ISI EŞANJÖRLERİNDE ISI TRANSFERİ İYİLEŞTİRME

advertisement
ISI EŞANJÖRLERİNDE ISI TRANSFERİ İYİLEŞTİRME
YÖNTEMLERİNİN SAYISAL VE DENEYSEL OLARAK
İNCELENMESİ
Filiz DAŞTAN ÇETİN
YÜKSEK LİSANS TEZİ
MAKİNA EĞİTİMİ
GAZİ ÜNİVERSİTESİ
FEN BİLİMLERİ ENSTİTÜSÜ
OCAK 2012
ANKARA
Filiz DAŞTAN ÇETİN tarafından hazırlanan ISI EŞANJÖRLERİNDE ISI
TRANSFERİ İYİLEŞTİRME YÖNTEMLERİNİN SAYISAL VE DENEYSEL
OLARAK İNCELENMESİ adlı bu tezin Yüksek Lisans tezi olarak uygun
olduğunu onaylarım.
Doç. Dr. Kurtuluş BORAN
Tez Danışmanı, Enerji Sistemleri Mühendisliği, Gazi Üniversitesi
Bu çalışma, jürimiz tarafından oy birliği ile Makine Eğitimi Anabilim Dalında
Yüksek Lisans tezi olarak kabul edilmiştir.
Prof. Dr. H. Mehmet ŞAHİN
Enerji Sistemleri Mühendisliği, Gazi Üniversitesi
Doç. Dr. Kurtuluş BORAN
Tez Danışmanı, Enerji Sistemleri Mühendisliği, Gazi Üniversitesi
Yrd. Doç. Dr. Neşet AKAR
Metal Eğitimi Anabilim Dalı, Gazi Üniversitesi
Tarih : 26.01.2012
Bu tez ile G.Ü. Fen Bilimleri Enstitüsü Yönetim Kurulu Yüksek Lisans
derecesini onamıştır.
Prof. Dr. Bilal TOKLU
Fen Bilimleri Enstitüsü Müdür
……………………………….
TEZ BİLDİRİMİ
Tez içindeki bütün bilgilerin etik davranış ve akademik kurallar çerçevesinde
elde edilerek sunulduğunu, ayrıca tez yazım kurallarına uygun olarak
hazırlanan bu çalışmada bana ait olmayan her türlü ifade ve bilginin
kaynağına eksiksiz atıf yapıldığını bildiririm.
Filiz DAŞTAN ÇETİN
iv
ISI EŞANJÖRLERİNDE ISI TRANSFERİ İYİLEŞTİRME YÖNTEMLERİNİN
SAYISAL VE DENEYSEL OLARAK İNCELENMESİ
(Yüksek Lisans Tezi)
Filiz DAŞTAN ÇETİN
GAZİ ÜNİVERSİTESİ
FEN BİLİMLERİ ENSTİTÜSÜ
Ocak 2012
ÖZET
Isı eşanjörlerinde ısı transferinin artırılması, enerji tasarrufu ve enerjinin
verimli ve etkin kullanımı anlamına gelmektedir. Giderek artan enerji
ihtiyacı ve enerji kaynaklarındaki azalma dikkate alındığında, enerjinin
büyük ölçüde kullanıldığı ısı eşanjörlerinde ısı transferinin artırılmasının
önemi daha iyi anlaşılmaktadır.
Bu çalışmada iç içe borulu tip bir ısı değiştirici tasarlanarak deneysel
bir sistem kurulmuştur. Eşmerkezli iç içe borulu ısı eşanjörlerinin iç
borusunda sıcak hava, dış taraftaki boruda ise sıcak havaya zıt yönde
su akacak şekilde deneyler yapılmıştır. Isı eşanjörleri bakır borulardan
imal edilmiştir.
Sistemin dış yüzeyi ise ısı kayıplarını minimuma indirmek için yalıtım
yapılmıştır. Isıtıcıdan sabit sıcaklıkta elde edilen hava ısısı ise fan
vasıtasıyla değiştiricinin iç borusuna gönderilmiştir. Burada bulunan
türbülatörlerle akıştaki türbülans arttırılarak ısı transferinde bir iyileşme
sağlanmıştır.
v
Deneylerden elde edilen sonuçlarla literatürlerde verilen değerler
arasında uyum olduğu görülmüştür.
Bilim Kodu
: 708.3.015
Anahtar Kelimeler : Isı eşanjörü, ısı transferi, türbülatör iyileştirme
Sayfa Adedi
: 74
Tez Yöneticisi
: Doç. Dr. Kurtuluş BORAN
vi
NUMERICAL AND EXPERIMENTAL INVESTIGATION OF HEAT
TRANSFER IMPROVMENT METHODS IN HEAT EXCHANGERS
(M.Sc. Thesis)
Filiz DAŞTAN ÇETİN
GAZİ UNIVERSITY
INSTITUTE OF SCIENCE AND TECHNOLOGY
January 2012
ABSTRACT
The increasing of heat transfer in the heat exchangers means that
energy saving, efficient and effective use of energy. Paying attention to
ever increasing energy demand and decreasing in energy sources, it is
better to understand to increase the heat transfer in the heat
exchangers where the energy are used commonly .
In this study, concentric tube heat exchanger has been designed and
an experimental system has been set up. hot air flows in the internal
pipe of the concentric tube heat exchanger and
water flows in the
external pipe of the concentric tube heat exchanger in the opposing
direction. Heat exchangers made of copper pipes.
External surface of the external pipe has been insolated in order to
minimize the heat loss. The heated air obtained from heater at constant
temperature has been moved to internal pipe of heat exchanger by
means of fan. By increasing the flow turbulence with turbulators,
improvement in the heat transfer has been observed by graphics
obtained by experiments.
vii
It has been seen that there is agreement between the results obtained
by experiments and the results reported in the literature.
Science Code
: 708.3.015
Key Words
: Heat exchanger, heat transfer, turbulator
improvement
Page Number
: 74
Advisor
: Doç.Dr. Kurtuluş BORAN
viii
TEŞEKKÜR
Çalışmam boyunca yardım ve katkılarıyla beni yönlendiren saygı değer
hocam Doç. Dr. Kurtuluş BORAN’a, her zaman kıymetli tecrübelerinden
faydalandığım değerli hocam Prof. Dr. H. Mehmet ŞAHİN’e ve kıymetli
arkadaşım Ayhan ÖZHAN ’a yardımlarından dolayı çok teşekkür ederim.
Öğrenim hayatım boyunca maddi manevi desteklerini esirgemeyen canım
anneme ve babama, tez çalışmalarım sırasında bana her zaman destek olan
çok sevdiğim eşime teşekkürlerimi sunarım.
ix
İÇİNDEKİLER
Sayfa
ÖZET……………………….………………………………………………………...iv
ABSTRACT…………………………………………………………………………..vi
TEŞEKKÜRLER…………………………………………………………………...viii
İÇİNDEKİLER…………………………………………………………………..……ix
ÇİZELGELERİN LİSTESİ……………………………………………………….….xi
ŞEKİLLERİN LİSTESİ………………………………………………………..…….xii
RESİMLERİN LİSTESİ…………………………………………………….……...xiii
SİMGELER VE KISALTMALAR…………………………………………….……xiv
1. GİRİŞ……………………………………………………...……………………….1
2. LİTERATÜR ARAŞTIRMASI…………………………………………………....3
3. ISI EŞANJÖRLERİ ……………………………………………………………..23
3.1. Eşanjör Çeşitleri ( Isı Değiştiricileri ).......………………..…….…...……24
3.1.1. Isı değişim şekline göre sınıflama……………………………….24
3.1.2. Isı geçişi yüzeyinin ısı geçişi hacmine oranına göre
sınıflama……………………………………………………………24
3.1.3. Farklı akışkan sayısına göre sınıflama……….…...…………….25
3.1.4. Isı geçişi mekanizmasına göre sınıflama……..…………..…….25
3.1.5. Konstrüksiyona göre sınıflama…...……………..………………..25
3.1.6. Akıma göre sınıflama……...………….…………………………...33
4. MATERYAL VE METOT………………………………...……..……………...38
4.1. Deney Düzeneği……………….………………….……………………....38
x
Sayfa
5. DENEYLER VE ÖLÇÜMLER…………………………………………………45
5.1. Deneyler……………………………………………………………………45
6. DENEY SONUÇLARININ AMPİRİK FORMÜLLERLE
KARŞILAŞTIRILMASI….............................................................................53
6.1. Deney Sonuçlarının Doğrulanması….……...…………………………..53
6.2. Deney ve Teorik Sonuçlarının Doğrulanması……………………….…55
6.3. Deney ve Teorik Sonuçlarının Grafiklerle Değerlendirilmesi……..….55
7. SONUÇ VE ÖNERİLER………………………………………………………...61
7.1. Sonuç…………….………...………………………………………………..61
7.2. Öneriler……………….……...……………………………………..……….62
KAYNAKLAR……………………………………………..…………………………63
EKLER……………………………………………………………………..………...70
EK-1 Örnek hesaplama…………………………………………………..………..71
ÖZGEÇMİŞ......................................................................................................74
xi
ÇİZELGELERİN LİSTESİ
Çizelge
Sayfa
Çizelge 5.1. Reynold sayısına göre boru içerisinden geçen hava hızı…..….45
Çizelge 5.2. Boş boruda Reynold sayısının boru yüzeyi ortalama sıcaklık
değişimi…………………………….………………………………..46
Çizelge 5.3. Geniş türbülatörde reynold sayısına bağlı olarak boru yüzey
sıcaklıkları……….…………………………………………………..47
Çizelge 5.4. Orta türbülatörde Reynold sayısına bağlı olarak boru yüzey
sıcaklıkları…………….……………………………………………..48
Çizelge 5.5. Dar türbülatörde Reynold sayısına bağlı olarak boru yüzey
sıcaklıkları.…………………………………………………………..49
Çizelge 5.6. Reynold sayılarına göre boş boru, dar, orta ve geniş
türbülatörlerde yüzey sıcaklık dağılımları………………………..50
Çizelge 5.7. Boş boru, dar, orta ve geniş türbülatörden çıkan hava
sıcaklıklarının Reynolds sayılarına göre değişimi………………51
Çizelge 5.8. Reynolds sayısına göre boru içerisinde boş boru ve
türbülatörlerin olduğu durumda basınç düşüşleri……………….52
Çizelge 6.1. Reynolds sayılarının deney sonuçları ile teorik olarak
hesaplanan Nusselt sayılarının değişimi………………………...56
Çizelge 6.2. Deney sonuçları, sayısal ve ampirik verilen değerlere göre
Nusselt sayısının Reynold sayısına göre değişimi……………..57
Çizelge 6.3. Petuk, Moody, sayısal ve deney sonuçlarına göre Reynolds
sayılarına göre sürtünme katsayılarının değişimi………………58
Çizelge 6.4. Boş boru, dar ve geniş türbülatörde Nusselt sayısının
değişimi……………………………………………………………...59
Çizelge 6.5. Boş, dar ve geniş boruda Reynolds sayılarına göre basınç
düşüşleri………………………………………………….………….60
xii
ŞEKİLLERİN LİSTESİ
Şekil
Sayfa
Şekil 3.1. Isı değiştiricilerinin konstrüksiyonları……….……………………..25
Şekil 3.2. U borulu ısı değiştiricisi………..…………………………………….26
Şekil 3.3. Borulu ısı değiştiricileri……………..………………………………..26
Şekil 3.4. Spiral borulu ısı değiştiricileri…………..…………………………...27
Şekil 3.5. Levhalı ısı değiştiricileri……..……………………………………….28
Şekil 3.5. İnce film ısı değiştiricileri…..…….………………………………….28
Şekil 3.7. Contalı Levhalı Isı Değiştiricileri…..………………………………..29
Şekil 3.8. Spiral Levhalı Isı Değiştiricileri………..…………………………….30
Şekil 3.9. Lamelli ısı değiştiricileri…..………………………………………….30
Şekil 3.10. Kanatlı yüzeyli ısı değiştiricileri………………………………….….31
Şekil 3.11. Rejeneratif ısı değiştiricileri…………………………………………32
Şekil 3.12. Akıma Göre Sınıflandırma…………………………………………..34
Şekil 3.13. Tek geçişli ısı değiştiricileri………………………………………….34
Şekil 3.14. Paralel akımlı ısı değiştiricisi………………………………………..34
Şekil 3.15. Ters Akımlı Isı Değiştiricisi………………………………………….35
Şekil 3.16. Çapraz akımlı ısı değiştiricisi……………………………………….36
Şekil 3.17. Çok geçişli ısı değiştiricileri…………………………………………36
Şekil 4.1. Deney sisteminin şematik gösterimi…………..…………………...38
Şekil 4.2. Isı transferi için imal edilen iç içe borular..……………...…………39
Şekil 4.3. Dış boru içine yerleştirilen termokupulların yerleri……….………40
xiii
RESİMLERİN LİSTESİ
Resim
Sayfa
Resim 4.1. Veri kaydedici ( Data logger )………………………………………41
Resim 4.2. Anemometre………………………………………………………….42
Resim 4.3. Sıcaklık kontrol cihazı……………………………………………….42
Resim 4.4. Körüklü fan……………………………………………………………43
Resim 4.5. Devir ayarlayıcı ( Inventer )…………………………………………43
Resim 4.6. Türbülatör modeli…………………………………………………….44
Resim 4.7. Türbülatör aralık ölçüleri…………………………………………….44
xiv
SİMGELER VE KISALTMALAR
Bu çalışmada kullanılmış bazı simgeler ve kısaltmalar, açıklamaları ile birlikte
aşağıda sunulmuştur.
Simgeler
Açıklama
A
Alan, m2
Cp
Özgül ısı, J/kg.K
C1ε
Ampirik sabit
C2ε
Ampirik sabit
Cµ
Ort. Gerilme ve rotasyon oranı
g
Yerçekimi ivmesi, m/s2
h
Isı taşınım katsayısı, W/m2K
ki
Isı iletim katsayısı, W/mK
k
Türbülans kinetik enerji
L
Uzunluk, m
m
Kütlesel debi, kg/s
Nu
Nusselt sayısı
Q
Isı geçişi, J
Re
Reynolds Sayısı
Tw
Yüzey sıcaklığı,
K
Sıcaklık, K
T∞
Akışkan sıcaklığı, K
Thg
Hava giriş sıcaklığı, K
Thç
Hava çıkış sıcaklığı, K
Tsg
Su giriş sıcaklığı, K
Tsç
Su çıkış sıcaklığı, K
Tm
Akışkan ortalama sıcaklığı, K
U
Ortalama hız, m/s
Ur
Hızın r yönündeki bileşeni, m/s
Uθ
Hızın yönündeki bileşeni, m/s
Uz
Hızın z yönündeki bileşeni, m/s
xv
Simgeler
Açıklama
ε
Yayılma oranı
µt
Eddy viskozitesi
µ
Dinamik viskozite, N.s/m2
ρ
Yoğunluk, kg /m3
v
Kinematik viskozite, m2/s
∆x
Ara mesafe, m
Ф
Bağımlı değişken
1
1. GİRİŞ
Sanayi ve konutların hemen hepsinde istisnasız kullanılan türbülatörler
(buhar kazanı, kızgın su kazanı, kızgın yağ kazanı, boyler, soğutma kulesi
vs.) enerji sektöründe çok yaygın olarak kullanılmaktadır. Isı eşanjörleri ısı
transferinin artırılması, enerji tasarrufu, enerjinin verimli ve etkin kullanımı
anlamına gelmektedir. Giderek artan enerji ihtiyacı ve enerji kaynaklarındaki
azalma
dikkate
alındığında,
enerjinin
büyük
ölçüde
kullanıldığı
ısı
eşanjörlerinde ısı transferinin artırılmasının önemi daha iyi anlaşılmaktadır.
Bu konuda çok sayıda çalışma yapılmış ve yapılmaya da devam
edilmektedir.
Endüstride, enerji sektöründe çok yaygın olarak kullanılan türbülatörlerde en
önemli konu ısı transferinin iyileştirilmesi ve böylece daha az enerji sarfiyatı
ile daha fazla ısı üretmektir. Bunu gerçekleştirmek için ise, sıcak akışkan ile
soğuk akışkan arasında ısı transferinin en yüksek, en verimli ve en ucuz
şekilde olması gerekmektedir.
Bu çalışma ile hedeflenen amaç ise ele aldığımız türbülatör tipi için belirlenen
geometri için en etkin ve verimli türbülatör tipinin deneysel olarak belirlenmesi
böylece
enerji
açığı
olan
ülkemizde
mevcut
kaynakların
yerinde
kullanılmasına yardımcı olmaktır.
Özellikle endüstriyel tip kazanlarda ve kalorifer kazanlarında ısı transferinin,
dolayısıyla kazan veriminin artırılması için ısı saptırıcı (türbülans üretici)
kullanımı oldukça yaygınlaşmıştır. Isı saptırıcılar elde edilen sonuçların yıllık
enerji maliyetlerinin düşürülmesi açısından ciddi boyutlarda olması hem
mühendisleri hem de imalatçıları yeni ısı saptırıcı modelleri arayışı içerisine
itmiştir. Böylece bu alanda çalışmalar hız kazanmış ve en uygun ısı saptırıcı
geometrisi ve malzemesi için gerek deneysel gerek sayısal birçok çalışmalar
yapılmıştır. Bu çalışma ile ele aldığımız türbülatör tipi için çeşitli geometriler
2
modellenmiş ve deneysel ortamda çözümlenerek optimum türbülatör
geometrisi belirlenmiştir.
İç borunun dış yüzey sıcaklıkları termokupullarla ölçülerek ortalama yüzey
sıcaklığı elde edilmiş, böylece akış hızı da dikkate alınarak Nusselts ve
Reynolds sayıları çalışmamızda kullanılarak türbülatör tiplerine göre grafikler
elde edilmiştir. Bu sonuçlar neticesinde ısı transferi iyileşmesi olduğu
saptanmıştır.
Yapılan bu sayısal çalışmadaki ısı saptırıcıların (Türbülatör) modellemesi de
diğer çalışmalara ilave olarak bir bilgi kaynağı teşkil edecektir.
3
2. LİTERATÜR ARAŞTIRMASI
Sanayide birçok alanda yaygın kullanım alanı bulan ısı eşanjörleri üzerine
akademik olarak da oldukça fazla çalışma yapılmıştır. Bu çalışmaların önemli
bir kısmı da ısı geçişinin iyileştirilmesi üzerine değişik sınır şartlarında
yapılmıştır. Literatürde, dönmeli akışlarda ve türbülatör akışın teorik ve
deneysel incelenmesine geniş yer verilmektedir. Türbülatör ve dönmeli akış
üreticileri hakkında birçok araştırma mevcuttur.
Günümüzde mühendislik problemlerinde çok daha yaygın olarak kullanılan
nümerik yöntemler, analitik olarak elde edilmesi mümkün görülmeyen
karmaşık diferansiyel denklemlerin çözümünde büyük kolaylık sağlamaktadır.
Diğer yandan deneysel birtakım sonuçlar elde etmenin getirdiği ekonomik
güçlükler de özellikle mühendisleri bu alana yöneltmektedir. Isı transferinin
iyileştirilmesi konusunda bugüne kadar türbülans yayıcı eleman, pürüzlülük
yardımıyla
ısı
transferinin
artırılması
ve
akışkan
özelliklerinin
farklı
kimyasalların takviyesi ile zenginleştirilmesi gibi birçok çalışma yapılmıştır.
Pulat [1], yüzeyle aynı hizada monte edilmiş ayrık ısı kaynakları üzerinden
olan akışta eşlenik ısı transferinin hesaplamalı olarak araştırmıştır. Reynolds
sayısı dikdörtgen kanal hidrolik çapına göre belirlenmiştir ve analizler
karşılaştırma maksadıyla Re=4800 için yapılmıştır. Hava akışı daimi, ikiboyutlu ve türbülanslı akış olarak kabul edilmiş olup korunum denklemleri
ANSYS-FORTRAN kodu kullanılarak Galerkin sonlu elemanlar metoduyla
çözülmüştür. Türbülans modeli olarak standart k-ε modeli kullanılmıştır.
Sonuçlar literatürdeki deneysel sonuçlarla karşılaştırılarak ısı iletiminin,
özellik değişiminin ve türbülans şiddetinin zorlanmış taşınım üzerine olan
etkileri kalitatif olarak değerlendirilmiştir.
4
Guardo ve diğerleri [2], içerisine farklı çaplarda borular yerleştirilmiş
yataklarda, cidardan akışkana ısı transferinin CFD modellemesinde türbülans
modellerinin etkisini incelemişlerdir. Akışkan olarak hava kullanmışlardır.
Yatak içinde sayısal basınç düşümü, hız ve termal alanları hesaplamışlardır.
Rowley ve Patankar [3], iç yüzeyinde çevresel olarak dikdörtgen kesitli
kanatçıklar bulunan borularda laminer akımdaki akım ve ısı geçişini sayısal
olarak incelemişlerdir. Bu çalışmalarında farklı geometrilerde Prandtl ve
Reynolds
sayılarında,
düşük
Prandtl
değerinde
yüzey
alanındaki
genişlemeye rağmen, akış yapısının kanatçıklar nedeniyle bozulmasına bağlı
olarak boru cidarından olan ısı geçişinin azaldığını ve Pr = 5 değerinden
sonra artış olduğunu belirlemişlerdir.
Kuvvet ve Yavuz [4], çalışmalarında aynı eksenli yatay iki silindirin
oluşturduğu halka aralıklardaki bir akımda iç silindir yüzeyindeki zorlanmış
taşınımla ısı geçişi deneysel olarak incelenmişlerdir. Sıvı kristal yöntemi
kullanılarak yerel ve ortalama ısı taşınım katsayıları elde etmiş ve deneyleri,
0,05, 0,667 ve 0,778 olmak üzere üç farklı çap oranında ve 7000–35000 Re
sayısı aralığında gerçekleştirmişlerdir. Elde edilen veriler literatür değerleriyle
karşılaştırılmış ve ortalama Nu sayısı için çap oranına ve Re sayısına bağlı
olarak bir bağıntı geliştirmişlerdir.
Labbe ve diğerleri [5], taban yüzeyine kare kesitli engellerin yerleştirildiği
dikdörtgen kesitli bir kanal içerisindeki akış ve ısı geçişini sayısal olarak
incelemişlerdir. Engeller, kanal girişinden, engel yüksekliğinin dokuz katı
aralıklarla yerleştirilmiş olup, üç boyutlu çözümler gerçekleştirilmiştir.
Çalışmada, engeller nedeniyle oluşan ve akım yönünde büyüyerek ilerleyen
girdapların, yüzeyden itibaren, akım içerisindeki hız ve sıcaklık gradyanlarını
artırarak ısı geçişini iyileştirdiğini tespit etmişlerdir.
Braga ve Saboya [6], iç yüzeyinde akım yönünde kesintisiz devam eden
dikdörtgen kesitli kanalların kullanıldığı konsantrik bir kanalda, türbülanslı
5
akış durumundaki ortalama ısı geçiş katsayılarını ve sürtünme faktörlerini
deneysel olarak belirlemişlerdir. Araştırmacılar ayrıca, aynı geometrik ve
akım şartları için iki boyutlu ısı transferinin sayısal olarak analizini
gerçekleştirerek kanatçıkların etkinliğini hesaplamışlardır. Bu çalışmada
kanatçık kullanımı nedeniyle ısı geçiş yüzey alanının 6 kat artmasına karşılık,
kanatçıklar nedeniyle akım içerisindeki türbülans karışımının azalmasına
bağlı olarak Nu sayılarının azaldığı tespit edilmiştir.
Özsunar ve diğerleri [7], yatay dikdörtgen kesitli en/yükseklik oranı (EYO) 10
olan bir kanalda laminer karışık konveksiyon şartlarında ısı transferi ile hız ve
sıcaklık dağılımlarını Sayısal Akışkanlar Dinamiği (SAD) yöntemi kullanılarak
incelenmiştir. Kanal alt yüzeyi ünüform ısı akısına maruz, yan yüzeyler
yalıtımlı, kanal üst yüzeyi ise dış ortamdaki akışkana maruz bırakılmıştır.
Problemi tanımlayan temel korunum denklemleri sayısal olarak çözülmüş ve
elde
edilen
sonuçlar,
daha
önce
yapılmış
deneysel
sonuçlarla
karşılaştırılmıştır. SAD analizi ile elde edilen sıcaklıkların kullanılmasıyla,
yerel Nu sayıları hesaplanmıştır. Yerel Nu sayısı sonuçları, deneysel
ölçümlerle karşılaştırılmış ve uyum içinde olduğu bulunmuştur. Kanal içindeki
akışlarda kaldırma kuvveti etkili ikincil akış ve kararsızlığın başlangıcı ile ilgili
sonuçlar ayrıntılı bir şekilde incelenmiştir.
Dağdekin ve Öztop [8], iç içe yerleştirilmiş borularda laminer akışı ve ısı
geçişini sayısal olarak incelemişlerdir. Yürüttükleri bu çalışmada, iki boyutlu
Navier-Stokes, süreklilik ve enerji denklemlerini, sonlu hacim yöntemi ve
literatürde yeni bir algoritma olan SIMPLEM algoritmasını kullanarak
çözmüşlerdir. Re sayısının 100, 500 ve 1000, Pr sayısının 0,1, 0,7, 7 ve 10
değerleri için gerçekleştirilen hesaplamalarda hız dağılımı, girdap, akım
çizgileri, basınç dağılımı ve yerel Nu sayısı değişimlerini elde etmişlerdir.
Yapıcı ve diğerleri [9], çalışmalarında mühendislik uygulamalarında önemli
yeri olan dışarıdan ısıtılan boruda zorlanmış konveksiyonla oluşan ısı
transferini incelemişlerdir. Bu çalışmada, analizler için gelişmiş laminer
6
zorlanmış konveksiyonla ısı transferinin, üniform ve üniform olmayan duvar
ısı akısına sahip boruda, radyal ve eksenel yönde ısı iletimi ve ısıl gerilimi
incelemişlerdir. Bu analiz, iki boyutlu zamana bağlı ısı iletimi denklemi ve
sonlu farklar yöntemi kullanılarak akan sıvı için laminer sınır tabaka denklemi
üzerine kuruludur. Sıvı olarak su kullanılmıştır. Nümerik hesaplamalar Fluent
4.5 ve Heating 7 bilgisayar programı kullanılarak gerçekleştirilmiştir. Uniform
ve uniform olmayan ısı akısı uygulamasıyla dış yüzeyden ısıtılan, borunun iç
duvarındaki sıcaklık ve gerilim oranı dağılımı, iki farklı ana akış hızıyla
gerçekleştirilmiştir. Borunun içinde akan akışkanın sıcaklık dağılımı bütün
incelenen durumlar için gerçekleştirilmiştir.
Ling ve diğerleri [10], sabit yüzey sıcaklıklarına sahip, alt ve üst yüzeylerinde,
kesiti ikizkenar dik üçgen olan engellerin bulunduğu kare kesitli bir kanaldaki
ısı geçişini ve basınç düşümünü deneysel olarak inceledikleri çalışmalarında;
farklı Re sayılarında, engel yüksekliklerinde ve adımlarında üçgen kesitli
engellerin kullanıldığı kanaldaki ısı geçişinin, düzgün yüzeyli kanaldaki ısı
geçişine göre 1/2,3 oranında arttığını, buna karşılık basınç düşümünde ise
1/10 oranında artış olduğunu tespit etmişlerdir.
Sethumadhavan ve Rao [11], iç yüzeyinde akım yönünde farklı eğimlerde
tekli ve çoklu spiral engeller oluşturulan bir dairesel kanalda, türbülanslı
akımdaki ısı ve akım karakteristiklerini deneysel olarak belirlemişlerdir.
Kullanılan bu spiral engellerin, akım ve geometrik parametrelere bağlı olarak
ısı geçişini %30–100 oranında, sürtünme faktörünü ise %30–200 oranında
arttırdığını tespit etmişlerdir.
Huq ve Aziz-ul Huq [12], iç yüzeyinde çevresel olarak eş dağılımlı sekiz adet
eksenel kanatçık bulunan türbülanslı bir boru akışındaki ısı geçiş
karakteristiklerini deneysel olarak inceledikleri çalışmalarında, ısı geçiş
katsayısının kanatçıksız boru akışına göre %97–112 oranında arttığını
belirlemişlerdir.
7
Li and Chen [13], içerisinde kısa eliptik kanatların şaşırtmalı dizildiği bir yüzey
bulunan dikdörtgen bir kanal içerisindeki akış ve ısı transferi karakteristiklerini
incelemek amacıyla bir deneysel çalışma yapmışlardır. Isı ve kütle transferi
analojisi ve naftalin süblimasyon tekniği kullanılarak kanatlar ve taban
plakada ortalama ısı transfer katsayıları belirlenmiştir. Reynolds sayısının
1000 ile 10000 değerleri arasında eliptik kanatların dairesel kanatlara göre
daha iyi ısı transfer sağladıkları, aksine eliptik kanatlı kanalda direncin daha
düşük olduğu gözlemlemişlerdir.
Lee [14], kısmi olarak sınırlandırılmış bir konfigürasyondaki ısı alıcının termal
performansını belirlemek ve optimize etmek için analitik bir simülasyon
yöntemi geliştirmiştir. Değişik dizayn parametrelerinin bir ısı alıcının
performansı üzerine etkilerini gösteren parametrik eğrilerin çizildiği çalışmada
basit hesaplamalar yapılmıştır. Kanatlar arasında akan akışkanın gerçek
hızının dizayn ediciler tarafından genellikle bilinmediği ve bu hızın aslında ısı
alıcının toplam termal performansına oldukça büyük etkisinin olduğu
bildirilmiştir. Bu çalışma ile kanatlar arasında akan akışkanın hızını
belirlemeye yönelik basit bir yöntem sunulmuş ve tüm termal modelin gelişimi
açıklanmıştır. Simülasyon sonuçlarına göre ısı alıcının optimizasyonu ve
parametrelerin davranışları tartışılmıştır.
Neuber ve diğerleri [15], türbülanslı saf hidrojen difüzyon alevi üzerine
çalışmalar yapmışlardır. Yakıcıda türbülanslı alevin modellenmesinde
standart k- modeli kullanmışlardır ve bu modelin iyi akış tahminleri verdiğini
kaydetmişlerdir.
Lee ve Abdel-Moneim [16], yatay bir yüzeyine iki boyutlu elemanlar monte
edilen kanaldaki ısı transferi ve akış davranışını incelemişlerdir. Çalışma
sayısal olarak, CFD modeli kullanılarak yapılmıştır. Çalışmada sabit ısı akısı
uygulanmıştır. Kullanılan elemanların ısı transferini önemli ölçüde iyileştirdiği
görülmüştür.
8
Sara ve diğerleri [17], düz yüzeyli bir kanal içerisine dikdörtgen kesitli bloklar
yerleştirilerek, ısı transferini araştırmışlardır. Çalışmada, ısı transferindeki
iyileşme Reynolds sayısının, blokların akış yönündeki yerleşiminin ve blok
sayısının fonksiyonu olarak bulunmuştur. Çalışma sonucunda, ısı transferinin
bloklar arasındaki boşluğa, blokların pozisyonuna ve dizilisine göre
artırılabileceği
veya
azaltılabileceği
bulunmuştur.
Belirli
bir
basınç
düşümünde, bloksuz duruma göre en iyi ısı transferi artısı, blokların akışa
paralel ve birbirlerine göre rastgele dizilişinde elde edilmiştir.
Wang ve diğerleri [18], kare kesitli bir kanaldaki radyal yöndeki sıcaklık
dağılımını düzgünleştirmek ve ısı transferini iyileştirmek için sayısal ve
deneysel çalımsalar yapmışlardır. İyileştirme için kanal içerisine ince tel
elemanlar yerleştirilmiştir. Sürtünme katsayısı ve Nusselt sayısı için sayısal
çalışmalar Reynolds 200–1.200 aralığında yapılmıştır. Hem deneysel hem de
sayısal çalışmalar neticesinde ince tellerin konvektif ısı transferini iyileştirdiği
ve Nusekmanlı / Nusekmansız olarak tarif edilen performans değerlendirme
kriterinin 3–8 arasında değiştiği görülmüştür. Bu, basınç kaybındaki az bir
artışla ısı transferinin iyileştirilebileceği anlamına gelmektedir.
Karwaa ve diğerleri [19], dikdörtgen kanalların duvarlarının birine katı veya
delikli engel yerleştirilmesinin ısı transferi ve sürtünme katsayısına etkilerini
deneysel olarak incelenmişlerdir. Çalışma Reynolds sayınsın 2.850–11.500
aralığı için yapılmıştır. Engel konulmuş duvar ısıtılmış diğer üç duvar
yalıtılmıştır.
Eşit
pompalama
gücü
dikkate
alındığında
ısı
transferi
iyileştirmesi bakımından en fazla açık alan oranına sahip geometri en iyisi
olarak bulunmuştur.
Fossa ve Tagliafico [20], suya ilave edilen polimerin ısı değiştiricilerinde
sürtünme kayıpları ve ısı transferine etkilerini araştırmışlardır. Çalışmalarda
tek geçişli karşıt akımlı düz boru tipinde bir ısı değiştiricisi kullanılmıştır.
Deneyler, farklı boyutlardaki düz, kanatlı ve oluklu borular üzerinde
9
gerçekleştirilmiştir. Deneyler sonucunda polimerlerin kullanımının genel
olarak iyi sonuç vermediği görülmüştür.
Tanda [21], türbülansı iyileştirmek ve taşınımla ısı geçişini arttırmak için
tekrarlanmış iç elemanları ısı geçiş yüzeylerinde kullanarak bir çalışma
yapmıştır. Uygulamalar gaz soğutmalı nükleer reaktörlerin yakıt çubuklarını,
türbin ağızlarının iç oyuklarını ve ısı değişimlerinde kullanılan boruların iç
yüzeylerini içermektedir. İç elemanlar, köseli veya yuvarlak kesitlere sahip,
akısın ana yönünün enine doğru veya akış yönü ile 45 veya 60 derece
yapacak biçimde, V seklinde yerleştirilmiştir. Türbülans akış rejimi ile birlikte
yerel ısı geçiş katsayıları farklı Reynolds sayılarında elde edilmiştir.
Ko ve Anand [22], duvarına gözenekli şaşırtıcılar monte edilmiş, düzenli bir
şekilde ısıtılan dikdörtgen kanaldaki ortalama ısı geçiş katsayısını ölçmek için
deneysel çalışma yapmışlardır. Şaşırtıcılar duvarın üstüne ve ortasına monte
edilmiştir. Şaşırtıcı kalınlığının kanalın hidrolik çapına oranında Bt/Dh = 1/3
ve 1/12 ve Bh/Dh = 1/3 ve 2/3 olarak alınmış ve farklı gözenek tipleri için,
kararlı gelişmiş akışlarda, ısı geçiş katsayısı, basınç kaybı değerleri
bulunmuştur. Reynolds sayısı 20.000 ile 50.000 arasındadır. Kesin
olmamakla birlikte maksimum Nusselt sayısı ve sürtünme faktörünü sırasıyla
%5.8 ve %4.3 olarak bulduklarını ifade etmişlerdir. Gözenekli şaşırtıcı
kullanmak, düz kanala göre ısı geçiş miktarını %300 oranında arttırmıştır.
Valencia [23], kanal içerisine periyodik olarak yerleştirilen ters girdap yayıcı
çubukların akış yapısı ve ısı transferine etkisini sayısal olarak incelemiştir.
Navier-Stokes ve enerji denklemleri sonlu hacim metodu ile çözülmüştür. Isı
transferi verileri Reynolds 10–400 aralığında sunulmuştur. Bu geometri ile ısı
transferinde önemli iyileşme sağlanmıştır. Kullanılan geometri daha kopmak
ısı transferi değiştiricileri için önerilmiştir.
Ekkad ve diğerleri [24], iç girdap yayıcı içeren ve içermeyen ayrım
noktalarına sahip düz ve konik özellikli gaz türbin kanal türü için ısı geçiş
10
ölçümleri sunulmuştur. Konik kanallardan ve düz kanallardan elde edilen ısı
geçiş sonuçları karşılaştırılmıştır. Sonuçlar göstermektedir ki; pürüzsüz kanal
içerisindeki ısı geçişi, akışkanın hızına bağlı olarak ilk etapta artmakta, daha
sonra ise konik genişlemeden dolayı azalmaktadır. Konik kanalların
tümündeki akış ile dönüş noktalarındaki akış karsılaştırıldığında, ısı geçiş
miktarında gözle görülebilir yüksek bir artış sağlanmıştır.
Alam ve Ghoshdastidar [25], içerisine kanatçık yerleştirilmiş bir borudaki ısı
transferini sayısal olarak 4 farklı kanatçık kullanarak incelemişlerdir. Akış
düzgün ve laminer olup, boruya sabit ısı akısı uygulanmıştır. İncelemede
sonlu farklar metodu kullanılmıştır. Isı iletim katsayısının ve viskozitesinin
sıcaklıkla değişimi dikkate alınmıştır. Boru içerisindeki akış için momentum
ve enerji denklemleri, boru cidarında kanatçık 6 bulunması ve bulunmaması
için
çözülmüştür.
Yapılan
çalışma
sonucunda
iç
kanatçıklarla
karşılaştırıldığında önemli ısı transferi iyileştirmesi sağlandığı görülmüştür.
Liao ve Xin [26], (2000) su, etilen glikol ve ISO VG46 türbin yağı ile çalışmış
ve boru içerisine bakır bükülmüş dar sacları, sürekli veya aralıklı olarak
yerleştirmişler. Pr = 5 ÷590 ve Re =80÷50000 çalışma aralığında elde ettikleri
sonuçlara göre türbülanslı akışı; boru cidarı tarafındaki viskoz alt tabaka, ara
bölge ve türbülans ana bölgesi olmak üzere üç bölgeye ayırmışlar. Isıl
direncin büyük kısmı viskoz alt tabaka ve ara bölgeden kaynaklandığını, üç
boyutlu küçük yüzeyler boru cidarındaki akışı önemli ölçüde etkilediğinden
ısıl direnci azalttığını ve ısı transferini artırdığını ifade etmişlerdir. Laminer
akımda ısıl direnç tüm boru içinde eşit dağılımda olduğunu ve sınır tabaka
kalınlığının küçük yüzeylerden daha fazla olduğunu belirtmişlerdir. Bu
durumda bu yüzeylerin etrafındaki akısın düzgün halde olduğunu ve boru
cidarında sadece zayıf bir rahatsızlık etkisi yarattığından bahsetmişlerdir.
Bunun sonucunda ısı transfer artısının laminer akışta türbülanslı akıştan
daha az olduğunu belirtmişlerdir.
11
Zamankhan [27], A 3D matematiksel modeli ile bir boru içerisine yerleştirilmiş
helisel bir türbülatör ile ısı transferini arttırmak için çalışmıştır. Sıçaklık ile
sıvının fiziksel özelliklerinin değişimleri dikkate alınmıştır ve türbülans
modelleme için k-ε; k-ω büyük girdap simülasyonları geliştirilmiştir.
Simülasyon sonuçları uzun bir eşanjör için türbülatör olmadan bile Re ve Pr
sayısında nonliner bir değişim gözlemlenmiştir. Türbülatör varlığı ısı
transferinin artmasını sağlarken aynı zamanda basınç düşmesine sebep
olmuştur.
Large
eddy
simülasyon
sonuçları
ile
deneysel
veriler
karşılaştırıldığında büyük bir uyum olduğunu görmüştür.
Kurtbaş ve diğerleri [28], 62 mm genişliğinde ve 1200 mm uzunluğunda
galvanizli saç üzerine değişik çap ve aralıklarda oluşturulan kanatlara farklı
açılar verilerek, ısısı sabit tutulan bir boru içerisine yerleştirilerek ısı ve basınç
kaybı üzerindeki etkisi incelenmiştir. Deneyler Re sayısının 10000 -40000
aralığında yapılmıştır. Kanatlar ile boru ekseni arasındaki açı arttıkça ısı ve
basınç kaybı artmış, kanatlar arasındaki mesafe azaldıkça ısı ve basınç
kaybı da azalmıştır. Deneylerden elde edilen verilerle Nu ve Pr sayısı için
geçerli bağlantılar türetmişlerdir.
Durmuş ve Kurtbaş [29], çalışmalarında ısı transferini arttırmak için çeşitli
açılardan, içten kanatlı, dıştan kanatlı, hem içten hem dıştan kanatlı olmak
üzere 10 farklı türbülatör imal etmişlerdir. Boş borudan elde edilen ısı miktarı,
imal edilen türbülatörlerle ısı transferi ve basınç kayıpları açısından
incelemişlerdir. Deneyler Re sayısının 15000-60000 değerleri arasında
yapılmıştır. En fazla ısı transferi içten ve dıştan kanatlı türbülatörlerde
meydana gelirken basınç kayıplarında da artışlar gözlemlemişlerdir.
Kahraman ve diğerleri [30], türbülans yayıcı olarak paslanamaz çelikten imal
edilmiş iki farklı kanatçık açıklığında (b=0,1 ve 0,2 m) ve üç farklı kanatçık
açısına sahip (θ=30o, 45o ve 60o) toplam 5 tane türbülatör imal edilerek boru
içerisine yerleştirilip ısı geçişindeki artışı incelemişlerdir. Akış ve sıcaklık
alanları FLUENT CFD kodlu program ile nümerik olarak incelemişlerdir.
12
Sonuç olarak Re sayısının Nu sayısı ile doğru orantılı sürtünme katsayısı ile
ters olduğu ve yön değiştirici kanat sayısı arttıkça Nu sayısı ile sürtünme
katsayısının da arttığını gözlemlemişlerdir. Re sayısının 18000 değerlerinden
sonra ısıl / hidrolik performans azaldığını gözlemlemişlerdir.
Kongkaitpaiboon ve diğerleri [31], çalışmaları deneysel olup, ısı transferi ve
sıvı sürtünme özellikleri üzerine bir eşanjör boru içerisine yerleştirilen
dairesel-halka türbülatörün etkisini incelemişlerdir. Deney şartları; farklı
açılara sahip dairesel-halkalar, 27 oC’de ortam sıcaklığında ve tek tip duvar
ısı akısı koşulu altında gerçekleştirilmiştir. Re sayısı 4000-20000 aralığında
almışlardır.
Behçet ve diğerleri [32], çalışmalarında ısı değiştiricisinin giriş kısmına
dönme akısını gerçekleştirmek için pervane tipli bir türbülatör yerleştirmişler
ve ısı- basınç kayıplarını incelemişlerdir. Termodinamik açıdan avantajı
incelemek için ekserji analizi yapmışlardır. Sonuç olarak boş boruya nazaran
türbülatörlü boruda 3 kat daha iyi sonuç almışlardır. Termodinamik acıdan
ekserji analiziyle iyileştirme tekniğinin avantajlı olduğunu görmüşlerdir.
Arguhan ve Yıldız [33], dikdörtgen delikli türbülatörlerde delik sayısının ısı
geçişine ve basınç düşüşüne etkilerini, aynı yönlü paralel akışlı ve zıt yönlü
paralel akışlı türbülatörlerde deneyler yapmışlardır. Deney için 60 mm
çapındaki iç borunun girişine 55o açılı kanatlara sahip, kanatlara birer, ikişer,
üçer, dörder, beşer adet dikdörtgen delikler açılmıştır. İyi dizayn edilmiş
geometrinin ısı transferinde %80 oranında iyileşme yaptığı tespit edilmiştir.
Şeker ve Eğrican [34], çalışmaları sayısal olup hesaplamalı akışkanlar
dinamiği (HAD) kodlu FLUENT programı ile yapmışlardır. Çalışmada
kanatçıksız ısı değiştiricisi ve ısı değiştiricisine yerleştirilen kare kanatçığın,
üçgen kanatçığın, girdaplı akışın, aynı yönlü paralel ve zıt yönlü paralel
akışları sayısal olarak incelemiştir. Hesaplamalar sonucunda aynı yönlü
paralel ve zıt yönlü paralel akışların olduğu iç içe borulu ısı değiştiricisinde
13
bütün modeller incelendiğinde en fazla ısı transferinin kare kanatçıklı
modelde gerçekleştiği görülmektedir.
Parmaksızoğlu ve çeteci [35], çalışmalarında gövde-boru tipli ısı değiştiricisi
ile hava-su soğutucu ve ısıtıcı serpantin tipi ısı değiştiricileri için
hesaplamalarını matematiksel model geliştirip bu modeli kullanabildikleri bir
bilgisayar programı geliştirmişlerdir. Geliştirdikleri programı üretilen ısı
değiştiricileri ile karşılaştırmış ve aralarında uyum olduğunu görmüşlerdir.
Çakmak ve Yıldız [36], çalışmalarında daha küçük bir ısı değiştiricisi imal
etmenin en iyi yönteminin ısı taşınım kat sayısının artırılmasıyla mümkün
olacağı düşüncesiyle ısı değiştiricisinde türbülans oluşturma yöntemini ısı
değiştiricisinin giriş bölümüne dönel akış üreten enjektörlü elemanlar
yerleştirmişlerdir. Sonuç olarak enjektörlü sistemin enjektörsüz sisteme göre
ısı transferinde %185 artış sağladığı gözlemlemişlerdir.
Kayataş ve İlbaş [37], iç içe borulu ısı değiştiricisine yerleştirilen, üçgen
kanatçığın, kare kanatçığın, girdaplı akışın ve kanatçıksız ısı değiştiricisinin
zıt yönlü ve aynı yönlü akış uygulanarak ısı transferi üzerindeki etkilerini
incelenmişlerdir. Hesaplamalar FLUENT kod programı ile yapılmıştır. Yapılan
işlemler sonucunda modeller kendi arasında kıyaslandığında en iyi
performansın girdaplı akıştan alındığı görülmüştür.
Sarıçay ve diğerleri [38], Levha kanatlı borulu buharlaştırıcıların, kanat
aralıkları değişiminin, farklı hava girişi hızlarında, hava taraf ısıl performansı
üzerine etkileri, soğutma kapasitesini artıracak uygun geometriyi bulmak
amacıyla incelemişlerdir. Buharlaştırıcı kanat aralıkları 2-15 mm arasında
değiştirerek sayısal olarak FLUENT programı ile modellemişlerdir. Saptırılmış
boru dizilişli buharlaştırıcı 50 mm yüksekliğe, 247 mm derinliğe ve 485 mm
kanatlı
boru
uzunluğuna
sahiptir.
Buharlaştırıcıda
kanat
aralığının
azalmasının ısı transfer katsayısına rağmen toplam alanı arttığı için ısı
geçişini
arttırdığını
bulmuşlardır.
Çalışmanın
sonucunda;
sayısal
14
sonuçlardan, modellerde kanat aralığı azaldıkça, ısı taşınım katsayısının
azaldığı bütün kanat aralıkları için havanın buharlaştırıcıya giriş hızı
arttığında
ısı
taşınım
katsayısının
da
arttığını
bulmuşladır.
Kanat
aralıklarındaki azalmanın ısı taşınım katsayısını azaltmasına rağmen toplam
alan daha hızlı arttığı için ısı geçişinde artış gözlemlemişlerdir. Farklı
buharlaştırıcı alternatiflerini sayısal analiz, daha kısa zamanda karşılaştırma
olanağı sağlamış ve buharlaştırıcının seçimini kolaylaştırmıştır.
Yücesu ve diğerleri [39], dikdörtgen kanalların girişinde hidrodinamik ve
termal yönden gelişmekte olan akışın akış ve ısı transferi karakteristiklerini
teorik olarak incelemişlerdir. Hız bileşenlerinin hesaplanmasında parabolik
momentum denklemleri kullanmışlardır. Sıcaklık dağılımın belirlenmesinde
ise enerji denkleminin parabolik biçimini kullanmışlardır. Basınç dağılımı,
süreklilik ve momentum denklemlerinden elde edilen Poission denklemi
yardımı
ile
belirlemişlerdir.
Sonlu
farklar
denklemlerinin
sayısal
çözümlemelerinde Newton-Raphson metodunu kullanmışlardır. Sayısal
sonuçlar Reynold sayısının 250 ≤ R e≤ 2250 aralığında 1/3, 2/3 ve 3/3 kenar
oranları için vermişlerdir.
Kobus and Oshio [40], iğne kanatlı bir ısı alıcının termal performansı ile ilgili
hem teorik hem de deneysel bir çalışma yapmışlardır. Deneysel verileri ve
teorik modeli değerlendirerek, kanat çapı, kanat uzunluğu, kanat boşlukları
gibi farklı parametrelerin termal direnç üzerine olan etkilerini incelemişlerdir.
Yapılan çalışmada, verilen bir kanat boşluğunda, kanatçıklı ısı alıcısının
termal performansının zayıf bir fonksiyonu olduğu, kanat uzunluğu arttıkça
iyileştiği sonucuna varılmıştır. Ayrıca belirlenen optimum kanat boşluğu
1,8cm olarak kaydedilmiştir.
Junghan ve diğerleri [41], enerji tasarrufu sağlama maksadı ile boru içerisine
yerleştirilen türbülatörlerle deneyler yapmışlardır. Araştırmacıların deneyle
rine göre fosil kökenli yakıt kullanılan kazanlarda ilave bir işletme masrafı
yapmadan duman borusu içerisine yerleştirilen türbülatörler vasıtası ile suya
15
geçen ısının arttığı gözlemlenmiştir. Buna karşılık baca çekişinde kötüleşme
yani basınç kaybında artışlar olmuştur.
Durmuş [42], yaptığı araştırmada boru girişinde dönmeli akış oluşturan
kanallar vasıtası ile boru içerisinden akan akışkana dönme etkisi vermiştir.
Araştırmacıya göre; dönen kanallar vaıtası ile verilen bu dönme etkisi ısı
transferinde artışa neden olmuş bu artışa karşılık basınç kayıplarının da
arttığı tespit edilmiştir.
Fujita ve Lopez [43], yaptıkları deneysel çalışmalarda Teflon malzeme ile
karşılaştırıldığında paslanmaz çelik türbülatörlerin ısı transfer karakteristikleri
hakkında geçerli bulgulara ulaşamamışlardır.
Benli ve diğerleri [44], PHE ondulin ve PHE yıldız olarak adlandırılan iki farklı
plakalı ısı değiştiricilerinin yüzey geometrilerinin ısı transferi ve sürtünme
katsayısı üzerine etkileri deneysel olarak incelenmiştir. Bu amaç için iki tip ısı
değiştiricisi imal edilmiştir. Plakaların yan yana monte edilmesiyle, elde edilen
ısı değiştiricisinde sıcak ve soğuk akışkan tarafından, Nusselt sayısının
Reynolds sayılarına göre değişimleri araştırılmıştır. Plakalar arasındaki
boşluluğun ve plaka yüzey şeklinin ısı transferi üzerine etkili olduğu
belirlenmiştir.
PHE
yıldız
tipli
yüzey
kongfigrasyonuna
sahip
ısı
değiştirgecinin, PHE ondulin yüzey şekline sahip ısı değiştiricisine göre, ısı
transferinde %12-65 arasında bir iyileşme sağladığı ancak dalgalı yüzeyin
ilave türbülans yaratması nedeniyle basınç kayıp katsayısında ise yaklaşık
%200-320 arasında bir artış belirlenmiştir.
Ozden ve Tari [45], çalışmalarında bir ısı değiştirici içerisine engelleyiciler
yerleştirerek ısı transferini ve basınç düşüş kat sayısını incelemişlerdir. Isı
değiştiricisi içerisindeki akışı ve sıcaklık alanlarını CFD paket programını
kullanarak çözümlemişlerdir. Çıkış sıcaklıkları ve basınç düşüşleri dikkate
alınarak en iyi türbülans modeli için Bell-Delaware metodunun sonuçları ile
CFD paket programının sonuçlarını karşılaştırmışlardır.
16
Sparrow ve diğerleri [46], bir boru içindeki ısı transferi ve türbülanslı hava
akısındaki girdabın etkisini deneysel olarak incelemişlerdir. Girdap olmayan
boru akısındaki ısı transferi ile karşılaştırdıklarında girdap eleman içeren
borulardaki ısı transferinin dikkate değer şekilde daha büyük olduğunu tespit
etmişlerdir.
Neuber ve arkadaşları [47], türbülanslı saf hidrojen difüzyon alevi üzerine
çalımsalar yapmışlardır. Yakıcıda türbülanslı alevin modellenmesinde
standart k- modeli kullanmışlardır ve bu modelin iyi akış tahminleri verdiğini
kaydetmişlerdir.
Yıldız ve diğerleri [48], Boru girişinde düzgün sıralı enjektörlü türbülans üretici
bulunan ısı değiştiricilerinde, enjektörlerin ısı geçişi ve basınç düşümüne
etkisi deneysel olarak incelemişlerdir.
Lozza ve Merlo [49], çeşitli kanatçık düzenlemeleri kullanılarak, hava
soğutmalı kondenserlerdeki ve sıvılı soğutuculardaki ısı transferi artışları
araştırılmıştır. Çalışmada 15 adet aynı tür boru fakat değişik kanatçık yüzey
geometrisine (düz veya dalgalı) sahip kanatçıklar kullanılmıştır. Kullanılan
kanatçıkların ısı değiştiricisinde etkili olduğu görülmüştür.
Lee ve diğerleri [50], bir plakalı ısı değiştiricisinde kanal içerisine kanatçık
yerleştirerek ısı transferi ve basınç kaybını sayısal olarak incelemişlerdir.
Kanal içerisine rastgele dizilen kanatçıkların optimum geometri ve dizilisi
bulunmuştur. Çalışma Reynolds sayısının 500 ile 1.500 aralığı için
yapılmıştır. Değişken parametreler olarak kanatçıkların x eksenindeki
birbirlerine uzaklığı (L), kanatçık hacmi (V), kanatçık açısı (β) ve kanatçıkların
y eksenindeki birbirlerine olan uzaklığı (G) dikkate alınmıştır. Isı transferi ve
basınç kaybı karakteristiklerinin optimum şekilde bulunduğu geometriyi; L=
0.272, V=0.106, β=0.44 ve G= 00195 olarak bulmuşlardır.
17
Yıldız ve diğerleri [51], eş merkezli çift borulu bir ısı değiştiricisine yerleştirilen
kıvrımlı şeridin ısı transferine ve basınç kaybına etkisini incelemişlerdir.
Deneyler hem eş yönlü, hem de karşıt akış durumları için yapılmıştır. Çift
borulu hava soğutmalı sistemde ısı transferi, tüp içerisine kıvrımlı şerit
şeklinde ısı saptırıcılar yerleştirilerek %100 artış sağlamışlardır.
Zhou ve Lee [52], jet memenin önünde kurulmuş çeşitli ızgara bölmeleri ile
deneysel çalışmalar yaparak, bir levhadaki jet akısının keskin köseli orifisin
ısı geçiş karakterlerini incelemişlerdir. Bölmenin serbest jetin akış yapısını
değiştirdiği ve kısmi ısı geçiş karakterlerinin değişimine yol açtığı
görülmüştür. rs = 0.83 bölmeleri için, z/d = 4’ de yerel maksimum ısı geçiş
oranı % 3.92 kadar arttığı bulunmuştur. Bu değerler bölmeler kullanılmadığı
durumlarla da karşılaştırılmıştır.
Yapıcı ve diğerleri [53], Hidrojen ve çeşitli hidrokarbonların hava ile bir
yakıcıda yanmasının sayısal simülasyonunu ve yanma odasındaki yüksek
sıcaklık ve hız değişimleri nedeniyle oluşan yerel entropi üretimini CFD kodu
kullanarak incelemişlerdir.
Yakut ve Şahin [54], boru içerisindeki akışta, dairesel kesitli helisel yay
kullanımının ısı geçişi üzerindeki etkilerini deneysel olarak incelemişlerdir.
Yapılan çalışmada, ısı saptırıcıların, sürtünme faktörü ve performans
karakterlerinin ısı geçişine etkisini incelemişlerdir. Sonuç olarak tel sargıların
termodinamik olarak Reynolds sayısının 13.000’ e kadar olan değerlerinde
avantajlı olduğu görülmüştür.
Ahn [55], dikdörtgen kesitli bir kanalın bir yüzeyine 5 farklı şekilde pürüzlülük
ilave edilerek tam gelişmiş akışta, ısı transferi ve sürtünme karakteristiklerini
incelemiştir.
Çalışmada,
geometrinin
ve
Reynolds
sayısının
etkisi
araştırılmıştır. Sonuçlar üçgen tip elemanların daha yüksek ısı transferi
performansına sahip olduğunu göstermiştir.
18
Huang ve Chun [56], akış yönünde hareketli bir iç yüzeyden ısıtılan borudaki
türbülanslı akış ve ısı geçişi sayısal olarak incelemişlerdir. Çalışma Reynolds
sayısı 1.0x104 ile 5.0x105 arasında çeşitli kanal hızlarında yapmışlardır.
Çalışmada k-ε türbülans model kullanmışlardır.
Bilen ve diğerleri [57], dikdörtgen kanalın duvarına monte edilmiş dikdörtgen
blokların ve blokların uzunlamasına yerleştirilmesinin etkilerini incelemişlerdir.
1x2x2 cm3 ebatlarında bloklar ısınan yüzeye monte edilmiştir. Deneysel
dizilerin parametreleri Sx=Sy= 3.33-4.33 mm, α=0,450 ve Re=1.520-4.520
arasındadır. Yapılan deneylerde en iyi sonuç da bloklar açısal olarak
yerleştirildiğinde elde etmişlerdir. Sonuçlar Taguchi metodunun bu tur
çalışmalarda başarılı bir şekilde uygulanabileceğini ve deneysel sonuçların iyi
tahmin edildiğini göstermişlerdir.
Lee ve Abdel-Moneim [58], yatay bir yüzeyine iki boyutlu elemanlar monte
edilen kanaldaki ısı transferi ve akış davranışını incelemişlerdir. Çalışma
sayısal olarak, CFD modeli kullanılarak yapılmıştır. Çalışmada sabit ısı akısı
uygulanmıştır. Kullanılan elemanların ısı transferini önemli ölçüde iyileştirdiği
görülmüştür.
Sara ve diğerleri [59], düz yüzeyli bir kanal içerisine dikdörtgen kesitli bloklar
yerleştirilerek, ısı transferini araştırmışlardır. Çalışmada, ısı transferindeki
iyileşme Reynolds sayısının, blokların akış yönündeki yerleşiminin ve blok
sayısının fonksiyonu olarak bulunmuştur. Çalışma sonucunda, ısı transferinin
bloklar arasındaki boşluğa, blokların pozisyonuna ve dizilisine göre
artırılabileceği
veya
azaltılabileceği
bulunmuştur.
Belirli
bir
basınç
düşümünde, bloksuz duruma göre en iyi ısı transferi artısı, blokların akışa
paralel ve birbirlerine göre rastgele dizilisinde elde edilmiştir.
Wang ve diğerleri [60], kare kesitli bir kanaldaki radyal yöndeki sıcaklık
dağılımını düzgünleştirmek ve ısı transferini iyileştirmek için sayısal ve
deneysel çalımsalar yapmışlardır. İyileştirme için kanal içerisine ince tel
19
elemanlar yerleştirilmiştir. Sürtünme katsayısı ve Nusselt sayısı için sayısal
çalışmalar Reynolds 200–1.200 aralığında yapılmıştır. Hem deneysel hem de
sayısal çalışmalar neticesinde ince tellerin konvektif ısı transferini iyileştirdiği
ve Nusekmanlı / Nusekmansız olarak tarif edilen performans değerlendirme
kriterinin 3–8 arasında değiştiği görülmüştür. Bu, basınç kaybındaki az bir
artışla ısı transferinin iyileştirilebileceği anlamına gelmektedir.
Hsieh ve diğerleri [61], çoklu geçişli ters akış prensibine göre çalışan güneş
enerjili
hava
yapmışlardır.
ısıtıcıların
performanslarını
geliştirmek
için
çalışmalar
Absorbant plaka ve yalıtım levhası yatay ve dikey olarak
yerleştirilerek açık kanallar dört alt kanala ayrılmıştır. Çalışma sayısal olarak
gerçekleştirilmiştir.
Eklenen
plakaların
ısı
geçiş
miktarını
arttırdığı
görülmüştür.
Karwaa ve diğerleri [62], dikdörtgen kanalların duvarlarının birine katı veya
delikli engel yerleştirilmesinin ısı transferi ve sürtünme katsayısına etkilerini
deneysel olarak incelemişlerdir. Çalışma Reynolds sayınsın 2.850–11.500
aralığı için yapılmıştır. Engel konulmuş duvar ısıtılmış diğer üç duvar
yalıtılmıştır.
Eşit
pompalama
gücü
dikkate
alındığında
ısı
transferi
iyileştirmesi bakımından en fazla açık alan oranına sahip geometri en iyisi
olarak bulunmuştur.
Fossa ve Tagliafico [63], suya ilave edilen polimerin ısı değiştiricilerinde
sürtünme kayıpları ve ısı transferine etkilerini araştırmışlardır. Çalışmalarda
tek geçişli karşıt akımlı düz boru tipinde bir ısı değiştiricisi kullanılmıştır.
Deneyler, farklı boyutlardaki düz, kanatlı ve oluklu borular üzerinde
gerçekleştirilmiştir. Deneyler sonucunda polimerlerin kullanımının genel
olarak iyi sonuç vermediği görülmüştür.
Daloğlu ve Ayhan [64], dikdörtgen kesit alanlı dik kanallardaki doğal ısı
taşınımı deneysel olarak incelemişlerdir. Kanal boyunca periyodik olarak her
düzleme dağılmış kanatçıklar yerleştirilmiştir. Kanal duvarları sabit ısı akısı
20
uygulanarak ısıtılmıştır. Çalışmada, kanal uzunluğunun kanal genişliğine
oranı, 66 olarak alınmıştır. Sonuçlar kanatçıklı yapının doğal taşınımla ısı
transferini azalttığını göstermiştir.
Tanda [65], türbülansı iyileştirmek ve taşınımla ısı geçişini arttırmak için
tekrarlanmış iç elemanları ısı geçiş yüzeylerinde kullanarak bir çalışma
yapmıştır. Uygulamalar gaz soğutmalı nükleer reaktörlerin yakıt çubuklarını,
türbin ağızlarının iç oyuklarını ve ısı değişimlerinde kullanılan boruların iç
yüzeylerini içermektedir. İç elemanlar, köseli veya yuvarlak kesitlere sahip,
akısın ana yönünün enine doğru veya akış yönü ile 45 veya 60 derece
yapacak biçimde, V seklinde yerleştirilmiştir. Türbülans akış rejimi ile birlikte
yerel ısı geçiş katsayıları farklı Reynolds sayılarında elde edilmiştir.
Kılıçarslan ve Saraç [66], sabit basınç düşümünde, kanallardaki ısı
transferinin
iyileştirilmesi
tarafından
deneysel
olarak
araştırmışlardır.
Çalışmada silindirik ve üçgen yapısındaki iki çeşit kanatçık geometrisi
kullanılmıştır. Çalışmada optimum kanatçığın bulunması amaçlanmıştır.
Araştırmalar hem laminer hem de türbülanslı akışta, Reynolds sayısının 250–
7.000 aralığında gerçekleştirilmiştir. Sabit duvar sıcaklığı sınır şartı
kullanılmıştır.
Ko ve Anand [67], duvarına gözenekli şaşırtıcılar monte edilmiş, düzenli bir
şekilde ısıtılan dikdörtgen kanaldaki ortalama ısı geçiş katsayısını ölçmek için
deneysel çalımsa yapmışlardır. Şaşırtıcılar duvarın üstüne ve ortasına monte
edilmiştir. Şaşırtıcı kalınlığının kanalın hidrolik çapına oranında Bt/Dh = 1/3
ve 1/12 ve Bh/Dh = 1/3 ve 2/3 olarak alınmış ve farklı gözenek tipleri için,
kararlı gelişmiş akışlarda, ısı geçiş katsayısı, basınç kaybı değerleri
bulunmuştur. Reynolds sayısı 20.000 ile 50.000 arasındadır. Kesin
olmamakla birlikte maksimum Nusselt sayısı ve sürtünme faktörünü sırasıyla
%5.8 ve %4.3 olarak bulduklarını ifade etmişlerdir. Gözenekli şaşırtıcı
kullanmak, düz kanala göre ısı geçiş miktarını %300 oranında arttırmıştır.
21
Valencia [68], kanal içerisine periyodik olarak yerleştirilen ters girdap yayıcı
çubukların akış yapısı ve ısı transferine etkisini sayısal olarak incelemiştir.
Navier-Stokes ve enerji denklemleri sonlu hacim metodu ile çözülmüştür. Isı
transferi verileri Reynolds 10–400 aralığında sunulmuştur. Bu geometri ile ısı
transferinde önemli iyileşme sağlanmıştır. Kullanılan geometri daha kopmak
ısı transferi değiştiricileri için önerilmiştir.
Acharya ve arkadaşları [69], bu çalışmada düzensiz eğik bir tüpte oluşan
düzgün, laminer akıştaki ısı geçişi iyileştirmesinin analizini yapmışlardır. İki
farklı borudaki, biri düzgün karışımlı, diğeri düzensiz karışımlı tüpün, sayısal
analizini yapmış ve karsılaştırmışlardır.
Öztop ve Dağtekin [70], bu çalışmada dairesel pürüzsüz bir tüpteki ısı geçiş
miktarını arttırmak için sayısal analizler yapmışlardır. Fiziksel bir geometri için
daralan genleşen- daralan boru ilaveli, kısmen ısıtılan bir dairesel boru
kullanılmıştır. Hesaplamalar, 100 ile 1.000 aralığında çeşitli Reynolds
sayılarında yapılmıştır. Peclet sayısı ve β değerleri ısı geçiş miktarının
artısını önemli bir derecede etkilemiş ve ortalama CEC β1(=r3/r0) değerleri
ciddi basınç düşümlerini önlemek için 0,7’ nin altında olmamalıdır.
Ekkad ve diğerleri [71], iç girdap yayıcı içeren ve içermeyen ayrım
noktalarına sahip düzve konik özellikli gaz türbin kanal türü için ısı geçiş
ölçümleri sunulmuştur. Konik kanallardan ve düz kanallardan elde edilen ısı
geçiş sonuçları karsılaştırılmıştır. Sonuçlar göstermektedir ki; pürüzsüz kanal
içerisindeki ısı geçişi, akışkanın hızına bağlı olarak ilk etapta artmakta, daha
sonra ise konik genişlemeden dolayı azalmaktadır. Konik kanalların
tümündeki akış ile dönüş noktalarındaki akış karsılaştırıldığında, ısı geçiş
miktarında gözle görülebilir yüksek bir artış sağlamışlardır.
Wu ve Preng [72], yatay bir kanal içerisine yerleştirilmiş blokların ısı
transferine etkisini incelemişlerdir. İnceleme Reynolds sayısının 260-530
22
aralığı için sayısal olarak yapılmıştır. Karşıt akışta, blokların yatay kanalda ısı
transferini etkin olarak artırdığı görülmüştür.
Onbaşıoğlu [73], dikey plaka üzerindeki iç eleman kaynaklı ısı geçiş
miktarındaki artısın, sıvı bir kristale dayanan deneysel araştırmasını
sunmuştur. 4 farklı yükseklikte (H=10, 20, 30, 40 mm) ve 4 farklı açıdaki
eğimde (θ=0°, 10°, 20°, 30°, 45°)çalışılmıştır. İyileşen akış yüksek ısı geçiş
değerleri için bulmuştur. Diğer bir yandan iç elemanın yüksekliği ve eğim
açısı, kısmi ve toplam ısı geçiş katsayısını etkilemiştir. Geometrik
parametreler ve ısı geçiş değerleri arasında mantıklı bağıntılara ulaşmak için;
iç elemanlı düşey plaka boyunca, doğal iletim akısı üç boyutlu nümerik
simülasyon yapmıştır.
Alam ve Ghoshdastidar [74], içerisine kanatçık yerleştirilmiş bir borudaki ısı
transferini sayısal olarak 4 farklı kanatçık kullanarak incelemişlerdir. Akış
düzgün ve laminer olup, boruya sabit ısı akısı uygulanmıştır. İncelemede
sonlu farklar metodu kullanılmıştır. Isı iletim katsayısının ve viskozitesinin
sıcaklıkla değişimi dikkate alınmıştır. Boru içerisindeki akış için momentum
ve enerji denklemleri, boru cidarında kanatçık 6 bulunması ve bulunmaması
için
çözülmüştür.
Yapılan
çalışma
sonucunda
iç
kanatçıklarla
karsılaştırıldığında önemli ısı transferi iyileştirmesi sağlandığı görülmüştür.
Yapılan literatür taraması sonucunda, boru içerisindeki ısı geçişinin
iyileştirilmesi üzerinde bir çok çalışma yapıldığı görülmüştür. Yapılan bu
çalışmada ise mevcut ısı saptırıcılar deney şartlarında çalıştırılarak değerler
elde edilmiş ve grafik ve denklemlerle çözümlemeler yapmışlardır.
23
3. ISI EŞANJÖRLERİ
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 santrallerde, kimya endüstrilerinde,
ısıtma, iklimlendirme, soğutma tesisatlarında, taşıt araçlarında, elektronik
cihazlarda, alternatif enerji kaynaklarının kullanımında, ısı depolanması vb.
birçok yerde bulunabilmektedir. Pratikte, kullanılan bu ısı değiştiricilerine
birbirinden katı bir cidar ile ayrılan iki akışkan arasındaki ısı geçişi en basit
örnektir.
Mühendislik
uygulamalarında
çok
değişik
tiplerde
bulunabilen
ısı
değiştiricilerinin,kullanıldığı alana göre dizaynı ve optimizasyonu büyük önem
taşımaktadır.Isı değiştiricilerinin
dizaynı ve optimizasyonunda pek çok
parametre etkilidir. Isı değiştiricinin konstrüksiyonu, performans parametreleri
(sıcaklıklar, debiler, basınç düşümleri), akışkanların tipleri, fazları, ekonomik
faktörleri, ısı geçiş mekanizması, ısı değiştiricilerinin tasarımında ve verimli
bir şekilde kullanılmasında etkilidir. Mühendislik uygulamalarında pek çok ısı
değiştirici konstrüksiyonları kullanılmaktadır. Bunlar; borulu ısı değiştiriciler,
plakalı ısı değiştiricileri, genişletilmiş yüzeyli ısı değiştiricileri ve rejeneratif ısı
değiştiricileridir. Hava soğutmalı ısı değiştiricileri, soğutma sistemlerinde
geniş bir uygulama alanı sahiptir.
Hava soğutmalı ısı değiştiricileri, çevre havasının boruların dışından akarken,
boruların içinden akan akışkanı yoğuşturmak ve/veya soğutmak için
kullanılan borusal ısı değiştiricileridir. İmalat safhasından önce bu ısı
değiştiricilerinden
optimum
verim
alabilmek
için
alternatif
bilgisayar
programlarıyla sistemin tasarımı ve simülasyonu konusunda faydalanılabilir.
24
Isı değiştiricileri, kullanım gayesine, ısı geçiş şekline, akış türüne, akışkan
sayısına
veya
akışkanların
faz
değişimlerine
göre,
değişik
konstrüksiyonlarda, kapasitelerde ve boyutlarda aşağıdaki gibi sınıflanabilir
[75].
3.1. Eşanjör Çeşitleri ( Isı Değiştiricileri)
3.1.1. Isı değişim şekline göre sınıflama
Isı değiştiricileri, akışkanlar arasında veya katı cisimlerle bir akışkan arasında
doğrudan veya dolaylı temaslı olmasına göre ikiye ayrılır [75].
Akışkanlar arasında doğrudan temasın olduğu ısı değiştiricileri
Isı, doğrudan temaslı ısı değiştiricilerinde aralarında doğrudan temasın
olduğu soğuk ve sıcak akışkanlar arasından iletilir. Tek sınırlama,
akışkanların karıştırılamaz cinsten olmasıdır. Soğutma kuleleri, püskürtmeli
ve tablalı yoğuşturucular bu tip ısı değiştiricilerine iyi birer örneklerdir.
Akışkanların doğrudan temasın olmadığı ısı değiştiricileri
Dolaylı temaslı ısı değiştiricilerinde, ısı enerjisinin bir ısı transferi yüzeyi
(akışkanları ayıran bir cidar) boyunca sıcak ve soğuk akışkanlar arasından
değişimi sağlanır. Isı enerjisi, ayırıcı cidar boyunca transfer edilirken soğuk
ve sıcak akışkanlar aynı anda akarlar ve bu akışkanlar birbirlerine
karışmazlar [76].
3.1.2. Isı geçişi yüzeyinin ısı geçişi hacmine oranına göre sınıflama
Bu sınıflama kompakt olan ve kompakt olmayan olarak ikiye ayrılır. Yüzey
alanı oranı (β) 700 m2/m3 büyük ise kompakt, küçük olursa kompakt olmayan
olarak sınıflandırılır [75].
25
3.1.3. Farklı akışkan sayısına göre sınıflama
Isı değiştiricileri iki, üç ve çok akışkanlı olarak sınıflandırılabilirler. Çoğunlukla
ısı değiştiricileri iki akışkanlıdır. Üç akışkanlı ısı değiştiricileri kriyojenide
geniş uygulama alanı bulduğu gibi hava ayırma sistemleri, saflaştırma,
hidrojenin sıvılaştırılması, amonyak sentezi gibi kimyasal ve proses
endüstrilerinde de kullanılırlar. Üç ve çok bileşenli ısı değiştiricilerinin tasarımı
oldukça karmaşıktır.
3.1.4. Isı geçişi mekanizmasına göre sınıflama
İki tarafta da tek fazlı akış, bir tarafta tek fazlı diğer tarafta çift fazlı akış, iki
tarafta da çift fazlı akış, taşınımla ve ışınımla beraber ısı geçişi olmak üzere
dörde ayrılır.
3.1.5. Konstrüksiyona göre sınıflama
Isı değiştiricileri genellikle Şekil 3.1.' deki gibi konstrüksiyon özelliklerine göre
karakterize edilir.
Şekil 3.1. Isı değiştiricilerinin konstrüksiyonları
26
6
Borulu ısı değiştiricileri
Bu tip ısı değiştiricileri eliptik, dikdörtgen ve genellikle de da
airesel borrulardan
meydana
a gelmiştirr. Akışkanlardan birri borunun içinde, d
diğer akışk
kan işe
borunun dışında
d
akkar. Boruların çapları, sayıları, uzunlukları
u
ı, merkezle
eri arası
mesafe ve
v boru düzzeni değişe
ebilir. Bu tip ısı değişştiricileri yü
üksek basıınçlarda
rahatlıkla
a kullanılab
bilir. Bu tip, dört gruptta incelenirr (Şekil 3.2
2.).
Şekil 3.2.. U borulu ısı değiştirricisi
Şekil 3.3.. Borulu ısıı değiştiriciileri
Düz boru
ulu ısı değişştiricileri
Pratikte çift
ç borulu olanların yanı
y
sıra, boru demetinden ya
apılmış çeş
şitlerine
de rastla
anılır. Çift borulu olanlar,
o
en
n basit ıssı değiştirici tipidir. Sistem
genellikle
e aynı eksenli iki borudan yap
pılır. Akışka
anlardan b
biri içteki borudan
b
akarken, diğer akışkan dışarıdaki borudan akarr. Akışkan
nların akış yönleri
paralel ve
eya ters akkımlı olabilir [75].
27
7
Spiral borrulu ısı değ
ğiştiricileri
Bir veya daha fazzla boruda
an yapılmış spiral ile bu spirralin dışınd
daki bir
depodan meydana
a gelir So
oğutma sistemlerind
de kullanılan yan eksenel
e
kondense
er ve yan
n eksenel evapora
atör olarakk da tasa
arlanabilir. Spiral
boruların ısı transffer katsayısı, düz bo
orulardakin
ne göre da
aha yüksektir. Isıl
elerin oluştturduğu ge
erilme prob
blemleri bu ısı değiştiricilerinde yoktur.
genleşme
Şekil 3.4.. Spiral borrulu ısı değ
ğiştiricileri
Gövde bo
orulu ısı de
eğiştiricileri
ri
e ile bunu
un içindekii birbirine paralel
Bu ısı değiştiricisi,, silindirik bir gövde
borularda
an meydan
na gelir. Akkışkanlarda
an biri boru
uların içind
den, diğer akışkan
a
ise gövde
e içinden akar. Ana elemanlarrı borular (veya) borru demeti, gövde,
boruların tespit edildiği ön ve arka aynalar ile gövd
de içindeki akışı yönlendiren
perdelerd
dir. Petrol rafinelerin
nde, termiik santrallerde, kimyya endüsttrisinde,
nükleer santrallerde
s
e, güç santtrallerinde ön ısıtıcı olarak
o
kulla
anılır.
Özel gövvde-borulu ısı değiştirricileri
Bu ısı de
eğiştiricilerri konstrükktif olarak klasik gövvde borulu ısı değişttiricilere
benzeme
esine rağm
men, özel kullanımlar için imal edilirler. Korumalı gövdeborulu ve
e grafit gövvdeli ısı değ
ğiştirici gibi modellerii vardır.
28
8
Levhalı ıssı değiştiriccileri
Bu tip ısı değiştiricillerinde akış, oluklu kanatlar ara
asına sıkışştırılmış ola
an yassı
ince meta
al levhalarlla ayrılmışştır. Bu yüz
zey düz veya dalgalı olabilir. Bo
orulu tip
gibi yükssek basınçç ve sıcakklıkta kullan
nılamazlarr. Tabloda görüldüğü
ü üzere
dört grupta incelenir (Şekil 3.5
5.).
Şekil 3.5.. Levhalı ıssı değiştiriccileri
İnce film ısı değiştirricileri
oziteli ve sıcaklığa duyarlı maddelerin
m
ısıtılmasında ve
Çok yükksek visko
soğutulm
masında ince film ıssı değiştiricileri öne
emli uygula
ama alanı bulur.
Değiştiricci içinde sıcağa duyyarlı maddelerin kısa
a kalış süresi ve bü
üyük ısı
taşınım katsayıların
k
na sahip olmaları
o
ne
edeniyle, pratikte
p
ço
oğu zaman
n bu ısı
değiştiricileri buharllaştırıcı ola
arak kullanılır ( Şekil 3.6.).
Şekil 3.6.. İnce film ısı değiştirricileri
29
9
Contalı le
evhalı ısı değiştiriciler
d
ri
Akışkanla
arı ayıran oluklu ya da dalgalı şekildeki ince levh
halardan bir paket
yapılarakk elde edilirr. Metal levvhalar arasında conttalar vardırr. İstenildiğ
ği kadar
levha ilavve edilerekk yüzey arttırılabilir. Levhalar
L
arrası boşlukklardan akıışkanlar
akar.
Issı
transfe
eri
bütün
levha
yüzeyi
b
boyunca
olur.
Ko
olaylıkla
temizlene
ebildikleri için besin, içki, süt, makyaj
m
ve
e kâğıt end
düstrilerinde geniş
olarak ku
ullanılırlar. Levha kalınlığı gene
ellikle 0.5-1
1.2 mm, le
evhalar ara
asındaki
boşluk isse 5-6 mm
m değerind
dedir. Levha malzem
mesi olara
ak karbonlu çelik,
alüminyum, bakır ve
v bakır alaşımları,
a
paslanma
az çelik, n
nikel ve molibden
m
alaşımlan
n kullanılab
bilir (Şekil 3.7.).
3
evhalı Isı Değiştiricile
D
eri
Şekil 3.7.. Contalı Le
Spiral levvhalı ısı değiştiricileri
İki uzun paralel levvhanın sp
piral şeklinde sarılma
ası ile elde edilir; İk
ki levha
arasına konulan
k
sa
apmalar ile
e düzgün bir boşlukk sağlanab
bilir. Levhaların iki
tarafı con
ntalı bir kapak ile kapatılır.
k
Akışkanlar
A
birbirine ters veya paralel
akacak şekilde düzenleneb
bilir. Temiz
zlenmesi kolay old
duğundan bu ısı
değiştiricisi tortu yapabilece
y
ek akışkan
nlar için çok
ç
uygun
ndur. Bu yüzden
özellikle kâğıt endü
üstrisinde, sülfat ve sülfit fabrikalarında bu ısı değ
ğiştiricisi
tercih edilir. Oldukçça kompakkt olmalarının yanınd
da özel im
malatları ne
edeniyle
pahalıdırllar. Maksim
mum yüzey 150 m2, maksimum
m işletme basıncı 10
0 bar ve
maksimum işletme sıcaklığı 500
5 °C ile sınırlıdır
s
(Ş
Şekil 3.8.).
30
0
Şekil 3.8.. Spiral Levvhalı Isı De
eğiştiricilerri
Lamelli ıssı değiştiriccileri
Lamelli ısı değiştirricisi gövde
e içine ya
assılaştınlm
mış borulardan yapıllmış bir
demetin yerleştirilm
y
mesi ile elde
e edilir. Bu
u borulara lamel adı vverilir ve ge
enellikle
nokta veyya elektrikk dikiş kayn
nağı ile birbirine tuttturulur. Gö
övde içinde
e ayrıca
perdeler bulunmazz. Akışkan
nlar birbirine göre ters veya paralel akabilir.
a
Hidrolik çap
ç
küçük olduğund
dan büyük ısı taşınım
m katsayıla
arı elde edilebilir.
Teflon co
onta kullan
nıldığında maksimum
m
m 200 °C, asbest
a
con
nta kullanıldığında
500 °C sıcaklık değerlerine
d
e ve 20 bar
b
basıncca kadar çıkılabilir. Bu ısı
değiştiricileri
kağıtt,
besin
ve
bulmakta
adır ( Şekil 3.9.).
Şekil 3.9.. Lamelli ıssı değiştiriccileri
kimy
ya
endüsttrilerinde
a
uygulama
alanı
31
Kanatlı yüzeyli ısı değiştiricileri
Ana ısı transfer yüzeyinde (boru veya levha) kanatların veya diğer ilave
çıkıntıların
ısı
transfer
yüzeyini
artırmak
amacıyla
kullanıldığı
ısı
değiştiricileridir. Gaz tarafındaki ısı transfer katsayısı, sıvı tarafındakinden
daha düşük olduğu için kanatlı ısı transfer yüzeyleri genelde gaz tarafında
kullanılırlar. İki grupta incelenebilirler (Şekil 3.10.).
Şekil 3.10. Kanatlı yüzeyli ısı değiştiricileri
Levhalı kanatlı ısı değiştiricileri
Genelde düşük sıcaklık tesislerinde ve akışkanlar arası sıcaklık farkının (1°C
'den 5 °C 'ye kadar) düşük olduğu yerlerde kullanılırlar. Sahip oldukları akışa
göre çeşitli şekillerde (paralel, ters veya çapraz akış) düzenlenebilirler. Birim
hacmin ısı transfer alanına olan oranı 2000 m2 / m3 civarında olduğundan
oldukça kompakt yapıya sahip oldukları söylenebilir. Levhalar boyunca ve
levhadan levhaya iyi bir akış dağılımı sağlamak için bu ısı değiştiricilerinin
girişine özel sistemler konur. Levhalar 0.5-1.0 mm ve kanatlar 0.15 - 0.75 mm
kalınlığındadır. Kanatlar, paralel levhalar halindeki yüzeyler arasına mekanik
olarak preslenerek, lehimlenerek veya kaynak ile tutturulur. Kanat tipleri: Düz
kanat, düz-delikli kanat, testere dişli kanat, dalgalı kanat. Levhalı-kanatlı ısı
değiştiricilerinin uygulama yeri bulduğu alanlar: gaz ve buhar türbinleri,
otomobil, kamyon, uçak motorları, soğutma sistemleri, ısı pompalan,
soğutma makineleri, klima tesisleri, elektronik devrelerin soğutulması, nükleer
santraller ve kimya endüstrisidir. Dört grupta incelenir.
32
Borulu kanatlı ısı değiştiricileri
Bu ısı değiştiricileri bir tarafında gaz, diğer tarafında sıvı bulunduğu
durumlarda
kullanılırlar.
Gaz
tarafındaki
ısı
transfer
katsayısı,
sıvı
tarafındakinden daha düşük olduğu için genellikle kanatlar gaz tarafında
kullanılırlar. Borulu-kanatlı ısı değiştiricisi, kanatların boru dizilerinin dış
tarafına sabitleştirildiği bir yapıdır.-Bu kanatlar boru eksenine dik, eksene
paralel, çaprazlama veya helisel şekillerde olabilir. Boru eksenine paralel
olarak yerleştirilen kanatlar çoğunlukla çift borulu veya perdesiz gövde borulu
ısı değiştiricilerinde kullanılırlar. Boru içinde kanatların kullanıldığı yerler
soğutma sistemlerindeki kondenserler ve evaporatörlerdir. Kanatlar boru
cidarına döküm, kaynak, lehim veya sıkı geçme tekniği ile tutturulabilirler. Bu
tiplerin uygulama yerleri olarak güç santralleri, pervaneli soğutma grupları,
taşıtlar, klima cihazları ve soğutma tesisatlarıdır [76].
Rejeneratif ısı değiştiricileri
Isının depolanarak transfer edildiği ısı değiştiricileridir. Isı geçişi dolaylıdır. Üç
tipi vardır (Şekil 3.11.).
Şekil 3.11. Rejeneratif ısı değiştiricileri
Sabit dolgu maddeli rejeneratörler
Bu ısı değiştiricisinde gaz akış yönü sabit dolgu maddesine ve sabit dolgu
maddesinden başka yöne saptırılır. Sürekli bir çalışma sağlamak için aynı
tipten en az iki rejeneratöre gerek vardır. Birçok yerde üç veya dört
33
rejeneratör aynı anda kullanılır. Yüksek fırınlarda, cam fabrikalarında ve
düşük sıcaklık işletmelerinde havanın ayrılmasında kullanılırlar.
Döner dolgu maddeli rejeneratörler
Bunlar disk ve silindir (kasnak) tipi olmak üzere iki grupta toplanabilir. Disk
tipi rejeneratörlerde, ısı transfer yüzeyi disk şeklindedir ve akış eksenel
yöndedir. Kasnak tipinde ise dolgu maddesi içi boş silindir şeklinde olup, akış
radyal yöndedir. Gaz türbinleri ve taşıtlarda kullanılabilirler.
Paket yataklı maddeli rejeneratörler
Paket yataklı rejeneratörlerin konstrüksiyonları çok basit olmalarına rağmen
basınç kayıpları fazladır.
Karıştırmalı kaplarda ısı değişimleri
Karıştırmalı kaplar, özellikle aralıklı çalışan ısıtma ve soğutma işlemlerinde
çok kullanılan cihazlardır. Karıştırıcı kaplar içindeki akışkanlar, ya dış
yüzeyinden ceket tipi ya da kap içine yerleştirilen serpantinler yardımıyla
ısıtabilir veya soğutabilirler.
3.1.6. Akıma göre sınıflama
Isı değiştiricilerinde akışkanın değişik şekillerde düzenlenmesi ortalama
logaritmik sıcaklık farkına, etkenliğe ve ısıl gerilmelere çok etki eder. Akış
şekline göre sınıflandırma Şekil 3.12.' deki gibi tek geçişli ve çok geçişli
olarak iki ana grupta toplanabilir. Çok geçişli halde ise iki akışkan birbirleri ile
birkaç kere geçişir.
34
4
Şekil 3.12
2. Akıma Göre
G
Sınıfla
andırma
Tek geçişşli ısı değişştiricileri
Tek geçişşli halde iki akışkan
n ısı değiştiricisi boyyunca birbiirleri ile ya
alnız bir
kere geçiişir. Üç başşlıkta incelenebilir (Şekil 3.13.)..
3. Tek geççişli ısı değiştiricileri
Şekil 3.13
Paralel akkımlı ısı de
eğiştiricilerri
Bu akış şeklinde akışkanla
ar ısı değ
ğiştiricisinin bir ucu
undan girip aynı
da akarlar ve ısı değ
ğiştiricisinin
n diğer ucu
undan çıka
arlar (Şekil 3.14.).
doğrultud
Isıl gerilm
melerin iste
enmediği durumlarda tercih edilir.
Şekil 3.14
4. Paralel akımlı
a
ısı değiştiricisi
d
i
35
5
Ters akım
mlı ısı değiiştiricileri
Bu tipte akışkanlar
a
ısı değiştiricisinde birbirlerine
b
göre ters olarak aka
ar (Şekil
3.15.). Te
ers akışlı ıssı değiştiricilerinde ortalama
o
lo
ogaritmik sıcaklık fark
kı, diğer
bütün akış düzenle
emelerinde
en daha bü
üyüktür. Diiğer ısı değiştiricilerin
ne göre
daha kom
mpakt bir yapıya
y
sah
hip olmalarrına karşın
n, pratiktekki imalat gü
üçlükleri
ve ısıl ge
erilmeler nedeniyle
n
birçok uyg
gulamada ters akışlı ısı değiş
ştiricileri
tercih ediilmeyebilir..
Şekil 3.15
5. Ters Akımlı Isı Değ
ğiştiricisi
Çapraz akımlı
a
ısı de
eğiştiricilerri
Bu ısı de
eğiştiricisind
de akışkan
nlardan birri ısı transfferi yüzeyi boyunca ve
v diğer
akışkanın
n akış yolu
una dik ollacak şekilde akar (Şekil
(
3.16
6.). Akışka
anlar ısı
değiştiricisi içinde ilerlerken kendisi ile karışabilir veya kkarışmayab
bilir. Isı
ğiştiricilerin
nin etkenliğ
ği paralel akışlı
a
ve
geçişi bakımından çapraz akışlı ısı değ
ters akışşlı ısı değ
ğiştiricilerin
nin etkenliklerinin arrasındadır.. İmalat kolaylığı
k
nedeniyle
e pratikte kompakt
k
ıssı değiştiric
cilerinin büyyük çoğunluğu çapra
az akışlı
olarak ya
apılır.
Şekil 3.16
6. Çapraz akımlı ısı değiştiricis
d
i
36
Çok geçişli ısı değiştiricileri
Isı değiştiricisi içinde değişik şekillerde ard arda seri halde düzenlenerek çok
geçişli tipler elde edilebilir (Şekil 3.17.). Çok geçişli ısı değiştiricilerinin en
büyük üstünlüğü ısı değiştiricisi etkenliğini artırmaktır. Çok geçişli ısı
değiştiricileri kanatlı yüzeylerde, gövde-boru tiplerinde ve levhalı tiplerde
değişik düzenlemelerde imal edilebilir.
Şekil 3.17. Çok geçişli ısı değiştiricileri
Çapraz ters ve paralel akımlı ısı değiştiricileri
Çapraz ters, genellikle kanatlı yüzeyli ısı değiştiricilerinde tercih edilir. İki
veya daha fazla sayıda çapraz geçiş arka arkaya ters akışlı olarak seri halde
bağlanır. Isı değiştiricisi etkenliği, her bir geçişteki akışkanların karışıp
karışmadığına
ve
geçiş
sayısına
bağlıdır.
Yüksek
sıcaklıklardaki
uygulamalarda sıcaklığın fazla olduğu geçişlerde sıcağa dayanıklı pahalı
malzeme, diğer yerlerde ise ucuz malzeme kullanılarak imalat masrafları
azaltılabilir. Çapraz paralel, bir önceki düzenlemeye çok benzer, sadece
akışkanların birbirlerine göre genel akışı paraleldir. Geçiş sayısı artırılarak,
sistemin etkenliği tek geçişli paralel akışlı ısı değiştiricisi etkenliğine
yaklaştırılabilir.
37
Çok geçişli gövde borulu ısı değiştiricileri
Bu düzenleme, gövde borulu ısı değiştiricilerinde en çok kullanılan tiptir.
Sistemde borular bir uçlarından tespit edildiğinden ısıl gerilmeler çok azdır.
Gövde tarafındaki akışkan karıştığından, herhangi bir kesitteki gövde
akışkanının sıcaklığı sabittir. Bu yüzden, boru içindeki akışkanın yönü
değişse de ısı değiştiricisi etkenliği aynı kalır.
n adet paralel levha geçişli ısı değiştiricileri
Levha tipi ısı değiştiricilerinde, levhaların çeşitli şekillerde düzenlenmesi ile
çok geçişli akışlar elde edilebilir. Levha tipi ısı değiştiricilerinde conta yeri
değiştirilerek bu düzenlemeler kolayca elde edilebilir.
38
4.MATERYAL VE METOT
4.1. Deney Düzeneği
Deney düzeneği Fakültemiz Enerji Anabilim Dalı bünyesinde oluşturulmuştur.
Bu araştırmada iç içe borulu tip bir ısı değiştirici tasarlanarak deneysel bir
sistem kurulmuştur. Şekil 4.1.’de deney düzeneği verilmiştir. Eşmerkezli iç içe
borulu ısı değiştiricisinin iç borusunda sıcak hava akışı, dış taraftaki boruda
ise zıt akışlı su akışı olmaktadır. Isı değiştirici bakır borulardan imal edilmiştir.
Dıştaki borunun dış yüzeyi ise ısı kayıplarını minimuma indirmek için yalıtım
yapılmıştır. Isıtıcıdan sabit sıcaklıkta elde edilen hava ısısı ise fan vasıtasıyla
değiştiricinin iç borusuna gönderilmiştir. Burada bulunan türbülatör akışındaki
türbülans
arttırılarak
ısı
transferinde
bir
düşünülmüştür.
Şekil 4.1. Deney sisteminin şematik gösterimi
iyileşme
gerçekleştirileceği
39
Deney tesisatındaki dış kısımdaki borunun çapı 100 mm , dış borunun içine
geçen borunun ise iç çapı 40 mm olarak yapılmıştır . Şekil 4.2.’de görüleceği
gibi dışarıdaki borunun içinden su akarken iç borudan buna zıt yönde hava
akmaktadır.
Şekil 4.2. Isı transferi için imal edilen iç içe borular
İç borunun dış yüzey sıcaklıkları termokupullarla ölçülerek ortalama yüzey
sıcaklığı elde edilmiş, böylece akış hızı da dikkate alınarak Nusselts ve
Reynolds sayıları çalışmamızda kullanılarak türbülatör tiplerine göre grafikler
elde edilmiştir.
İmal edilen deney seti G.Ü. Teknik Eğitim Fakültesi’nin Makine Eğitimi
Bölümü / Enerji Eğitimi anabilim dalında mevcut olan akışkanlar mekaniği
laboratuarındaki imkânlarından yararlanılmıştır. Deney seti kurulduktan sonra
verilerin okunmasında dijital veri okuma sistemi yani data logger anabilim
dalımız laboratuarında mevcuttur. Deney setinde de görüldüğü üzere soğuk
olarak sisteme verilen su için debi sabitleyici küresel vana kullanılmıştır. Bu
deney sisteminde dolaşacak olan sıvı fazındaki suyun debisi ölçebilmek için
gerekli olan debimetre ve havanın debisini hesaplayabilmek içinde gerekli
olan anemometre anabilim dalımızdaki akışkanlar mekaniği laboratuarında
mevcut olduğu için elimizdeki imkânlardan faydalanılmıştır.
40
Planladığımız çalışma deneysel bir çalışma olduğu için çeşitli makine ve
teçhizata gerek duyulmuştur. Bu nedenle, havayı ısıtmak için sanayi tipi özel
bir ısıtıcı imal ettirilmiştir. Isıtıcıdan sabit sıcaklıkta sıcak hava elde edebilmek
için sayısal sıcaklık kontrol ünitesinden yararlanılmıştır. Sistemin elektrik ile
ilgili kontrollerini güvenli ve düzenli bir şekilde sağlayabilmek için ayrıca bir
solid state röleli elektrik kontrol panosu yapılmıştır. Ayrıca sıcak havayı
üfleyecek ve türbülatörlerdeki basınç kayıplarını karşılayabilecek kapasitede
bir fan kullanılmıştır. Fanın gücünü yani debisinin kontrolü bir inverter
vasıtasıyla sağlanılmıştır. Havanın giriş ve çıkış sıcaklıkları ayrıca suyun giriş
ve çıkış sıcaklıkları, iç borunun dış yüzey sıcaklıkları K tipi termokupullar
vasıtasıyla bir data loggerdan bilgisayara kaydedilmiştir. Türbülatörlerin
neden olduğu basınç kayıpları da bir U- tipi sulu manometre kullanılarak
sürtünme kayıpları hesaplanmıştır. Proje tamamlandıktan sonra deney
sistemindeki makine ve teçhizatlar, lisans ve lisansüstü öğrencilerimizin
çalışmalarında kullanılmaya devam edileceği planlanmaktadır.
İç içe boruların imalatı yapılırken çapı 100 mm olan dış borunun içine çapı 40
mm olan iç kısımdaki boru yerleştirilerek uç kısımları kaynakla kapatılmıştır.
Dış borunun her iki ucuna su giriş ve çıkışı için iki ağız açılmış ve buralara su
giriş ve çıkışı için boru ağızları yerleştirilmiştir. Su girişi için debisini
ayarlamak için küresel vana yerleştirilmiş ve su debisi buna göre
ayarlanmıştır. Dış borunun içinden geçen suyun sıcaklığının ölçülmesi için
çeşitli noktalara eşit mesafede termokupllar yerleştirilmiştir. Şekil 4.3. dış
boru içine yerleştirilen termokupulların konumları verilmiştir.
8.5
10 cm
10 cm 10 cm
Dış boru et kalınlığı
10 cm 10 cm10 cm10 cm10
Termokupullar
Şekil 4.3. Dış boru içine yerleştirilen termokupulların yerleri
8.5cm
41
Proses şartlarında kullanılacak termokupllar, mekanik darbeler, fiziksel ve
kimyasal etkilenmelerden korunmak amacıyla özel koruyucu kılıflar içersinde
yerleştirilerek üretilmiştir. Termokupl sensörü ile diğer cihaz ekipmanları
arasındaki bağlatılar termokupl kompanzasyon kabloları ile yapılmıştır.
Deneylerde kalibresi yapılmış 16 adet minarel izoleli termokupl kullanılmıştır.
Termokupllarda ölçülen sıcaklıklar Resim 4.1’de görülen veri kaydedici
yardımı ile kaydedilmiştir.
Resim 4.1. Veri kaydedici ( Data logger )
Veri
kaydedici
olarak
Agilent
34970A
model
veri
toplama
sistemi
kullanılmıştır. Sıcaklıklar 5 s zaman aralıkları ile kaydedilmiş ve daha sonra
bilgisayara aktarılmıştır.
Deney tesisatındaki iç içe boruların dış kısmındaki geçen suyun su debisinin
ölçümü için ve sabit debide su geçişini sağlamak için su giriş kısmına hassas
olarak ayarlanabilen küresel vana yerleştirilmiş ve gerekli debi değerine
ayarlanarak belirli süre içerisinde beher kabına gelen su ölçülüp gerekli debi
bulunduktan sonra vana sabitlenmiş ve dolayısıyla aynı debide sürekli su
42
2
akışı sağ
ğlanmıştır.S
Suyun deb
bisi 100 Litre
L
/ saa
at olarak a
ayarlanmış
ş ve bu
debide sa
abitlenmişttir.
Boruda dolaşan
d
ha
avanın de
ebisini ölçm
mek için kullanılan
k
hız ölçüm
m cihazı
Resim
4
4.2.’de
g
görülen
P
PROVA
AVM-05
A
m
model
olan
anem
mometre
kullanılmıştır.
Resim 4.2
2. Anemom
metre
Elektrikli ısıtıcı sıca
aklık değe
erleri kontrrol panosu
u üzerinde bulunan sıcaklık
kontrol cihazı
c
tara
afından istenilen de
eğerler girrilerek kon
ntrol edilm
mektedir
(Resim 4.3.).
Resim 4.3. Sıcaklıkk kontrol cih
hazı
43
Isıtıcının kalibrasyonu yapıldıktan sonra deney sistemine bağlanmış ve
istenilen
sıcaklıklara
ayarlanıp
sabitlenip
istenilen
sıcaklık
değerleri
sağlanmıştır.
Deney tesisatında iç içe borulardan oluşan kısmın iç kısım borusunda hava
akışı olan yerlerde havanın basıncını ölçmek için sulu tip “ U “ manometre
kullanılmıştır.
Deney tesisatında kullanılacak olan ve hava akışını sağlamak amacıyla
Resim 4.4.’de görülen yüksek basınçlı körüklü fan kullanılmıştır.
Resim 4.4. Körüklü fan
Deney tesisatında kullanılan bu körüklü fanın istenilen hava debisini
sağlaması için fanın dönme devir sayısını ayarlayarak istenilen debide
havanın iç içe borunun iç kısmına hava sağlaması için devir ayarlayıcı
inventer kullanılmıştır. Resim 4.5.’de gösterilmiştir.
Resim 4.5. Devir ayarlayıcı ( Inventer )
44
4
Deney te
esisatında kullanılan
n türbülatö
ör Resim 4.6.’da vverilmiştir. Resim
4.6.’da verilen türb
bülatör galvvanizli sac
clardan be
elirli bir mo
odel oluştu
urularak
kesilmiş ve Resim 4.7’de ve
erilen 3 ay
yrı ölçüde,, birinci m
modelde türbülatör
aralıkları dar olara
ak ikincisinde türbü
ülatör aralıkları orta
a olacak şekilde
üçüncüsü
ünde ise tü
ürbülatör arralıkları ge
eniş olacakk şekilde im
mal edilmişttir.
Resim 4.6
6. Türbüla
atör modeli
Resim 4.7. Türbüla
atör aralık ölçüleri
ö
45
5. DENEYLER VE ÖLÇÜMLER
5.1. Deneyler
Reynold sayısı 25 oC oda sıcaklığı dikkate alınarak yapılmıştır. Reynold
sayısının eşitliği verilmiştir.
(5.1)
u
: Hava hızı (m/s)
D
: Hidrolik çap (m)
ν
: Kinematik vizkozite (m2 / s)
Çizelge 5.1.’de Reynold sayısına bağlı olarak hava hızları verilmiştir.
Çizelge 5.1. Reynold sayısına göre boru içerisinden geçen hava hızı
Deney No
Reynold sayısı
Hava hızı ( m / s )
1
3000
1.72
2
6000
3.82
3
8000
5.09
4
10000
6.37
5
12000
7.64
6
14000
8.03
7
16000
10.19
Deneyler ilk önce türbülatörsüz olarak boş boru Çizelge 5.1. ‘de verilen
hızlara bağlı yedi tane deney yapılmış ve alınan yedi deney sonuçlarına göre
reynold sayısının boru yüzey sıcaklık ortalaması ile değişimi Çizelge 5.2.’de
verilmiştir.
46
Çizelge 5.2. Boş boruda Reynold sayısının boru yüzeyi ortalama sıcaklık
değişimi
95
85
SICAKLIK (°C)
75
65
55
45
35
25
15
3000
6000
8000
10000
12000
14000
16000
REYNOLD SAYISI
HAVA
SU
YÜZEY
Çizelge 5.2.’de boş boruda hava giriş sıcaklığı 100
o
C sabitlenmiş ve
deneyler grafikte verilen reynold sayılarına göre bakıldığında reynold sayısı
arttıkça sıcaklık değerlerinde artış olduğu gözlenmiştir.
Çizelge 5.3.’de ise geniş türbülatörde reynold sayısına bağlı olarak boru
yüzey sıcaklıkları verilmiştir.
47
Çizelge 5.3. Geniş türbülatörde reynold sayısına bağlı olarak boru yüzey
sıcaklıkları
70
SICAKLIK (°C)
60
50
40
30
20
3000
6000
8000
10000
12000
14000
16000
REYNOLD SAYISI
HAVA
SU
YÜZEY
Çizelge 5.3.’dende görüleceği gibi Çizelge 5.2.’deki sıcaklık artışlarına
nazaran yüzey sıcaklıkları boru içerisine tübülatör konması ile birlikte artış
göstermiştir.
Çizelge 5.4.’de ise orta türbülatörde reynold sayısına bağlı olarak boru yüzey
sıcaklıkları verilmiştir.
48
Çizelge 5.4. Orta türbülatörde Reynold sayısına bağlı olarak boru yüzey
sıcaklıkları
50
45
SICAKLIK (°C)
40
35
30
25
20
3000
6000
8000
10000
12000
14000
16000
REYNOLD SAYISI
HAVA
SU
YÜZEY
Çizelge 5.4.’dende görüleceği gibi Çizelge 5.3.’ deki dar türbülatöre göre
sıcaklık yüzey sıcaklıkları boru içerisine orta tübülatör konması ile birlikte
artış göstermiştir.
Çizelge 5.5.’de ise dar türbülatörde boru yüzeyindeki sıcaklık artışı verilmiştir.
49
Çizelge 5.5. Dar türbülatörde Reynold sayısına bağlı olarak boru yüzey
sıcaklıkları
40
SICAKLIK (°C)
35
30
25
20
3000
6000
8000
10000
12000
14000
16000
REYNOLD SAYISI
HAVA
SU
YÜZEY
Çizelge 5.5.’de ise dar olan türbülatördeki boru yüzeyindeki sıcaklık artışları
boş boru dar ve ortaya nazaran daha yüksek olduğu görülmektedir.
50
Çizelge 5.6. Reynold sayılarına göre boş boru, dar, orta ve geniş
türbülatörlerde yüzey sıcaklık dağılımları
35
SICAKLIK (°C)
30
25
20
15
3000
6000
8000
BOŞ BORU
10000
12000
14000
16000
REYNOLD SAYISI
GENİŞ TÜRBÜLATÖR
ORTA TÜRBÜLATÖR
DAR TÜRBÜLATÖR
Çizelge 5.6.’ dan da görüleceği gibi dar türbülatörde boru yüzeyindeki
sıcaklığın daha yüksek olduğu görülmektedir. Bu sıcaklıktanda anlaşılacağı
gibi dar olan türbülatörlü borudan boru dışında bulunan suya geçen ısı
miktarı diğerlerine nazaran maksimum olacaktır.
51
Çizelge 5.7. Boş boru, dar, orta ve geniş türbülatörden çıkan hava
sıcaklıklarının Reynolds sayılarına göre değişimi
100
90
80
SICAKLIK (°C)
70
60
50
40
30
20
10
3000
6000
8000
10000
12000
14000
16000
REYNOLD SAYISI
BOŞ BORU
GENİŞ TÜRBÜLATÖR
ORTA TÜRBÜLATÖR
DAR TÜRBÜLATÖR
Çizelge 5.7.’den de görüleceği gibi dar türbülatörde boru çıkış sıcaklığının
daha yüksek olduğu görülmektedir. Bu sıcaklıktanda anlaşılacağı gibi dar
olan türbülatörlü borudan çıkan Sıcaklığın minimum olması demek boru
dışında bulunan suya iletilen ısının maksimum olması demektir.
Çizelge 5.8.’de ise Reynolds sayısına göre boru içerisinde boş boru ve
türbülatörlerin olduğu durumda basınç düşüşleri verilmiştir. Burada yine dar
türbülatörde maksimum düşmesi sürtünmeden dolayı meydana gelmiştir.
52
Çizelge 5.8. Reynolds sayısına göre boru içerisinde boş boru ve
türbülatörlerin olduğu durumda basınç düşüşleri
120
100
BASINÇ DÜŞÜŞLERİ ( Pa )
80
60
40
20
0
3000
6000
8000
10000
12000
14000
REYNOLD SAYISI
BOŞ BORU
ORTA TÜRBÜLATÖR
GENİŞ TÜRBÜLATÖR
DAR TÜRBÜLATÖR
16000
53
6. DENEY SONUÇLARININ AMPİRİK FORMÜLLERLE
KARŞILAŞTIRILMASI
6.1. Deney Sonuçlarının Doğrulanması
Yapılan bu çalışmada yapılan deneylerden elde edilen sonuçlarla teorik
olarak elde edilen sonuçlarla karşılaştırarak literatürde verilen deneysel
sonuçlarla karşılaştırılarak doğruluğu karşılaştırılacaktır. Türbülanslı akışta
yani boru içerisinde sürekli akış şartlarında Reynolds sayısının 3000 ila
16000 arasında deneysel ve teorik sonuçlar literatürde verilen değerlerle
karşılaştırılarak Reynold ve Nusselt sayılarını karşılaştırılacaktır.
6.2. Deney ve teorik sonuçlarının doğrulanması
Bu çalışmada yapılan deneylerde ısı eşanjörlerinde sıcak hava akışından
verilen ısı boru dışında zıt yönde akan soğuk akışkana aktarılmaktadır. Zıt
akışlı olarak akan akışkana aktarılan ısı miktarı ;
Q = ( m . Cp)hava ( Thg - Thç ) = ( m . Cp)su ( Tsç – Tsg )
(6.1)
Enerjinin korunumu prensibine göre sıcak hava akışından boru iç yüzeyine
aktarılan ısı miktarı ise aşağıdaki gibidir (77) .
Q = ( m . Cp)hava ( Thg - Thç ) = Ha ( Tm – Tw )
(6.2)
Burada;
Tm = ( Thg + Thç ) / 2
ve
Tw = Σ Tw / 11
(6.3)
Ayrıca Reynolds sayısı, Nusselt sayısı ve sürtünme faktörleri için de
aşağıdaki eşitlikler kullanılır.
54
h = [( m . Cp)hava ( Thg - Thç ) ] / [ A ( Tm – Tw )
(6.4)
Nu = hDh / k
(6.5)
Re =
(6.6)
Dh /
∆
(6.7)
Deney sonuçlarının literatürde verilen ampirik ifadelerin karşılaştırılması
amacıyla aşağıda verilen sürtünme faktörü ve Nusselt sayıları ampirik
ifadeleri aşağıda verilmiştir;
Sürtünme faktörü eşitliği Moody diyagramı bağıntısına göre;
f = 0,316Re-1/4
Re ≤ 2 x 104
(6.8)
f = 0,316Re
Re ≥ 2 x 104
(6.9)
Petukhov’a göre
f = (0,79 ln Re-1,64)-2
3000 ≤ Re ≤ 5 x 106
(6.10)
Nusselt sayılarının bağıntıları ise;
Gnielinski’ye göre;
Nu
/
,
/
/
/
3000 ≤ Re ≤ 5 x 106
(6.11)
55
Sieder ve Tate’ye göre;
Nu
/
0,027Re
Pr
µ
/
µ
.
Re≥ 1 x 104
(6.12)
Petukhov’a göre;
Nu
/
.
,
/
/
/
3000 ≤ Re ≤ 5 x 106
(6.13)
Ditus ve Boelter’e göre;
Nu
0,023Re
/
Pr
,
Re≥ 1 x 104
(6.14)
6.3. Deney ve Teorik Sonuçlarının Grafiklerle Değerlendirilmesi
Madde 6.2.1.’de verilen eşitliklere göre EK – 1’ de yapılan hesaplamalara
göre deney sonuçları ile teorik olarak yine Madde 6.2.1’de verilen Nusselt
sayıları ve sürtünme katsayısına bağlı olarak deney sonuçları ile teorik olarak
verilen denklemlerle elde edilen değerler grafik olarak verilmiştir.
Deney sonuçlarından elde edilen Nusselt sayıları ile Teorik olarak verilen
(Gnielinski, Sieder ve Tate, Petukhov, Ditus ve Boelter ) sonuçlarla Reynolds
sayılarına göre grafikleri Çizelge 6.1.’de verilmiştir.
56
Çizelge 6.1. Reynolds sayılarının deney sonuçları ile teorik olarak
hesaplanan Nusselt sayılarının değişimi
55
50
Nusselt Sayısı
45
40
Gnielinski
35
petrus
deneysel
30
sayısal
25
sied
dittus
20
15
10
3000
6000
8000
10000
12000
14000
16000
Reynolds Sayısı
Çizelge 6.1.’den de görüleceği gibi deney sonuçlarından elde edilen Nusselt
sayısı teorik olarak elde edilen Nusselt sayısı karşılaştırıldığında deney
sonuçlarına göre elde edilen Nusselt sayısı teorik olarak verilen Nusselt
sayılarının arasında yer almaktadır yani deney sonuçlarından elde edilen
değer Dittus’un vermiş olduğu eşitliğe yakın olan bir yerde çıkmıştır.
Çizelge 6.2. ‘de ise deney sonuçları, sayısal ve ampirik verilen değerlere
göre Nusselt sayısının Reynold sayısına göre değişimi verilmiştir.
57
Çizelge 6.2. Deney sonuçları, sayısal ve ampirik verilen değerlere göre
Nusselt sayısının Reynold sayısına göre değişimi
sayısal
Ampirik
Deneysel
24
Nusselt Sayısı
18
12
6
0
3000
6000
8000
10000
12000
14000
16000
Reynold sayısı
Çizelge 6.2.’de görüleceği gibi deneysel sonuçlar ampirik ve sayısal
degerlere nazaran grafiğin alt kısmında yer almıştır.
Çizelge 6.3. ‘de ise Petuk, Moody, sayısal ve deney sonuçlarına göre
Reynolds sayılarına göre sürtünme katsayılarının değişimi verilmiştir.
58
Çizelge 6.3. Petuk, Moody, sayısal ve deney sonuçlarına göre Reynolds
sayılarına göre sürtünme katsayılarının değişimi
0,05
Sürtünme katsayısı
0,045
0,04
sayısal
0,035
petuk
Deneysel
Moody
0,03
0,025
0,02
3000
6000
8000
10000
12000
14000
16000
Reynolds Sayısı
Çizelge 6.3.’den de görüleceği gibi Reynolds sayılarına göre sürtünme
katsayılarının değişimine bakıldığında deneysel olarak yapılan sürtünme
katsayısı boru içerisindeki değer Moody’den yüksek petuk’a göre ise aşağı
yukarı aynı olmakla birlikte sayısal değerden daha da düşük gözükmektedeir.
Ayrıca reynolds sayısının değeri arttıkça sürtünme katsayısı değeri de
azalmaktadır.
59
Çizelge 6.4.’de ise boş boru dar ve geniş türbülatörde Nusselt sayısının
değişimi verilmiştir.
Çizelge 6.4. Boş boru, dar ve geniş türbülatörde Nusselt sayısının değişimi
155
135
Nusselt Sayısı
115
95
75
55
35
15
3000
6000
8000
10000
12000
14000
16000
Reynold Sayısı
BOŞ BORU
GENİŞ BORU
ORTA BORU
DAR BORU
Çizelge 6.4.’de boş, dar ve geniş boruda reynolds sayısının Nusselt sayısına
göre değişiminde dar olan türbülatörde Nusselt sayısının değişimi en fazla
olduğu görülmektedir. Buradan da görüleceği gibi en fazla ısı transferi dar
olan türbülatörde gözükürken en düşük Nusselt sayısı olan boş boruda ise ısı
transferi en az olanıdır.
60
Çizelge 6.5.’de ise boş, dar ve geniş boruda Reynolds sayılarına göre basınç
düşüşleri verilmiştir. Tablo 6.5.’den de görüleceği üzere basınç düşüşünün en
fazla olduğu dar boruda olurken en az basınç düşüşü boş boruda olmaktadır.
Çizelge 6.5. Boş, dar ve geniş boruda Reynolds sayılarına göre basınç
düşüşleri
3000
2500
Basınç Düşüşü (Pa)
2000
1500
1000
500
0
3000
6000
8000
10000
12000
Reynld Sayısı
BOŞ BORU
GENİŞ TÜRBÜLATÖR
ORTA TÜRBÜLATÖR
DAR TÜRBÜLATÖR
14000
16000
61
7. SONUÇ VE ÖNERİLER
7.1. Sonuç
Bu çalışmada zıt yönlü akışlı olarak imal edilen ısı eşanjörlerinde çeşitli
türbülatör kullanılarak sıcak havadan suya geçen ısı miktarları ölçülerek
türbülatörlerin ısı transferini artırdığı ortaya konulmuştur.
Resim 4.6.’da verilen türbülatör modeli kullanılarak ısı transferinin hangi
oranda artırıldığı ortaya konulmuştur.
Literatürde verilen (Gnielinski, Sieder ve Tate , Petukhov, Ditus ve Boelter)
Nusselt
sayıları
ile
deneysel
olarak
elde
edilen
Nusselt
sayıları
karşılaştırıldığında deneysel Nusselt sayısı teorik olarak hesaplanan Nusselt
sayılarının orta kısmında çıkmıştır. Bu da yapılan deneylerin olumlu olduğu
anlamını çıkarmaktadır.
Bu çalışmada hem deneysel hem de teorik verilerden elde edilen sonuçlar
grafik
olarak
elde
edildiğinde
birbirleriyle
uyum
içerisinde
oldukları
görülmüştür.
Isı eşenjörü içerisindeki boş boru ile dar, orta ve geniş türbülatörlerle yapılan
deney sonuçlarına göre dar türbülatörde % 264, orta türbülatörde % 218,
geniş türbülatörde % 196 daha fazla ısı transferi sağladığı görülmüştür.
Boru içine yerleştirilen türbülatörler sayesinde kesit daralması olacağından
geçen havada türbülans oluşturması sayesinde ısı geçişi fazlalaşmıştır.
Yapılan
deney
sonuçlarına
göre
ısı
eşanjörlerindeki
boru
içerisine
türbülatörün yerleştirilmesi ile elde edilen ısı geçiş iyileştirmesi literatürde
verilen değerlerle uyum göstermiştir.
62
Deneylerden elde edilen sonuçlarla Nusselt sayısı ile sürtünme faktörü
karşılaştırılmış
olup
literatürde
verilen
değerlerle
uyum
gösterdiği
görülmüştür.
Grafiklerden elde edilen verilere göre Nusselt Sayısı Reynolds sayısının
değerleri ile birlikte artarken sürtünme faktörü değerlerinde azalma
görülmüştür.
Teorik değerlerden ve deneysel değerlerden elde edilen sonuçlar ışığında
etkin bir şekilde ısıl iyileşmenin olduğu görülmüştür.
7.2. Öneriler
Yapılan bu çalışmanın sonucunda ısı eşenjörlerindeki boru içerisine
yerleştirilen türbülatörler sayesinde ısı iyileştirmesi sağlanmıştır. Enerji
tasarrufunun ön plana çıktığı bu günlerde ısı eşanjörlerinde iyileştirmenin
daha iyi bir şekilde sağlanması için ısı eşanjörleri içerisindeki borulara
yerleştirilen türbülatörlerin geometrileri ile daha iyi bir şekilde türbülans
oluşturarak ısı geçişini artırıcı tedbirler alınabilir.
Isı
eşanjörleri
içerisindeki
boru
içine
yerleştirilen
türbülatörlerin
ısı
iyileştirmesini artırmak için başınç düşümlerini minimuma indirmek için gerekli
tedbirler alınabilir.
63
KAYNAKLAR
1. Pulat, E., Yüzeyle Aynı Hizada Monte Edilmiş Ayrık Isı Kaynakları
Üzerinden Olan Akışta Eşlenik Isı Transferinin Hesaplamalı Olarak
Araştırılması, DEÜ Mühendislik Fakültesi Fen Ve Mühendislik
Dergisi, 2(1): 175-182 (2000).
2. Guardo, A., Coussirat, M., Larrayoz, M.A., Recasensa, F. and
Egusquiza, E. Influence of the turbulence model in CFD modeling of
wall-to-fluid heat transfer in packed beds. Chemical Engineering
Science, 60(1):1733 – 1742 (2005).
3. Rowley, G.J., Patankar, S.V., Analysis of Laminar Flow and Heat
Transfer in Tubes with Internal Circumferential Fins., Int.J.Heat Mass
Transfer, 27 (1984).
4. Kuvvet K., Yavuz T., Sıvı Kristal Yöntemiyle İki Silindir Arasındaki
Akımda Isı Geçişinin İncelenmesi, Tr. J. of Engineering and
Enviromental Sciences, 22:117-124 (1998).
5. Labbe, O., Ryan, J., Sagaunt, P., Direct Numerical Simulation of Flow
in a Ribbed Channel, CHT’97 Advances in Computational Heat
Transfer, 26-30 May, Çeşme, Turkey, 282-289 (1997).
6. Braga, C.V.M., Saboya, F.E.M., Turbulent Heat Transfer, Pressure
Drop and Fin Efficiency in Annular Regions With Continuous
Longitudinal Rectangular Fins, Experimantal Thermal and Fluid
Science,20:55-65 (1999).
7. Özsunar A., Yatay ve Eğimli Kanallarda LaminerAkışta Konveksiyon
ile Isı Transferinin Deneysel ve Sayısal Olarak İncelenmesi, Doktora
Tezi, Gazi Üniversitesi, Fen Bilimleri Enstitüsü, (1999)
8. Dağtekin, İ., Öztop, H.F., İç içe Yerleştirilmiş Borularda Laminer Akışta
Isı Transferinin İncelenmesi, Turk J.Engin Environ Sci, 24:193-202
(2000).
9. Yapıcı H. ve arkadaşları, Numerical Soltions of Conjugate Heat
Transfer and Thermal Stresses in a Circular Pipe Externally Heated
with Non-uniform Heat Flux, Energy Conversion & Management,
45:827-937 (2004).
10. Ling, C.M., Jin, Y.Y., Chen Z.Q., Heat/Mass Transfer and Pressure
Drop in a Triangular-rib-roughened Rectangular Channel, Int. J. Heat
and Fluid Flow, 15 (6):486-490 (1994).
64
11. Sethumadhavan, R., Rao, M.R., Turbulent Flow Friction and Heat
Transfer Characteristics of Single and Multistart Spirally Enhanced
Tubes, ASME Journal of Heat Transfer, 108:55-61 (1986).
12. Huq, M., Aziz-ul Huq, A.M., Experimental Measurements of Heat
Transfer in An Internally Finned Tube, Int.Comm.Heat Mass
Transfer, 25 (5):619-630 (1998).
13. Li, Q., Chen, Z., Flechtner, U., Warnecke, H.J. Heat transfer and
pressure drop characteristics in rectangular channels with elliptic pin
fins. International Journal of Heat and Fluid Flow, 19: 245-250
(1998).
14. Lee S., Optimum design and selection of heat sinks. Eleventh IEEE
Semi-Therm Symposium (1995).
15. Neuber, A., ve ark., Finite Rate Chemistry and NO Molefraction in
Non-Premixed Turbulent Flames, Combustion and Flame, 113:198–
211, (1998).
16. Lee, C.K. ve Abdel-Moneim, S.A., Computational Analysis of Heat
Transfer in Turbulent Flow Past a Horizantal Surface with TwoDimensional Ribs, Int. Comm. Heat Mass Transfer, 28 (2):161–170
(2001).
17. Sara, O.N., Pekdemir, T., Yapıcı, S., Yılmaz, M., Enhancement of
Heat Transfer from a Flat Surface in a Channel Flow by Attachment of
Rectengular Blocks, International Journal of Energy Research,
25:563-576 (2001).
18. Wang, S., Guo, Z.Y., Li, Z.X., Heat Transfer Enhancement by Using
Metallic Filament Insert in Channel Flow, Int. J. of Heat & Mass
Transfer, 44:1373–1378 (2001).
19. Karwaa, R., Maheshwarib, B.K., Karwa, N., Experimental Study of
Heat Transfer Enhancement in an Asymmetrically Heated Rectangular
Duct with Perforated Baffles, International Communications in Heat
and Mass Transfer, 32:275–284 (2005).
20. Fossa, M., Tagliafico, L.A., Experimental Heat Transfer of DragReducing Polymer Solutions in Enhanced Surface Heat Exchangers,
Experimental Thermal and Fluid Science, 10: 221-228 (1995).
21. Tanda, G., Heat Transfer in Rectangular Channels with Transverse
and V-Shaped Broken Ribs, International Journal of Heat and Mass
Transfer, 47:229–243 (2004).
65
22. Ko, K-H., Anand, N.K., Use of Porous Baffles to Enhance Heat
Transfer in a Rectangular Channel, International Journal of Heat
and Mass Transfer, 46:4191–4199 (2003).
23. Valencia, A., Heat Transfer Enhancement Due to Self-Sustained
Oscillating Transverse Vortices in Channel with Periodically Mounted
Rectengular Bars, International Journal of Heay & Mass Transfer,
42:2053-2062 (1999).
24. Ekkad, S.V., Pamula, G., Shantiniketanam, M., Detailed Heat Transfer
Measurements inside Straight and Tapered Two-Pass Channels with
Rib Turbulators, Experimental Thermal and Fluid Science, 22:155163 (2000).
25. Alam, I., Ghoshdastidar, P.S., A Study of Heat Transfer Effectiveness
of Circular Tubes with Internal Longitudinal Fins having Tapered
Lateral Profiles, International Journal of Heat and Mass Transfer,
45:1371-1376 (2002).
26. Liao, Q. and Xin, M.D., “Augmentation of convective heat transfer
inside tubes with three-dimensional internal extended surfaces and
twisted tape inserts”, Chem. Eng. J, 78: 95-105 (2000).
27. Zamankhan, P., '' Heat transfer in counterflow heat exchangers with
helical turbulators'' Communications in Nonlinear Science and
Numerical Simulation, 15(10): 2894-2907 (2010).
28. Kurtbaş, İ., Gülçimen. F., Durmuş, A., '' Değişik tip kanatcıklar
kullanarak sabit ısı akısına sahip bir ısı değiştiricisinin etkenliğini
artırma'', Isı Bilimi ve Tekniği, 24(2): 117-125 (2004).
29. Durmuş, A., Kurtbaş, İ.,''Çubuk kanatlı türbülatörlerde, ısı transferi ve
basınç kaybının deneysel olarak incelenmesi'', F.Ü. Fen ve
Mühendislik Bilimleri Dergisi, 15(1): 63-71 (2003).
30. Kahraman, N., Sekmen, U., Çeper, B., Akansu, S.O.,''Boru içi
akışlarda türbülatörlerin ısı transferine olan etkisinin sayısal
incelenmesi'' Isı Bilimi ve Tekniği Dergisi, 28(2): 51-59 (2008).
31. Kongkaitpaiboon, V., Nanan, K., Eiamsa-ard, S.,''Experimental
investigation of convective heat transfer and pressure loss in a round
tube
fitted
with
circular-ring
turbulators'',
International
Communications in Heat and Mass Transfer, 37(5): 568-574
(2010).
32. Behçet, R., İlkılıç, C., Aydın, H., ''ısı değiştiricisine yerleştirilen pervane
tipi türbülatörün ısı transferi üzerindeki etkisi'' 5. Uluslararası ileri
66
Teknolojiler Sempozyumu (IATS’09), 13-15 Mayıs, Karabük, Türkiye
(2009).
33. Arguhan, Z., Yıldız, C.,'' Dikdörtgen delikli türbülatörlerde delik
sayısının ısı geçişine ve basınç düşüşüne etkisi'' Fırat Üniv. Fen ve
Müh. Bil. Der., 18 (2): 243-247 (2006).
34. Şeker, D., Eğrican, N., ''Kapalı ve açık kavitelerde türbülanslı ısı ve
kütle transferi'', İtü dergisi/d mühendislik, 4 (6): 116-128 (2005).
35. Parmaksızoğlu, C., Çeteci, Ö., '' Isı değiştiricisi tasarımı'' 4. Ulusal
Tesisat Mühendisliği Kongresi ve Sergisi, 135-147 (1998)
36. Çakmak, G., Yıldız, C., ''Konsantrik ısı değiştirgeçlerine yerleştirilen
enjektörlü elemanların optimizasyonu'' F.Ü. Fen ve Mühendislik
Bilimleri Dergisi, 15(4): 589-600 (2003).
37. Kayataş, N., İlbaş, M., ''İç içe borulu model bir ısı değiştiricisinde ısı
transferinin iyileştirilmesinin sayısal olarak incelenmesi'' Erciyes
Üniversitesi Fen Bilimleri Enstitüsü Dergisi, 21 (1-2): 128-139
(2005).
38. Sarıçay, T., Erbay, L., B., “Kanatlı borulu buharlaştırıcının kanat
aralıklarının, soğutma etkinliği üzerine etkilerinin sayısal incelenmesi”,
Mühendis ve Makine, 49 (584), Eylül (2008)
39. Karabulut, H., Yücesu, S., „Dikdörtgen kesitli kanallarda sabit duvar
sıcaklığında eşzamanlı gelişen akışın ısı transferinin incelenmesi,
ANKARA Politeknik Dergisi, 7 (1): 13-21 (2004).
40. Kobus, C.J., Oshio, T. Development of a theoretical model for
predicting the thermal performance characteristics of a vertical pin-fin
array heat sink under combined forced and natural convection with
impinging flow. Int. J. Heat Mass Transfer, 48:1053-1063 (2005).
41. Junghan, G.H., Bergles, A.E., Nirmalan, V., Ravigururajen, T.,
Investigation of Turbulators For Fire Tube Bilers. Trancsactions of
The ASME. Mav. 107: 354-360 (1985).
42. Durmuş, Dönmeli Akış İçeren Dönen Borulu Isı Değiştiricisinde Isı
Transferi ve Akışın İncelenmesi, Doktora Tezi K.T.Ü. Fen Bilimleri
Enstitüsü,Trabzon (1993).
43. Fujita, Y. and Lopez, A.M., “Heat transfer enhancement of twisted tape
inserts in turbulent pipe flows”, Heat Transfer- Jap. Res., 24: 378 –
398 (1995).
67
44. Benli, H., Gül, H., Durmuş, A., “Değişik yüzey profiline sahip tek geçişli
plaka tipli ısı değiştiricilerinde ısı transferinin incelenmesi”, Fırat
Üniversitesi Fen ve Müh. Bil. Dergisi,18 (4): 569-575 (2006).
45. Ozden, E., Tari, İ.,'' Shell side CFD analysis of a small shell-and-tube
heat exchanger'', Energy Conversion and Management, 51: 10041014 (2010).
46. Sparrow, E.M., Chaboki, A., Turbulent Fluid Flow and Heat Transfer in
a Circular Tube, ASME Journal of Heat Transfer, 106:766-773 (1984).
47. Neuber, A., ve ark., Finite Rate Chemistry and NO Molefraction in
Non-Premixed Turbulent Flames, Combustion and Flame, 113:198–
211 (1998).
48. Yıldız C., Çakmak G., Boru Girişinde Düzgün Sıralı Enjektörlü
Türbülans Üretici Bulunan Isı Değiştiricilerinde Isı Geçişinin ve Basınç
Düşümünün İncelenmesi, Termodinamik Dergisi (2003).
49. Lozza, G., Merlo, U., An Experimental Investigation of Heat Transfer
and Friction Losses of Interrupted and Wavy Fins for Fin-And-Tube
Heat Exchangers, International Journal of Refrigeration, 24: 409-416
(2001).
50. Lee, K., Kim, W., Si, J., Optimal Shape and Arrangement of
Staggered Pins in the Channel of a Plate Heat Exchanger, Int. Journal
of Heat & Mass Transfer, 44: 1373– 1378 (2001).
51. Yıldız, C., Biçer, Y., Pehlivan, D., Effect of Twisted Strips on Heat
Transfer and Pressure Drop in Heat Exchanger, Energy Conversion &
Management, 39: 331-336 (1998).
52. Zhou, D.W., Lee, S-J., Heat Transfer Enhancement of Impinging Jets
Using Mesh Screens, International Journal of Heat and Mass
Transfer, 47: 2097–2108 (2004).
53. Yapıcı, H., ve ark., Numerical Study on Local Entropy Generation in
Burner Fueled with Various Fuels. Heat Mass Transfer, 41:519–534
(2005).
54. Yakut, K., Sahin, B., The Effects of Vortex Characteristics on
Performance of Coiled Wire Turbulators Used for Heat Transfer
Augmentation, Applied Thermal Engineering, 24: 2427–2438 (2004).
55. Ahn, S.W., The Effect of Roughness Type on Friction Factors and
Heat Transfer in Roughened Rectengular Duct. Heat and Mass
Transfer, 28: 933–942 (2001).
68
56. Huang, S., Chun, C., A Numerical Study of Turbulent Flow and
Conjugate Heat Transfer in Concentric Annuli With Moving Inner Rod,
International Journal of Heat and Mass Transfer, 46: 3707–3716
(2003).
57. Bilen, K., Yapıcı, S., Çelik, C., A Taguchi Approach for Investigation of
Heat Transfer from a Surface Equipped with Rectangular Blocks,
Energy Conversion and Management, 42: 951-961 (2001).
58. Lee, C.K. ve Abdel-Moneim, S.A., Computational Analysis of Heat
Transfer in Turbulent Flow Past a Horizantal Surface with TwoDimensional Ribs, Int. Comm. Heat Mass Transfer, 28(2): 161–170
(2001).
59. Sara, O.N., Pekdemir, T., Yapıcı, S., Yılmaz, M., Enhancement of
Heat Transfer from a Flat Surface in a Channel Flow by Attachment of
Rectengular Blocks, International Journal of Energy Research,
25:563-576 (2001).
60. Wang, S., Guo, Z.Y., Li, Z.X., Heat Transfer Enhancement by Using
Metallic Filament Insert in Channel Flow, Int. J. of Heat & Mass
Transfer, 44:1373–1378 (2001).
61. Ho, C.D., Yeh, C.W., Hsieh, S.M., Improvement in Device
Performance of Multipass Flat-Plate Solar Air Heaters with External
Recycle, Renewable Energy, 30: 1601–1621 (2005).
62. Karwaa, R., Maheshwarib, B.K., Karwa, N., Experimental Study of
Heat Transfer Enhancement in an Asymmetrically Heated Rectangular
Duct with Perforated Baffles, International Communications in Heat
and Mass Transfer, 32: 275–284 (2005).
63. Fossa, M., Tagliafico, L.A., Experimental Heat Transfer of DragReducing Polymer Solutions in Enhanced Surface Heat Exchangers,
Experimental Thermal and Fluid Science, 10: 221-228 (1995).
64. Daloglu, A., Ayhan, T., Natural Convection in a Periodically Finned
Vertical Channel, Int. Comm. Heat and Mass Transfer, 26: 1175–1182
(1999).
65. Tanda, G., Heat Transfer in Rectangular Channels with Transverse
and V-Shaped Broken Ribs, International Journal of Heat and Mass
Transfer, 47: 229–243 (2004).
66. Kılıçaslan, Saraç, H., Enhancement of Heat Transfer in Compact Heat
Exchanger by Different Type of Rib with Holographic Interferometry,
Experimental Thermal and Fluid Science, 17: 339-346 (1998).
69
67. Ko, K-H., Anand, N.K., Use of Porous Baffles to Enhance Heat
Transfer in a Rectangular Channel, International Journal of Heat and
Mass Transfer, 46: 4191– 4199 (2003).
68. Valencia, A., Heat Transfer Enhancement Due to Self-Sustained
Oscillating Transverse Vortices in Channel with Periodically Mounted
Rectengular Bars, International Journal of Heay & Mass Transfer,
42: 2053-2062 (1999).
69. Acharya, N., Sen, M., Chang, H., Analysis of Heat Transfer in CoiledTube Heat Exchangers, International Journal of Heat and Mass
Transfer, 44: 3189–3199 (2001).
70. Öztop, H.F., Dagtekin, I., Enhancement of Heat Transfer in a Pipe
with Inner Contrasction-Expansion-Contraction Pipe Insertion,
International Communications in Heat and Mass Transfer, 30:
1157–1168 (2003).
71. Ekkad, S.V., Pamula, G., Shantiniketanam, M., Detailed Heat Transfer
Measurements inside Straight and Tapered Two-Pass Channels with
Rib Turbulators, Experimental Thermal and Fluid Science, 22:155163 (2000).
72. Wu, H.W., Perng, S.W., Effect of an Oblique Plate on the Heat
Transfer Enhancement of Mixed Convection over Heated Blocks in a
Horizantal Channel, International Journal of Heat and Mass
Transfer, 42: 1217-1235 (1999).
73. Onbasıoglu, S.U., Onbasıoglu, H., On Enhancement of Heat Transfer
with Ribs, Applied Thermal Engineering, 24: 43-57 (2004).
74. Alam, I., Ghoshdastidar, P.S., A Study of Heat Transfer Effectiveness
of Circular Tubes with Internal Longitudinal Fins having Tapered Lateral
Profiles, International Journal of Heat and Mass Transfer, 45: 13711376 (2002).
75. Genceli. O., Isı Eşanjörleri Ders Notları, İTÜ Mühendislik Fakültesi
Makine Mühendisliği Bölümü, İstanbul (2009).
76. Yakut. M.Z. “Soğutucu akışkan – hava ile çalışan ısı değiştiricilerinin
teorik ve deneysel incelenmesi” SDÜ Fen Bilimleri Enstitüsü Yüksek
Lisans Tezi, Isparta (2007).
77. Baysal, E., “Eş merkezli borulu ısı değiştiricilerinde helisel
türbülatörlerin etkilerinin deneysel ve sayısal olarak incelenmesi” G:Ü.
Fen Bilimleri Enstitüsü Doktora Tezi, Ankara ( 2009).
70
EKLER
71
EK – 1 Örnek hesaplama
Isı eşanjörü içinde bulunan boş boruda deneylerden elde edilen sonuçlar
kullanılarak Reynolds sayısı ,sürtünme faktörü ve Nusselt sayısı için örnek
hesaplamalar aşağıda verildiği gibidir.
Isı eşanjörü boru uzunluğu : 1000 mm
Isı eşanjörü boru çapı : 40 mm
Hava
giriş sıcaklığı : 100 oC
Hava çıkış sıcaklığı : 65 oC
Ara yüzey ortlama sıcaklığı : 25 oC
Su
giriş sıcaklığı : 15 oC
Su çıkış sıcaklığı : 17.5 oC
Hava debisi : 20 m3 / h
Su debisi : 0.1 m3 / h
Isı eşanjöründe havadan suya geçen ısı miktarı birbirine eşit olup aşağıda
verilen eşitlikle hesaplanır.
Q = (m.Cp )Hava ( Thgiriş - Thçıkış ) = (m.Cp )Su ( TSugiriş – TSuçıkış )
Havadan geçen ısı miktarı konveksiyonla ısı geçişine eşit olacaktır.
Q = (m.Cp )Hava ( Thgiriş - Thçıkış ) = hA ( To – Tw )
Havanın To Bulalım ;
To = ( Thgiriş + Thçıkış ) / 2
To = ( 100 + 65 ) / 2 = 82.5 oC
To = 82.5 oC için havanın özellikleri;
72
EK – 1 (Devam) Örnek hesaplama
Yogunluk ( ρ ) : 0.995 kg / m3
Kinematik vizkozite ( ν ) : 20.92 x10 -6 m2 / s
Özgül Isınma Isısı ( Cp ) : 1009.5 J / kg K
Isı iletim Katsayısı ( k ) : 30 x 10-3 W / m K
Havadan suya geçen su miktarı;
Q = (m.Cp )Hava ( Thgiriş - Thçıkış ) = ( V ρ Cp ) Hava ( Thgiriş - Thçıkış )
Q = [ ( 20x0.995x1009 ) ( 100 – 65 ) ] / 36000
Q = 195 W
Havadan geçen ısı miktarı konveksiyonla geçen ısı geçişine eşit olacaktır.
195 = h (π x x0.04x1) ( 82.5 - 25 ) ⇒
Nusselt Sayısının bulunması;
Nu = ( hxD ) / k
Nu = ( 27 x 0.04 ) / 30 x 10-3
Nu = 36
Reynolds sayısının bulunması;
Re = ( U x D ) / v
U hızını debiden bulalım
V = U. A
h = 27 W / m2 K
73
EK – 1 (Devam) Örnek hesaplama
Alan ( A ) = (π x x0.042 ) / 4 ⇒ A = 1.256 x 10-3 m2
U = 20 / ( 1.256 x 3600 ) = 4.42 m / s
Re = ( U x D ) / v ⇒ Re = (4.42 x 0.04 ) / 20.8 x 10-6
Re = 8450 bulunur.
74
ÖZGEÇMİŞ
Kişisel Bilgiler
Soyadı, adı
: DAŞTAN ÇETİN, FİLİZ
Uyruğu
: T.C.
Doğum tarihi ve yeri
: 24.01.1986 Ankara
Medeni hali
: Evli
Telefon
: 0543 953 87 74
e-mail
: fdastan06@gmail.com
Eğitim
Derece
Eğitim Birimi
Lisans
Gazi Üniversitesi/ Makina Bölümü
2009
Lise
Ankara Lisesi
2003
Yabancı Dil
İngilizce
Mezuniyet tarihi
Download