında:
log56 = logc +m.log11180
log126 = logc + m.log38483
Yukarıdaki denklemlerde logaritma fonksiyonlarının değerleri yazıldığında:
m = 0,656
m değeri, denklemde yerine yazıldığında
-0,908 = logc
c = 0,124
Zikzaklı boru düzenlemesi için çapraz akımlı ısı değiştiricilerde Nusselt, Prandtl ve
Reynolds Sayıları arasında kabul edilen bir korelasyon
Nu= (0,273Pr0.34Fn)Re0,635
Deneysel verilerden elde edilen Nusselt Rakamı
Nu= 0,124Re0,656
Bu yüzden
0,124= (0,273Pr0,34Fn)
Pr sayısını yerine yazdığımız taktirde Fn sıra düzeltme faktörünü hesaplayabiliriz.
97
Deneylerde kanal içindeki ortalama hava akım sıcaklığı 21˚C’dir. Grafik verilerinden:
Pr = 0,703
Böylece
0,124 = 0,273(0,703)0,634Fn
0,512 = Fn
Şek.8.6. Boru düzeltme faktörünün boru sırası adetiyle değişimi
Bu sonuçlardan anlaşılan 10 boru sırasından sonra eğrinin stabil bir hal aldığı
türbülansın doygun hale geldiğinin söylenmesidir.
Nu = 0,273.Re0,635.Pr0,34.FN
FN = 0,9 kritik değerini aldığında formül yaklaşık olarak
34,0635,0 PrReNu ≅ şeklini alır.
98
FN > 0,9 için birbirine yaklaşık hatta çok küçük farklarla azalan Nusselt Sayıları
için formüldeki sabit katsayı düzgün aralıklarla artar ve bunun bir sonucu olarak
Reynolds sayısı yani basınç gitgide azalmaya başlar, bizim yaptığımız deneylerde de
sonuç hemen hemen böyle olmuştur.
Yapılan ısı değiştiricisi deneylerinin sonucunda 3. sıra civarına karşılık gelen boru
düzeltme faktörünün, boru sıcaklığı elden geldiğince sabit tutulduğu için akımın ısı
iletim katsayısında bir değişim ve benzer şekilde korelasyona bakıldığında Reynolds
sayısını etkileyen bir değişime değil fakat beklenenden küçük çıkmasından ötürü
Nusselt sayısıyla olan düz orantısından kaynaklı tahminin altında değerler geldiğine
işaret etmektedir, elde edilen sonuçlara bakıldığında 3 ve 4’üncü sıraların ısı taşınım
katsayısı değerleri arasında kayda değer bir değişme olmamıştır. Bulunan Reynolds
sayılarında düşük ısı taşınım katsayısı elde etmemizin sebebi deneyde akımın beklenen
türbülans etkisini yaratmadığı aradaki farkın formülde geçen sabit sayıyla dengelendiği
ve ideal koşullarla karşılaştırıldığında türbülansın derecesinin düşüklüğünden söz
edebiliriz.
99
0
2000
4000
6000
8000
10000
12000
14000
16000
18000
20000
6 11 21 31
Sıcaklık Farkı
Isı
Akı
sı
Kanatçıklı Boru
Düz Boru
Doğrusal (Kanatçıklı Boru)
Doğrusal (Düz Boru)
Şek.8.7. Kanatçıklı ve düz boru için sıcaklık farkı ısı taşınım katsayısı değişimi grafiği
Bu tablonun eğiminin tanjant değeri h = T∆φ ısı taşınım katsayısını verir. Buna
göre kanatçıkların düz boruya eklenmiş halinin açıkça ısı taşınım katsayısı değerini
yaklaşık üç kat artırdığı görülmektedir. Kanatçık alanının beklenen verim artışını
sağladığı görülmektedir.
Isı transfer silindiriyle gerçekleştirilmi ş deney sonuçlarından yola çıkılarak
çizilmiş bulunan Nu-Re grafiği aşağıda verilmiştir.
100
Şek.8.8. Deneysel çalışma 8.6’nın sonuçlarından çıkarılan Re-Nu grafiği
Şunu biliyoruz ki; Nu=C.Rem.Prn, mevcut literatürdeki tablolardan, hava için Pr
rakamı büyük sıcaklık değişimleri için bile az miktarda değişir ve böylece;
Nu=C.Rem Burada ‘C’, Prn’yi temsil etmektedir.
Denklemi logaritmik formda düzenleyecek olursak
logNu = log C + mlogRe
101
Nu-Re grafiğinden iki noktanın seçilmesiyle
log(63) = logC + m.log(8054)
log(84) = logC + m.log(12224)
Đki bilinmeyenli denklem çözüldüğünde
C=0,127
m=0,69
Böylece denklem
Nu=0,127xRe0,69
Geidtl tarafından kütle geçişinin düzeltmesi amacıyla kullanılan korelasyon
Nu=1.01xRe0,5 şeklindedir.
Bu sonuca bakıldığında deney setinin tolere edebileceği uygunlukta sonuç elde
edilmiştir diyebiliriz.
Direkt ısı transfer silindiri etrafında derece diski döndürülerek sabit yüzey
sıcaklığında, yani homojen eşsıcaklık dağılımı için ısı taşınım katsayısı değişiminin
şematik gösterimi aşağıdaki şekilde verilmiştir.
102
Şek.8.9. Direkt ısı transfer silindiri etrafında taşınım katsayısı değişimi
Deney sonuçlarına genel olarak bakıldığında sonuçlar literatür karşılaştırmasında çok
büyük farklılıklar göstermemekle birlikte, hava emici fanla ilgili olabilecek elverişsizlikler
nedeniyle türbülans etkisi çok net gözlenememiştir. Direkt ısı transfer silindiri etrafında
gerçekleşen ısı taşınım katsayısı dağılımı, özellikleri bakımından, teorik gözlemlerle uyum
içindedir.
103
KAYNAKLAR
E. Buyruk, M.W. Johnson, I. Owen, 1997,. Numerical and Experimental Study of Flow
and Heat Transfer around a Tube in Cross Flow at low Reynolds Number,.
International Journal of Heat and Fluid Flow Vol.19 (1998) 223-232
R.S. Matos, J.V.C. Vargas, T.A. Laursen, F.E.M Saboya, 2000, Optimization study and
comparison of staggered circular and elliptic tubes in Forced Convection,.
International Journal of Heat and Mass Transfer Vol.44 (2001) 3953-3961
R. Tuğrul Oğulata, Füsun Doba, Tuncay Yılmaz, 2000,. Irreversibility Analysis of cross
Flow Heat Exchangers,. Energy Conversion and Managment Vol.41 (2000)
1585-1599
W.A Khan, J.R Culham, M.M Yavonnovich, 2006,. Convection heat transfer from tube
banks in cross flow: Analythical Approach. International Journal of Heat and
Mass Transfer Vol.49 (2006) 4831-4838
W.A Khan, J.R Culham, M.M Yavonnovich, 2006,. Analythical Model for Convective
Heat Transfer from Tube Banks., Journal of Thermophysics and Heat
Transfer Vol.20, No.4, (2006)
V.K Mandhani, R.P Chhabra, V. Eswaran, 2001,. Forced Convection Heat Transfer in
Tube Banks in Cross Flow, Chemical Engineering Science Vol.57(2002) 379-
391
P.A Hilton Ltd. Experimental Operating & Maintenance Manual Cross Flow Heat
Exchanger H350, Jan 90
104
Frank P. Incorpera, David P. DeWitt, 1981 Isı ve Kütle Geçişinin Temelleri, (Çev,
Taner Derbentli) ĐTÜ Makine Fakültesi 2001,. 954 s.
Osman F. Genceli, 1999,. Isı Değiştiricileri, Birsen Yayınevi Ltd. Şti,. 421 s.