Her hakkı saklıdır - Atatürk Üniversitesi Açık Erişim Sistemi

FARKLI TİPTE KANATÇIKLARIN
ÇAPRAZ AKIŞLI ISI DEĞİŞTİRİCİSİNDE
DENEYSEL OLARAK İNCELENMESİ
Gökhan ÖMEROĞLU
Yüksek Lisans Tezi
Makina Mühendisliği Anabilim Dalı
Yrd. Doç. Dr. İsak KOTCİOĞLU
2007
Her hakkı saklıdır
ATATÜRK ÜNİVERSİTESİ
FEN BİLİMLERİ ENSTİTÜSÜ
YÜKSEK LİSANS TEZİ
FARKLI TİPTE KANATÇIKLARIN
ÇAPRAZ AKIŞLI ISI DEĞİŞTİRİCİSİNDE
DENEYSEL OLARAK İNCELENMESİ
Gökhan ÖMEROĞLU
MAKİNA MÜHENDİSLİĞİ ANABİLİM DALI
ERZURUM
2007
Her hakkı saklıdır
Yrd. Doç. Dr. İsak KOTCİOĞLU’nun danışmanlığında Gökhan ÖMEROĞLU tarafından
hazırlanan bu çalışma ……/……2007 tarihinde aşağıdaki jüri tarafından Makina
Mühendisliği Ana Bilim Dalı’nda Yüksek Lisans Tezi olarak kabul edilmiştir.
Başkan
: ………………………………………
İmza
:
Üye
: ………………………………………
İmza
:
Üye
: ………………………………………
İmza
:
Yukarıdaki sonucu onaylarım
Prof. Dr. Mehmet ERTUĞRUL
Enstitü Müdürü
i
ÖZET
Yüksek Lisans Tezi
FARKLI TİPTE KANATÇIKLARIN
ÇAPRAZ AKIŞLI ISI DEĞİŞTİRİCİSİNDE
DENEYSEL OLARAK İNCELENMESİ
Gökhan ÖMEROĞLU
Atatürk Üniversitesi
Fen Bilimleri Enstitüsü
Makine Mühendisliği Ana Bilim Dalı
Danışman: Yrd. Doç. Dr. İsak KOTCİOĞLU
Yapılan bu tez çalışmasında borulu silindirik, altıgen ve kare kanatçıklı geometriye
sahip çapraz akışlı ısı değiştiricisinde akış ve ısı transferi deneysel olarak çalışılmıştır.
Bu çalışmada, kanatçıklar ısı değiştiricisi içerisinde alt ve üst plakalara paralel olarak
yerleştirilmiştir. Yapılan çalışmada, her iki akışkanın karışmadığı hava ve su akışkan
çiftinin farklı sıcaklık ve akışkan debilerinde ölçümler gerçekleştirilmiştir. Sıcak
akışkan olarak hava, soğuk akışkan olarak su seçilmiştir. Deneyler; su için sabit akış
debisi 0,00124 kg/sn de ve hava için Re sayısının çeşitli aralıklarında
(3000<Re<27000) gerçekleştirilmiştir. Hava tarafında ısı değiştiricisinin termal
performansı ε-NTU yöntemi kullanılarak analiz edildi. Farklı tip çapraz akışlı ısı
değiştiricileri arasında altıgen kanatçıklı ısı değiştiricisinin daha yüksek performansa
sahip olduğu belirtilmiştir. Bunun için aynı NTU ya karşılık gelen en yüksek etkenlik
(ε) değeri C * =0,25 için olan en yüksek ısı geçişine sahip altıgen kanatçıklı çapraz akışlı
ısı değiştiricisinde gerçekleşmiştir. Farklı geometriler için ısı transfer ve basınç
düşümünün etkileri Reynolds sayısının fonksiyonu olarak incelendi. Bunlarla ilgili
sonuçlar grafik olarak verilmiştir. Grafiklerde Nu-Re sayıları, f-Re sayıları, ε -NTU ve
alt ve üst plakalar boyunca sıcaklık dağılımı (H/L)’na ait değişimler gösterilmiştir.
2007, 56 Sayfa
Anahtar Kelimeler: Çapraz akışlı ısı değiştiricisi, Kanatçıklar, Etkenlik, Taşınım, Isı
transferi.
i
ii
ABSTRACT
MS Thesis
EXPERIMENTALLY INVESTIGATION
IN CROS FLOW HEAT EXCHANGER WITH DIFFERENT FIN GEOMETRIES
Gökhan ÖMEROĞLU
Atatürk University
Graduate School of Natural and Applied Sciences
Department of Mechanical Engineering
Supervisor: Asst. Prof. Dr. İsak KOTCİOĞLU
In the present study, flow and heat transfer have been investigated experimentally for a
cross flow heat exchanger having cylindrical, hexagonal and square fin (CHSF)
geometry. In this study, fins inside heat exchanger are fabricated by parallel over the
button and top plates. The temperature variation unmixed of both fluids between air and
water is measured different temperatures and flow rates. Air and water are used as
working fluids in cross flow heat exchanger, respectively. The experiments are done at
the constant water mass flow rate 0,00124 kg/sn and at the air side Reynold number in
the range of 3000<Re<27000 with different air flow rate. Air side thermal performance
of the heat exchanger data were analyzed using the effectiveness-NTU method.
Performance of hexagonal fin heat exchanger between different types cross flow heat
exchanger is higher according to the other. For this, when compare with each other fins,
the higher effectiveness value (ε) versus for the same to NTU are obtained higher heat
transforms for C * =0,25 in the cross flow heat exchanger with hexagonal fins. Effects of
the heat transfer and the pressure drop are investigated as function of the Reynolds
number for the fins geometers different. Results connected with these are given as
graphic. The variations Nu-Re numbers, f-Re numbers, ε -NTU and temperature
distribution belong to (H/L) at full length button and top plates were reported in the
graphics.
2007, 56 Pages
Keywords: Cross-flow heat exchangers, Fins, Effectiveness, Convection, Heat transfer
ii
iii
TEŞEKKÜR
Yüksek Lisans tezimin belirlenmesi tamamlanması aşamalarında ilgi ve yardımlarını
esirgemeyen öncelikle tez danışmanım ve değerli hocam Sayın Yrd. Doç. Dr. İsak
KOTCİOĞLU’na en içten teşekkürlerimi sunarım. Ayrıca bu tezin hazırlanmasında
yardımlarını ve desteklerini esirgemeyen, emeği geçen herkese şükranlarımı sunarım.
Son olarak yüksek lisans tezimin hazırlanması aşamasında desteklerini her zaman
gördüğüm aileme en içten şükran duygularımı sunarım.
Gökhan ÖMEROĞLU
Ağustos 2007
iii
iv
İÇİNDEKİLER
ÖZET ................................................................................................................................. i
ABSTRACT......................................................................................................................ii
TEŞEKKÜR.....................................................................................................................iii
SİMGELER DİZİNİ ......................................................................................................... v
ŞEKİLLER DİZİNİ.........................................................................................................vii
ÇİZELGELER DİZİNİ ..................................................................................................viii
1. GİRİŞ ....................................................................................................................... 1
2. KAYNAK ÖZETLERİ ............................................................................................ 4
3. MATERYAL ve YÖNTEM..................................................................................... 9
3.1. Genişletilmiş Yüzeyler (Kanatçıklar).................................................................. 17
3.2. Ölçüm Elemanları .............................................................................................. 18
3.3. Deney Elemanı Isıtıcı Kanalı ............................................................................. 18
3.4. Isı Transferi Deney Sistemi ................................................................................ 19
3.5. Isı Değiştiricisi Çözümlemesi ............................................................................. 20
3.6. Sıcaklık Ölçümleri ............................................................................................. 20
3.7. Etkenlik ve NTU İçin Isı Transfer Analizi.......................................................... 22
3.8.
ΔTlog .
Ortalama Logaritmik Sıcaklık Farkı ......................................................... 28
3.9. Kanat Etkenliği ve Kanat Parametreleri.............................................................. 30
3.10. Hava Tarafında Yuvarlak Kanatçık İçin Analiz................................................ 32
3.11. Hava Tarafında Kare Kanatçık İçin Analiz....................................................... 33
3.12. Hava Tarafında Altıgen Kanatçık İçin Analiz................................................... 34
4. ARAŞTIRMA BULGULARI ................................................................................ 39
5. SONUÇ .................................................................................................................. 53
KAYNAKLAR ............................................................................................................... 55
ÖZGEÇMİŞ ........................................................................................................................
iv
v
SİMGELER DİZİNİ
А
Alan (m 2 )
С*
İki Akışkan Arasında ki Isı Transferi
С min
Isıl Kapasite Debisi
Сp
Özgül Isı (kj/kgK)
Dh
Kanal Hidrolik Çapı (m)
ε
Etkenlik
ƒ
Sürtünme Kayıp Katsayısı
h
Ortalama Isı Transfer Katsayısı (W/m 2 K)
k
Isıl İletim Katsayısı (W/mK)
L
Test Elemanının Uzunluğu (m)
.
m
Kütlesel Debi (kg/sn)
Nu
Ortalama Nusselt Sayısı
NTU
Birim Isı Transfer Sayısı
Nf
Kanat Sayısı
Re
Reynolds Sayısı
P
Islak Çevre (m )
Pr
Prandtl Sayısı
ΔT l
Sıcaklık Farkı (K)
ΔT log
Ortalama Logaritmik Sıcaklık Farkı
Δp
Basınç Düşümü (kpa)
Q
Isı Miktarı (W)
TG
Ortalama Akışkan Sıcaklığı (K)
ν
Hız (m/sn)
µ
Dinamik Viskozite (Ns/m 2 )
ρ
Yoğunluk (kg/m 3 )
U
Toplam Isı Transfer Katsayısı (W/m 2 K)
v
vi
ηf
Kanat Verimi
ηo
Genişletilmiş Yüzey Etkisi
γ
Kinematik Viskozite (m 2 /sn)
λ
Isıl İletkenlik Katsayısı (W/mK)
δ
Kanatçık Kalınlığı (m)
α
Yüzey Alanı Yoğunluğu
σ
Serbest Akış Alanının Ön Yüzey Alanına Oranı (1/m)
Xt
Uzunlamasına Adımlar
Xl
Enlemesine Adımlar
Alt İndisler
h
Sıcak Akışkan
c
Soğuk Akışkan
loss
Isı Kaybı
max
Maksimum
min
Minumum
g
Gerçek Isı
i
Giriş Şartları
o
Çıkış Şartları
vi
vii
ŞEKİLLER DİZİNİ
Şekil 3.1.
Isı Değiştiricisi Deney Düzeneği ve elemanları........................................... 9
Şekil 3.2.
a) Kanatlara açılmış kanatçıklı vorteks elemanlarının yapım
resimleri b) Değişik kanatçık ve plakaların imalat resimleri ..................... 11
Şekil 3.3.
Deney düzeneğine ait deney elemanlarının montaj resimleri .................... 12
Şekil 3.4.
Isı değiştiricisi plakasının ve borulu kanatçıkların
yerleşiminin üstten görünüşü ..................................................................... 14
Şekil 3.5.
Reynolds sayısı ile Ortalama alt plaka sıcaklığının değişimi..................... 39
Şekil 3.6.
Reynolds sayısı ile Ortalama üst plaka sıcaklığının değişimi.................... 40
Şekil 3.7.
Reynolds sayısı ile Ortalama üst plaka sıcaklığının değişimi.................... 41
Şekil 3.8.
Reynolds sayısı ile Ortalama alt plaka sıcaklığının değişimi..................... 42
Şekil 3.9.
Reynolds sayısı ile Ortalama alt plaka sıcaklığının değişimi..................... 42
Şekil 3.10. Reynolds sayısı ile Ortalama üst plaka sıcaklığının değişimi.................... 43
Şekil 3.11. Reynolds sayısı ile Hava çıkış sıcaklığının değişimi ................................. 43
Şekil 3.12. Alt plaka sıcaklığının X yönünde değişimi................................................ 45
Şekil 3.13. Üst plaka sıcaklığının X yönündeki değişimi ............................................ 45
Şekil 3.14. Kanatçık geometrisine göre alt plaka sıcaklığının X yönünde değişimi.... 46
Şekil 3.15. Kanatçık geometrisine ortalama alt plaka sıcaklığının
Y yönünde değişimi ................................................................................... 46
Şekil 3.16. Farklı kanatçık geometrileri için Reynolds sayısının Nusselt
sayısına göre değişimi ................................................................................ 47
Şekil 3.17. Farklı hava giriş sıcaklıkları için Reynolds sayısının Nusselt
sayısına göre değişimi ................................................................................ 48
Şekil 3.18. Farklı tip kanatçık geometrileri için Reynolds
sayısının ΔP ile değişimi ........................................................................... 49
Şekil 3.19. Kare kanatçık için hava akış debisinin ısı değiştiricisi
etkenliği ile değişimi .................................................................................. 49
Şekil 3.20. Isı değiştiricisi etkenliğinin NTU ile değişimi ........................................... 50
Şekil 3.21. Reynolds sayısı ile f nin değişimi ............................................................. 52
vii
viii
ÇİZELGELER DİZİNİ
Çizelge 3.1. Deneyde kullanılan kanatçıklara ait geometrik parametreler .................... 17
viii
1
1. GİRİŞ
Bu tezin çalışma konusu farklı tip kanatçık geometrilerine sahip çapraz akışlı ısı
değiştiricisinde tasarım parametrelerinin değişken olarak kullanıldığı farklı kanatçık
geometrilerinde türbülanslı akışta ısı transferi ve akış özelliklerine ait parametreler
deneysel olarak araştırılarak ve elde edilen datalar eş zamanlı olarak bilgisayar
ortamında incelenerek ısı değiştiricisinin termal performansını belirlemektir.
Isı değiştiricileri çeşitli endüstriyel uygulamalarda yıllardan beri farklı amaçlar için
kullanılmaktadır ve farklı sıcaklıklarda direkt temas olmaksızın iki veya daha fazla
akışkan arasında ısıl enerjinin transferini gerçekleştirmek için kurulmuş olan aygıtlardır.
Bununla beraber, gelişen teknolojiye ve termal sistemlerde ki gelişmelere paralel olarak
enerji problemlerinin yanı sıra çeşitli çözülmesi gereken problemler de ortaya çıkmıştır.
Bu konuda yarım asırdan beri ısı transferini iyileştirmeğe yönelik çeşitli yöntemlerin
geliştirilmesi için bilimsel araştırmalar devam ede gelmektedir. Isı değiştiricisi
tasarımında belirlenen amaç doğrultusunda daha küçük güç kaybıyla, daha kompakt ve
daha yüksek ısı transfer oranı elde etmektir. Son zamanlarda yüksek enerji ve malzeme
maliyetleri, daha etkili ısı değiştiricisi tasarlamak ve üretmek için çeşitli çabaların daha
da artmasına sebep olmuştur.
Isı değiştiricilerinde ısı transferini artırmak için aktif ve pasif yöntemler kullanılmıştır.
Aktif yöntemler için dış güç veya kuvvetlere ihtiyaç vardır. Pasif yöntemlerde ise
türbülansı artırıcı farklı geometrilerin tasarımına ve kullanımına ihtiyaç vardır. Bu
konuda literatür de çok yaygın çalışmalar vardır. Yüzey alanını artırma, mevcut yüzeye
kanat ekleme vs. gibi çeşitli yöntemlerle gerçekleştirilebilir. Sınır tabaka kalınlığını
iyileştirme, sınır tabaka kalınlığı ısı transfer yüzeyine kanatlar yerleştirilerek
azaltılabilir. Türbülansı artırma, türbülans, iç ve dış yüzeylere suni pürüzlülükler
yerleştirerek türbülans destekleyici olarak boruların içerisine özel şekilli elemanlar
yerleştirilmek suretiyle artırılabilir. Isı transfer yüzey alanını ve katsayısını artırmak,
çeşitli özelliklere sahip akışkanlar kullanmak, uygun ısı değiştiricisi tasarımını yaparak
2
en uygun akış düzeninde akışkan çifti arasında ısı transferini gerçekleştirmek pasif
yöntemlerde takip edilen yoldur. Bunun içinde bu çalışmada zorlanmış taşınım da çeşitli
tip geometrik özelliklere sahip kanat yüzeylerine ait çapraz akışlı ısı değiştiricisinde
optimum yüzey seçimi kanatçık profili göz önüne alınarak üretimini esas alan bir
çalışmadır. Bu kanatçık dizilimi ısı değiştiricisi içerisinde kanat elemanları alt ve üst
plakalara paralel olarak monte edilmiştir. Kanatçıkların tiplerine göre belirlenmiş
kanatçık çapı, kanatçık yüzey geometrisi, kanatçık yüksekliği, kanatçıklar arası oluşan
ikincil akışlar ve kanatçıkların yerleşiminin basınç düşümü ile ısı transfer performansı
üzerine etkisi çeşitli sıcaklık ve Re aralıklarında incelenmiştir. Çünkü kanatçık
profili’nin elde edilmesi istenen ısı transferi üzerinde önemli rolü vardır. Bu tez
çalışmasında tasarlanmış olan levha ve kanatçık modelleri ayrı ayrı çizilmiş ve
üretilmiştir.
Şekil 3.2’de; borulu silindirik, kare ve altıgen kanatçıklı geometriye sahip kanat
elemanlarına açılmış kanatçıklı elemanlar görülmektedir. Şekil 3.2 ve 3.3’de; deneysel
çalışmada kullanılan ısı değiştiricisine ait deney elemanlarının ve test bölümünün
imalatı ile ilgili resimler verilmiştir.
Ayrıca Şekil 3.4’de; kanatçıklı yüzey
elemanlarının ve termo-çiftlerin plakalara yerleştirilmesine ait tasarım resimleri
bilgisayar AUTO-CAD ve Pro-Engineer çizim programında çizilmiştir. Bu tasarımları
esas alan deneysel çalışmanın yürütülmesi tasarlanmış ve kanatçıklı kanat geometrisine
sahip çapraz akışlı ısı değiştiricisi ile ilgili deneyler ve bunlarla ilgili sonuçlar elde
edilerek irdelenmeğe çalışılmıştır.
Daha etkili ve verimli bir şekilde enerjinin kullanımı, kıt olan enerji kaynaklarının
değerlendirilmesi açısından alternatif bir önem taşımaktadır. Enerji ekonomisini aşağı
çekebilmek adına çeşitli yöntem ve tasarımların kullanımına ihtiyaç vardır. Bunlara
bağlı olarak, endüstri ve ileri teknolojilerin çeşitli uygulama alanlarında kullanılan ısı
değiştiricilerinin tasarımını yaparken en uygun akış biçimi, kullanılacak olan akışkan,
geometrik özellikler v.b. parametrelerin seçimi de ısı transferini iyileştirmeye yönelik
çalışmalar olarak bilimsel çalışmaların temelini oluşturmaktadır. Bunlar akış kaynaklı
titreşimler, rezonanslar, kirlenme v.b. olumsuz problemlerdir. Yine bunlar zamanla
3
sistem elemanları içinde yorulma, çatlama, bozulma ve ısı transferini kötüleştirme gibi
olumsuz yöndeki gelişmelerdir. Deneylerde seçilen çalışma akışkanı, özelliği itibarı ile
de pasif yöntem açısından iyileştirmeyi etkileyecek olan parametrelerden biri olarak
söylenebilir. Isı değiştiricisinde kullanılan kanal geometrisinin şekli, yerleşimi,
boyutları ve içerisinden geçen akışkanın birbirleri ile olan ilişkileri önemlidir.
Tasarlanan kanal geometrisine ait kanat elemanlarının geometrik özellikleri kanal
içerisinde meydana gelecek olan vortex oluşumuna, sınır tabakanın yenilenmesine hızın
artması ve azalmasına dolayısıyla oluşacak basınç düşümüne etkisi açısından önemlidir.
Bu tür kompakt ısı değiştiricilerinde akış yönüne dik ikincil akışların ana akışın akışını
bozar ve ısı transfer katsayısını artırır. Bütün bunlar mevcut ısı değiştiricisinin ısı
transferi karakteristiklerini iyileştirmede ve gerekli pompa gücünü belirlemede etkin
parametrelerdir. Ayrıca meydana gelecek olan basınç kayıpları da iyileştirme tekniği
açısından önemlidir.
Konusu itibari ile uygulama açısından çok geniş kullanım alanı olan farklı tip
özelliklere sahip çapraz akışlı bir ısı değiştiricisi tasarlanarak bu ısı değiştiricilerine ait
termodinamiğin ikinci kanun analizine göre optimum analizini yaparak performanslarını
belirlemektir. Farklı geometrik özellikler, farklı akışkanlar, faklı kanat ve kanal yapısına
göre elde edilecek akış ve ısı transfer karakteristiklerini belirleyerek toplu bir şekilde
literatüre kazandırmak açısından bu tez çalışması ele alınış biçimiyle de sonuçları
açısından önemli olacağı kanısındayız. Bu manada bitirme tezi kapsamı kısaca şöyle
özetlenebilir:
Şekil 3.2. de detayları verilen borulu kanat elemanların boyutları ve kanal içindeki
sayıları ve diziliş biçimlerinin hız alanları ve sıcaklık değişimleri üzerindeki etkilerini
incelemek, deneysel ve teorik sonuçları bakımından her bir modelin performansını ve
verimliliğini saptamak, bu modellerle ilişkili olarak genel olarak geçerli olabilecek
tasarım koşullarını belirlemeye yönelik olarak literatüre katkıda bulunmak, ısı transferi
ve akışa ait korelasyonları elde etmektir.
4
2. KAYNAK ÖZETLERİ
Bilindiği gibi ısı değiştiricileri genellikle sıcak ve soğuk akışkanlar arasında ısı transfer
elemanı olarak kullanılır. Bir ısı değiştiricisi tasarlanırken ısı transferi ve basınç
düşümünün yanı sıra, verimi, boyutlarının optimizasyonu, ağırlığı ve maliyeti dikkate
alınarak gerçekleştirilmelidir. Isı değiştiricisi uygulamalarında ısı transferi konusu
oldukça önemlidir. Isı değiştiricisinin performansını iyileştirmenin yolu basınç
düşümünü artırmadan seçilen ısı transfer yüzeylerinin etkisini bulmaktır. Endüstriyel
süreçte kullanım yerine göre giderek artan kompakt ısı değiştiricilerine ihtiyaç
duyulmaktadır. Kompakt ısı değiştiricilerinde ısı transfer artışı için iç akışta periyodik
olarak ard arda oluşturulan kanat ve kanatçık elemanları akışın kanal içinde yön
değiştirmesi açısından önemini artırmaktadır. Kanat ve kanatçık elemanları türbülansı
artırarak yerel ısı ve kütle transferini artırmaya hizmet ederler. Bu amaca yönelik
literatürde uygulama alanı ve yerine bağlı olarak tasarlanarak üretilip, deneyler
yapılarak Termodinamiğin İkinci kanununa göre incelenip deneysel etkinliği verilmiş
çalışmalar literatürde çok sayıda vardır. Düzlem plaka ve boru tip ısı değiştiricileri çok
yaygın bir şekilde iklimlendirme ve soğutma uygulamalarında kullanılmaktadır.
Genelde düzlem ve boru kanatçıklı ısı değiştiricileri nemli hava akışındaki akışkanın
özelliğinden dolayı nemli şartlarda teorik simülasyonları zordur. Bu yüzden çalışmalar
genelde deneysel olarak yürütülmektedir. Bu tür ısı değiştiricilerinde ortalama
performansı artırmak için, kanat yüzeyleri dalgalı, panjurlu ve yarıklı vd. tipte olanları
mevcuttur.
Bu tip ısı değiştiricilerinde tasarım yaparken boyutlandırma ve değerlendirme (sizing
and rating) tasarımcıya yardım etme noktasında yetersiz kalmaktadır. Bu tez
çalışmasında, dikdörtgen kesitli bir kanal içerisinde farklı şekillerde kanat ve kanatçık
elemanları kullanılarak zorlanmış taşınımda deneysel bir çalışma tasarlanmıştır. Değişik
ısı akısı ve Reynold sayılarında farklı şekillerde tasarlanmış düzenlemelerle ısı transfer
katsayıları ve basınç düşümlerine bağlı olarak ısı transfer ve akış deneyleri yapılmıştır.
Bu konuda literatür’de çeşitli uygulamalar için çeşitli tip ve geometrik özelliklere sahip
5
farklı akış biçimlerinde değişik çözüm metotlarına göre çözümler gerçekleştirilmiştir.
Çalışma konusuyla ilişkili olarak kısa kaynak özeti aşağıda verilmiştir.
Bu konuda Bergles (1978) tarafından farklı uygulamalar için çok sayıda yazılmış ısı
transferimin arttırılması ile ilgili makale ve el kitaplarının içinde bölüm olarak yer
almıştır.
Snyder et al. (1983) çeşitli akış şartlarında ısı transferini artırmak için Reynold
sayısının çeşitli (250< Re<10000) aralıklarında hava ve su akışı için çalışma yapmış ve
paralel plakalarla kıvrımlı plakalar arasında mukayesesinde Nusselt sayısının su ve hava
akışı için değişimlerini incelemiştir.
Russels et al. (1982) and Deb et al. (1995) tarafından deneysel araştırmalarda kanatçık
tip vortex elemanlar vasıtasıyla ısı transferinin artışı ile bağlantılı olarak referanslar
sunmuşlardır.
Garg and Maji (1998) çeşitli açılarda daralan genişleyen kanallar için deneysel
çalışmaları sonucu basınç dağılımı ve ısı transfer katsayılarını belirlemişlerdir ve
modellerle ilgili yapmış oldukları çalışmalarında sonuçları nümerik olarak rapor
etmişlerdir.
Kotcioğlu ve Ayhan (1998) tarafından yapılan çalışmada daralan-genişleyen
kanatçıklarla ilgili farklı açı ve boyutlarda gerçekleştirilen kapsamlı kanal
konfigürasyonlarına göre oluşturulan deneysel ve teorik çalışmalar sonucunda bu tür
kanal yapısına dayalı olarak üretilmiş ısı değiştiricisinin ısı transferini artırma
konusunda etkili bir sonuç olduğunu göstermiştir.
Fuji et al. (1988) düşük Reynold sayılarında zorlanmış taşınım da yeni artırılmış
yüzeyler önermiş ve onların performanslarını incelemeğe çalışmışlardır.
6
Sahiti, Durst, Dewan (2005), çalışmaların da küçük silindirik kanat elemanlarına sahip
zıt akışlı bir ısı değiştiricisinde deneysel ve teorik sonuçlar elde ederek ısı transfer
alanındaki artıştan dolayı ısı transfer katsayısındaki artışı inceleyerek ısı değiştiricisinin
etkinliğini rapor etmişlerdir.
Mousa M. Mohamed (2006), çalışmasında çeşitli ölçeklerde kare şeklinde düzenlenmiş
ısı transfer aygıtları ile farklı hızlarda elektronik devrelerin soğutulması ile ilgili
soğutma karakteristiklerini deneysel olarak araştırmıştır. Sonuçta kanal yüksekliği ve ısı
transferi arasında Nu sayısı korelasyonları elde etmişlerdir.
Sparrow et al. (1984), farklı yüksekliklerde kare şeklinde kanat elemanları üniform
olarak düzenlenmiş bir deney elemanında her tür için ısı transfer katsayısını
araştırmıştır. Sonuçta farklı yüksekliklerdeki değişimlerde ısı transferi katsayısında artış
eğilimlerini grafik olarak vermişlerdir.
Sparrow et al. (1984), yuvarlak yivli kanat elemanlarında su ile geniş Reynold
sayılarında (2000<Re<33000) ve Prandtl sayılarında (4<Pr<11) çalışarak bu
elemanların ısı transferi üzerine olan etkilerini araştırmışlardır. Çalışmalarında
belirlenen akış parametreleri için Nusselt sayısında azalmanın gözlendiğini, aynı şekilde
akış gözlemleme deneylerinde bunun yivlerdeki keskin kenarların ölçülerinin yumuşak
bir şekilde yuvarlatılarak giderileceğini ortaya koymuşlardır.
Jubran et al. (1996), çeşitli ölçekteki modül ve şekillerin deneysel olarak ikincil
akışların etkisi ile ısı transfer katsayısı ve basınç düşümü üzerindeki etkileri
araştırılmıştır. Sonuçta ikincil akışların ısı transferinde artışa sebep olduğunun sonucuna
varmışlardır.
Li et al. (1993), çalışmalarında elektronik devrelerin soğutulması için kanatlı ve
kanatsız seviyede yeni gelişmelere ışık tutması için faydalı olan çok sayıda proseslerle
7
ilgili temel seviyede akış konstrüksiyonlarını geliştirerek akış geometrisine ait
optimizasyon ve performans sonuçlarını ortaya koymuşlardır.
Zhao and Lu (2002), çalışmalarında mikro kanal yapıya sahip bir ısı transfer deney
düzeneğinde zorlanmış taşınım da ısı transfer karakteristiklerini analitik ve nümerik
olarak vermişlerdir.
Worachest Pirompugd and Somchai Wongwises (2006), plaka ve boru tip çapraz akışlı
ısı değiştiricisinde ısı ve kütle transfer karakteristikleri için yeni bir indirgeme yöntemi
kullanarak
hesaplamışlardır.
Plaka
yüzeyi
azaldıkça
ısı
ve
kütle
transfer
performanslarının arttığını gözlemlemiştir. Boru ve sıra sayısının artışı ile bu
performanslar giriş ve geometrik parametrelerin etkisi ile daha az etkilendiğini
belirlemişlerdir.
Won, et al. (2004), İki yüzey arasına yerleştirilmiş çeşitli oranlarda imal edilmiş
dikdörtgen kanal ve kanatçıklı yüzeylere ait Nusselt sayısı ve akışın yapısal
karakteristiklerini araştırmışlardır. İkincil akışın hareketi ve türbülansın vortex
çiftlerinin üzerindeki etkilerini araştırmışlardır.
Ricci, Montelpare (2006), çeşitli boyutlarda kısa kanat elemanlarına ait ısı transfer ve
akış karakteristikleri inceleyerek ısı değişim kapasitelerini ve davranışlarını araştırarak
pozisyonları açısından akış alanına etkilerini incelemişlerdir.
Kwak, et al. (2005), (‘‘toe-out’’) ve (‘‘toe-in’’) kanat geometrilerinden oluşan vortex
elemanlarında çeşitli Reynolds sayısı aralıklarında deneyleri gerçekleştirmişlerdir.
Bunlarda levhalar arasında basınç düşümü ve ısı değiştiricisindeki ısı transfer artışını
incelemişlerdir.
8
Bejan (1982), Bejan (1982) ve Poulikakos (1982) Witte ve Sham (1983), London ve
Shah (1983) tarafından ısı değiştiricileri ile ilgili ikinci kanun analizine ait çok sayıda
çalışma literatür de yer almaktadır.
Şahin v.d. (2005), çalışmalarında Taquchi dizayn metodu kullanarak değişik açılarda
geliştirilmiş kanatçık elemanlarına ait deneyler yaparak Nusselt sayısı ve sürtünme
kayıp katsayısı ile ilgili parametreleri dikkate alarak kanatçık genişliği, kanatçık açısı ve
yüksekliği gibi parametrelerin etkisini araştırmışlardır.
S.Kakaç, H.Lui (2000), ısı değiştiricilerinde ısıl tasarım, boyutlandırma ve seçimi
konusunda ısı değiştiricileri üzerine yazmış odlukları el kitabında konuyla ilgili geniş
açıklamalara yer vermişlerdir.
Çeşitli şekilde amacına yönelik geliştirilen kanatçık tip vortex elemanları üst ve alt
plakalara yerleştirilerek oluşturulan yeni cidarlar ve akışkan arasında sınır tabaka ve ısı
transfer artışı incelenmeğe çalışılmıştır. Bunun içinde bu tez çalışmasında Şekil 3.2 ve
3.3’ de görüldüğü gibi yuvarlak, kare ve altıgen tip kanatçık yapısına ait ısı
değiştiricisinde iki akışkan çifti arasında ısı transferini incelemek için anlamlı
konfigürasyonlar
oluşturulmuştur
kullanarak
kanat
elemanları
kanat
ve
kanatçıklı
şekilde
9
3. MATERYAL ve YÖNTEM
Araştırmanın deneysel kısmının gerçekleştirildiği deney düzeneğinin şematik resmi
Şekil 3.1’ de verilmiştir. Çapraz akışlı ısı değiştiricisi sisteminde sıvı ve gaz akışkan
ünitesi, sıvı ve gaz akışkanın birlikte ısıl işleme tabi tutulduğu test bölgesi, akış
kanalları, fan, akış ve sıcaklık ayarlama ünitesi, kontrol ve ölçüm ünitesi gibi ana
bölümlerin yanı sıra Şekil 3.2–3.4’ de kullanılan kanat ve kanatçık elemanların katı
modelleri, levha yüzeylerine montajına ait kanat elemanlarının birkaç konfigürasyonu
basitçe gösterilmiştir.
Şekil 3.1. Isı Değiştiricisi Deney Düzeneği ve elemanları
Deney test bölümü (çapraz akışlı ısı değiştiricisi, hidrostatik basınç tankı ve su toplama
haznesi)
•
Isıtıcı ve Termostat
10
•
Fan
•
U-manometre
•
Veri toplama kartı(data acquisition sistem-ekipmanları ile birlikte)
•
Termo-çift teli(cu-const)
•
Gaz akışkan akış kanalı ve akış düzenleyici bölümü
•
Biligisayar
•
Su tankı ve ekipmanı
•
Sabit hacimli ve vanalı su tankı
•
Beher
Isı transferi deney düzeneği Makine Mühendisliği Bölümü ısı transfer laboratuarında
kurulmuştur. Kurulan deney düzeneği Şekil 1 de şematik olarak gösterilmiştir. Şekil 3.2
ve 3.3. de deney düzeneğinin yapım ve fotoğraf resimleri görülmektedir. Bu şekillerde
borulu kanatçıklı (yuvarlak, kare ve altıgen) elemanlar fiber malzemeden imal edilen
gövde (akışkan deposu) içerisine yerleştirilerek su-hava akışkan çiftinden oluşan çapraz
akışlı ısı değiştiricisi oluşturulmuştur.
11
(a)
(b)
Şekil 3.2. a) Kanatlara açılmış kanatçıklı vorteks elemanlarının yapım resimleri
b) Değişik kanatçık ve plakaların imalat resimleri
Fiber malzemeden imal edilen dikdörtgen kesitli hidrostatik basınç tankı ve su toplama
tankından oluşan iki ayrı akışkan deposu bölümden oluşmaktadır ve bu iki tankın
ortasına çapraz akışlı ısı değiştiricisi yerleştirilmiştir.
12
(a)
(b)
c) Çapraz akışlı ısı değiştiricisinin yerleşimi
Şekil 3.3. Deney düzeneğine ait deney elemanlarının montaj resimleri
Şekil 3.1’de görüldüğü gibi giren sıvı akışkan sıvı deposu üzerine yerleştirilen sıvı
tankından beslenmektedir. Isı değiştiricisinin üst kısmındaki hidrostatik basınç tankı ve
sıvı akışkan girişi bulunmaktadır ve atmosfere kapalıdır. Isı değiştiricisi üst kısmındaki
haznede biriktirilen suyun hidrostatik basınç etkisiyle gövdede bulunan düşey
kanatçıklar içindeki kanallardan geçerek sistemin altında toplanması sağlanmıştır. Sıvı
akışkanın debisi farklı şekillerde ayarlanmış ve debileri L/s cinsinden ölçüm kabı
beherde toplanmıştır. Alt kısmında ise ısınan sıvı akışkan çıkışı olan su toplama tankı
bulunmaktadır. Burada sistem giren ve çıkan akışkanın debisini ayarlamak için
ayarlama vanası bulunmaktadır.
13
Borulu silindirik kanatçıkların plakaya yerleşimi
Borulu altıgen kanatçıkların plakaya yerleşimi
14
Borulu kare kanatçıkların plakaya yerleşimi
(a)
(b)
Şekil 3.4. Isı değiştiricisi plakasının ve borulu kanatçıkların yerleşiminin üstten
görünüşü
15
Şekil 3.1’de görüldüğü gibi, fiber malzemeden imal edilen dikdörtgen kesitli sıvı
akışkan (hidrostatik basınç tankı ve su toplama tankından) deposunun ve ısı
değiştiricisinin ön ve arka yüzlerine hava akışını yönlendirmek ve akışı şartlandırmak
için ahşaptan yapılmış dikdörtgen kesitli hava akış kanalı yerleştirilmiştir. Bu kanaldan
sıcak akışkan olan havanın sisteme gönderildiği tarafa bir fan, gaz akışkanın geçtiği
dikdörtgen kesitli kanal ve içerisine yerleştirilmiş ısıl direnç devresi ile akışkan
sıcaklığını ayarlamak için termostattan oluşmaktadır.
Test bölgesi;
gaz akışkanın geçtiği (birinci akışkan-dış akış) alüminyum levha ve
onlara monte edilmiş borular, sıvı akışkanın geçtiği(ikinci akışkan-iç akış) alüminyum
borular ve sıvı temin ve toplama tankları ile kontrol elemanları, sıcaklık ölçümleri için
T-tipi Cu- konstant termo-çiftler kullanılmıştır. Şekil 3.4’a da görüldüğü gibi; alt ve üst
plakalara X yönünde dokuz adet ve Y yönünde altı adet ve kanal giriş ve çıkışına
yerleştirilen iki adet termo- çift yerleştirilmiştir. Veri toplama ünitesi; yapılacak
deneyler esnasında verileri toplama ve değerlendirmek için bir adet bilgisayar, veri
toplama kartı(data-acquisition card), yazıcı ve çoklayıcı kullanılmıştır. Sıcaklık
değerleri ayrı ayrı veri toplama kartına diferansiyel olarak bağlanmıştır. Bunlar
bilgisayara aktarılarak Excel programında kullanılmak üzere toplanmıştır. Geçen
akışkanın debisini ölçmek için U-manometre kullanılmıştır. Kanal giriş ve çıkışına şekil
3.1’ de görüldüğü gibi basınç prizleri yerleştirilmiştir.
Deneyler esnasında;
(1) Test elemanları ve ölçüm kontrol elemanları tekniğine uygun şekilde kalibre
edilmiştir.
(2) Sabit ısı akısı şartlarında ve farklı Renolds sayısı aralıklarında gaz akışkana ısı
verilmiştir.
16
(3) Isı değiştiricisine giren gaz akışkanın (hava) sıcaklığı çeşitli aralıklarda termostatla
ayarlanmıştır
(4) Deney esnasında ölçülen sıcaklık debi ve basınç değerleri o anda bilgisayara veri
toplama kartı yardımı ile aktarılacak şekilde kurulum gerçekleştirilmiştir.
(5) Sabit debide sıvı akışkan düşey yönde iç akış olarak sistemden geçirilecek şekilde
ayarlanmıştır.
(6) Toplanan veriler kullanılarak akış ve ısı transfer değerleri incelenmiştir.
Bunlar belirlenmeğe çalışılırken; gerekli çalışma şartları sağlandıktan sonra aşağıdaki
parametreler ölçülmüştür.
•
Çapraz akışlı ısı değiştiricisinde gaz ve sıvı akışkana ait test bölgesi giriş ve
çıkışındaki basınç değerleri,
•
Sıvı akışkana ait akışkan debileri,
•
Giriş ve çıkışta her iki akışkana ait sıcaklık değerlerinin yanı sıra test bölgesi
boyunca yüzey sıcaklıkları,
•
Deneysel araştırmanın sonucunda sisteme verilen ısı akısı miktarının, akışkan
debilerinin, kanatçık tiplerine ait;
I. Basınç düşümü,
II. Isı transferi,
17
III. Alt ve üst plakalar boyunca sıcaklık değişimleri,
IV. Akış karakteristikleri,
V. Etkinliği ve verimliliği ayrıntılı bir şekilde incelenmiştir.
Çizelge 3.1. Deneyde kullanılan kanatçıklara ait geometrik parametreler
Kanatçık tipi
Ap
Silindirik
Af
A
A0
α
σ
Dh
δ
Altıgen
Kare
2
0,03261m
2,026*10 m
2
1,562*10 m
0,0328m
2
0,03261m
−4
−3
2
1,0280*10 m
183,89
5,074
0,0162
−3
−4
0,03276m
−3
2
2
2
2
1,0280*10 m
183,67
5,068
0,0163
−3
0,03261m
2
−4
1,543*10 m
0,0327m
−3
2
2
2
1,0280*10 m
183,65
5,066
0,0163m
−3
Np
5*10 m
48
5*10 m
48
5*10 m
48
d hi
0,004m
0,004m
0,004m
Çizelge-3.1’de farklı kanatçık geometrilerine sahip çapraz akışlı ısı değiştiricisinde
kanatçıklara ait geometrik parametreler hesaplanmış bir şekilde tablo olarak verilmiştir.
3.1. Genişletilmiş Yüzeyler (Kanatçıklar)
Genişletilmiş yüzeyler sürtünme faktöründe önemli bir artışa neden olmakla beraber ısı
transferi katsayısını artırmak için aşağıdaki şartların bir veya birkaç tanesini meydana
getirebilir Sınır tabaka yenilenmesi ve türbülans derecesinin artırılması, efektif ısı
transferi alanının artırılması, dönen ve/veya ikincil akışların üretilmesi gibi faktörler ısı
transfer katsayısının artmasına neden olur. Literatürde çeşitli şekillerde dizayn edilmiş
türbülatörler mevcuttur. Bunlar ısı transferini artırma elemanı olarak kullanılmaktadır.
18
Basit bir ısı değiştirgeci düzeneğinde, ısı sıcak akışkandan soğuk akışkana metal duvar
vasıtası ile transfer edilir. Isı akısı, duvarın ısı transfer alanı ve iki akışkan arasındaki
sıcaklık farkı ile doğru orantılıdır. Bir ısı değiştiricisinde ısı akısını artırmak için; ısı
transfer yüzeyini, sıcaklık farkını, ısı değişircisinin malzemesi ve toplam ısı transferi
katsayısını artırmak gerekir. Sistemler genellikle verilen sıcaklık farklarında
çalıştığından, pratikte sıcaklık farkı sınırlıdır. Bu durumda ısı akısını artırmak için en
uygun yöntem ısı transferi yüzeyini artırmaktır. Bu nedenle yüzeyler üzerine muhtelif
şekillerde kanatçıklar eklenir. Kanatçıkların kesit alanları farklı olabileceği gibi,
kanatçık malzemesi yüzey malzemesi ile aynı veya farklı olabilir. Farklı olması
durumunda, kanatçıklar sıkı geçme, kaynak, lehim ve buna benzer yöntemlerle yüzeye
tespit edilirler. Bu durumda, ısıl temasın mükemmel olması önemlidir. Aksi halde ısı
transferine ek bir direnç (temas ısıl direnci) oluşur. Borunun veya levhanın iç ve dış
yüzeyinde ısı transferini taşınımla (konveksiyonla) olması durumunda, genellikle
kanatçıklar ısı transferi katsayısının düşük olduğu yüzeylere tespit edilirler. Kanatçıklı
bir yüzeydeki ısı akısını belirleyebilmek için kanatçıklardaki sıcaklık dağılımlarının
bilinmesi gerekir.
3.2. Ölçüm Elemanları
Mevcut deneysel çalışmada akış ve ısı transfer ölçümleri ayrı ayrı yapılmıştır.
Kanaldaki basınç kayıplarını ölçmek deney elemanının giriş ve çıkısına basınç prizleri
yerleştirilmiştir. Akış ölçümleri bir adet U manometre yardımıyla ölçülmüştür. Ayrıca
sıcaklık ölçümleri Cu-Constant (T-tipi) olan Termo-çift yardımıyla deney elemanında
gösterildiği gibi gerekli yerlere yerleştirilerek ölçümler yapılmıştır. Bu Termo-çiftler
(data- acquisition) veri toplama kartına diferansiyel bağlanarak veriler bilgisayara belirli
aralıklarda kaydedilecek şekilde bağlanmıştır.
3.3. Deney Elemanı Isıtıcı Kanalı
Deney elemanının girişinden önce ve fan çıkışından sonra Şekil 3.1’de görüldüğü ısıtıcı
eleman yerleştirilmiştir. Farklı debilerdeki akışkanı ısıtmak için kullanılan ısıtıcı
19
termostat farklı sıcaklıkları elde etmek için kullanılmaktadır. Kanalda meydana
gelebilecek ısı kayıplarını minimize edebilmek için kanal etrafı önce kalınlığı 5 mm
olan yanmaz taş yünü ile yalıtılacaktır. Bunun üzerine kalınlığı 40 mm olan ve üzeri
alüminyum folyoyla kaplı cam yünü malzemesiyle sarılmıştır. Isı değiştiricisinin gövde
sıcaklığı, deney düzeneğine giren ve çıkan havanın sıcaklıkları ve çevre sıcaklığı T tipi
bakır-constant (0.25mm) Termo-çiftleriyle ölçülmüştür. Kanaldaki basınç kayıplarını
ölçmek için kanalın giriş ve çıkısına basınç prizleri yerleştirilmiştir. Bu prizlerin delik
çapı ASME standartlarına uygun olarak 6 mm çapında seçilmiş, plastik hortumlarla U
manometresine bağlanmıştır. Manometre sıvısı olarak yoğunluğu ρ=997 kg/m3 olan su
kullanılmıştır. Sistemde ikinci akışkan olarak saf su kullanılmıştır. Sıvı (su) akışkan
delik çapı ø4 mm olan borulu kanatçık (48 adet) deliklerinden geçerek sistem
içerisinden kontrol vanası ile akışkan debisi ayarlanarak deneyler gerçekleştirilmiştir.
3.4. Isı Transferi Deney Sistemi
Bu bölümde ısı transferini iyileştirmek için alüminyum plakalar üzerine monte edilen
kare, altıgen ve silindirik kanatçıklı kanal içerisinden düşey yönde sıvı akışkan ve
dışından yatay yönde gaz akışkan geçirilmiştir. Şekil 3.2 ve 3.3’de görüldüğü gibi
kanatçık elemanları alüminyum malzemeden üretilmiştir. Bu tip kanat elemanlarını
içeren bir deney elemanı ısı transferini iyileştirmek amacıyla tarafımızdan imal
edilmiştir. Şekil 3.2.’de taze hava akış oranı, akış klapesi yardımıyla ayarlanmaktadır.
İstenilen oranlarda ısı değiştirgecine gönderilen gaz akışkan ile sıvı akışkan birbirine
karıştırılmadan ısı değiştiricisinden geçecektir. Bu durumda sistemde akışkan giriş ve
çıkış sıcaklığı ile basınç düşümleri ölçülerek Reynolds ve Nusselt sayıları, sıvı ve gaz
akışkanlarının farklı debi ve ısıtıcı güçlerinde deneyleri gerçekleştirilmiştir. Hava bir
fan yardımıyla farklı giriş sıcaklıklarında ve değişen debilerde ısı değiştiricisi bölümüne
gönderilmiş ve sıvı akışkan sabit giriş sıcaklığında ve sabit debide sisteme
gönderilmiştir. Gaz ve sıvı akışkanın çıkış sıcaklıkları ile gaz ve sıvı akışkanın
değişenken debilerine göre grafikler oluşturulmuştur. Şekil 3.2.’de görüldüğü gibi
deney elemanın bu bölümünde değişik ısıtıcı güçlerindeki hava ısıtılarak hava bir fan
20
yardımıyla giriş lülesinden geçerek deney elemanına gönderilmiştir. Emilen hava debisi
bir ayar vanası ile ayarlanmaktadır. Sıvı akışkan ise basınç vanaları ile ayarlanacaktır.
3.5. Isı Değiştiricisi Çözümlemesi
Herhangi bir ısı değiştiricisi çözümlemesinin en temel ve çoğunlukla en belirsiz
bölümü, toplam ısı geçiş katsayısının bulunmasıdır. Yüzey üzerinde biriken film veya
tabaka, akışkanlar arasındaki ısı geçişi direncini çok artırır. Bu faktörün değeri, çalışma
sıcaklığına, akışkan hızına ve ısı değiştiricisinin işletmede kaldığı süreye bağlıdır.
Diğer taraftan, çoğu zaman bir akışkana veya her iki akışkana ait yüzeylere eklenen
kanatların, yüzey alanını artırdıkları ve sürtünme kaybına sebep olduğu bilinmektedir.
3.6. Sıcaklık Ölçümleri
Deneysel çalışma esnasında; giriş, çıkış ve plaka yüzey sıcaklıkları deney elemanına
yerleştirilmiş olan Termo-çiftler yardımıyla ölçülmüştür. Termo-çiftler Şekil 3.1’de
görüldüğü gibi sıcaklık ölçüm kartına bağlanmıştır. Isıl elemanların ayrı ayrı her biri
için kalibrasyonları yapılarak ölçümler alınmıştır. Ortalama akışkan (TG) sıcaklığına
göre havanın yoğunluğu, kinematik viskozitesi ve ısı iletim katsayısı, her bir ölçüm için
taze ve egzoz hava akışı için aşağıdaki eşitlikler yardımıyla ayrı ayrı hesaplanacaktır.
Buna göre, ortalama akışkan sıcaklığına gaz ve sıvı akışkana ait kinematik viskozite (ν),
ν h = 1.7176 ⋅ 10 −5 + 7.9136 ⋅ 10 −5 ⋅ (TG ,h ) − 3.2855 ⋅ 10 −8 ⋅ (TG ,h ) 2
(1)
ν s = 1.7176 ⋅ 10 −5 + 7.9136 ⋅ 10 −5 ⋅ (TG , s ) − 3.2855 ⋅ 10 −8 ⋅ (TG ,s ) 2
(2)
eşitlikleri ile hesaplanmıştır, gaz ve sıvı akışkana ait ısıl iletkenlik katsayıları (λ),
21
λe = 2.4158.10 −2 + 7.9136.10 −5.(TG ,e ) − 3.2855.10 −8 (TG ,h ) 2
(3)
λ s = 2.4158.10 −2 + 7.9136.10 −5.(TG ,s ) − 3.2855.10 −8 (TG ,s ) 2
(4)
eşitlikleri ile ayrı ayrı hesaplanmıştır, gaz ve sıvı akışkana ait özgül ısılar (Cp),
C p ,h = 1006.5 + 1.9599.10 −2 (TG ,h ) + 3.92245.10 −4 (TG ,h ) 2
(5)
C p,s = 1006.5 + 1.9599.10 −2 (TG ,s ) + 3.92245.10 −4 (TG ,s ) 2
(6)
eşitlikleri ile hesaplanmıştır. T G, h ve T G, s egzoz ve taze hava akışı için deney
elemanının giriş ve çıkışındaki sıcaklıkların ortalamasıdır. Bu yüzden ortalama
sıcaklıklar sırasıyla;
TG ,h =
TG , s =
Th,i +Th,o
2
(7)
Ts ,i + Ts,o
2
eşitlikleri ile hesaplanmıştır.
(8)
22
3.7. ETKENLİK VE NTU İÇİN ISI TRANSFER ANALİZİ
Herhangi bir ısı değiştiricisinde akışkan giriş ve çıkış sıcaklıklarının bilinmeleri enerji
korunum denklemlerinden kolayca hesaplanabilmeleri durumunda, ısı değiştiricisi
hesaplamalarında, ortalama logaritmik sıcaklık farkı (LMTD) yöntemi çok kolaylık
sağlar. Bu durumda ısı değiştiricisi için ΔT lm değeri kolayca belirlenebilir. Bununla
birlikte, bir ısı değiştiricisinde akışkanların sadece giriş sıcaklıkları belli ise, LMTD
yöntemini kullanmak için deneme-yanılma yoluna gitmek gerekir. Bu gibi durumlarda,
etkenlik-NTU yöntemi adı verilen farklı bir yöntemin kullanılması daha uygundur. Isı
değiştiricisi için etkenlik tanımını yapmadan önce, bu ısı değiştiricisi için qmax.
olabilecek en fazla ısı geçişi tayin edilmelidir. Bu ısı geçişi, qmax. ilke olarak, sonsuz
uzunluktaki çapraz akışlı bir ısı değiştiricisinde gerçekleşen ısı geçişi olarak alınır.
Böyle bir ısı değiştiricisinde, akışkanlardan biri, (T h ,i - T c ,i ) mümkün olabilen en
yüksek sıcaklık farkını gerçekleştirecektir. Bu noktayı açıklayabilmek için, C h <C c
durumu göz önüne alınırsa, soğuk akışkanda daha büyük bir sıcaklık değişimi
gerçekleşecektir ve L→ ∞
olduğunda, sıcak akışkanın giriş sıcaklığına kadar
ısınabilecektir. Bu durum için C c <C h ise;
Q max = C c (T h ,i -T c ,i )
(9)
ifadesi tanımlanır. Benzer olarak, eğer C h <C c ise, sıcak akışkanda daha büyük bir
sıcaklık değişimi gerçekleşecektir ve soğuk akışkanın giriş sıcaklığına kadar
soğuyabilecektir. (T h ,o =T c ,i ) bu durumda, C h <C c ise;
Q max = C h (T h ,i -T c ,i )
ifadesi ile verilir. Buraya kadar olan açıklamalardan, genel bir sonuç olarak,
(10)
23
Q max = C min (T h,i -T c,i )
(11)
eşitliği ile tanımlanacaktır. Burada, C min ısıl kapasite debisi, C h ve C c değerlerinden
hangisi küçükse o değere eşit olarak alınır. Sıcak ve soğuk akışkan giriş sıcaklıklarının
konulması, ısı değiştiricisinde olabilecek en yüksek ısı geçişini sağlayacaktır. Kısa bir
inceleme ile olabilecek en yüksek ısı geçişinin C max (T h ,i -T c ,i ) çarpımına eşit
olamayacağı hemen anlaşılır. Daha büyük ısıl kapasite debisi olan akışkan, olabilecek
en
yüksek
sıcaklık
farkını
gerçekleştirseydi,
enerjinin
korunumu,
C c (T c,o -
T c ,i )=C h (T h ,i -T h ,o ), diğer akışkanın daha büyük bir sıcaklık değişiminden geçmesini
gerektirirdi.
Eğer C max =C c ise T c ,o ve sıcaklığının T h ,i sıcaklığına eğit olduğu öne sürülürse,
(Th ,i − Th ,o ) = (
Ch
)(Th ,i − Tc,i )
Cc
olur ki bu durumda (T h ,i -T c ,o ) > (T h ,i -T c ,i ) olmalıdır. Bu durum imkânsızdır. Isı
değiştiricisinde gerçek ısı geçişinin, olabilecek en yüksek ısı geçişine oranı, (ε) etkenlik
olarak tanımlanabilir. Bu ifade en genel manada, ısı değiştiricisinin etkinlik analizi
gerçek ısının maksimum ısıya oranı olarak,
ε=
Qg
Qmax
(12)
eşitliği ile verilmiştir. Bir ısı değiştiricisinde sıcak akışkan(hava) tarafından verilen ısı
soğuk akışkan tarafından alınan ısıya eşittir. Gerçek ısı,
24
•
•
Q g = m h (hh,i − hh,o ) = m c (hc ,i − hc ,o )
(13)
eşitliği ile verilmiştir. Maksimum ısı transferi ise,
•
Qmax = C min (Th,i − Tc ,i ) = m h C ph (Th,i − Tc ,i )
(14)
eşitliği ile verilmiştir. Bu iki bağıntıda h akışkanın entalpisini gösterirken, h ve c
indisleri, sırayla sıcak ve soğuk akışkanları, i ve o indisleri sırayla giriş ve çıkış
şartlarını belirtmektedir. Hava tarafındaki ısı transfer katsayısını hesaplayabilmek için
gerekli olan ısı transfer miktarı
Q = (Qs + Qh ) / 2
,
(15)
eşitliği ile hesaplanabilir.
ε=
ε=
C h (Th ,i − Th ,o )
C min (Th ,i − Tc ,i )
C c (Tc ,o − Tc ,i )
C min (Th ,i − Tc ,i )
(16)
(17)
eşitlikleri ile hesaplanacaktır. Etkenlik boyutsuz bir büyüklük olup 0 ≤ ε < 1 arasında
değişmek zorundadır. Etkenlik, (ε) ile sıcak ve soğuk akışkanların ısı değiştiricisine
giriş ve çıkış sıcaklıkları T h,i ve T c,i biliniyorsa, ısı değiştiricisindeki gerçek ısı geçişi
aşağıdaki bağıntıdan,
25
Q = ε C min ( T h,i – T c,i )
(18)
elde edilir. Herhangi bir ısı değiştiricisi için (ε) ifadesi,
ε = f ( NTU, C min / C max )
bağıntısı ile yazılabilir (Kays1984).
(19)
Bu bağıntıda C min /C max oranı, sıcak ve soğuk
akışkanların ısıl kapasite debilerine bağlı olarak C c /C h veya C h /C c değerlerini
alabilmektedir. NTU (Number of Transfer Unit) ile gösterilen, geçiş birimi sayısı, ısı
değiştiricilerinin çözümlemesin. Birim ısı transfer sayısı NTU, termal ısı kapasitesine
göre aşağıdaki eşitlikle
NTU =
UA
C min
(20)
biçiminde tanımlanan boyutsuz bir parametredir. Bu eşitlikte C min gaz (hava) akışkanın
termal ısı kapasitesidir. Birim ısı transfer sayısı NTU ısı değiştiricisi ve akışkan ısı
kapasiteleri arasındaki orandır. A ısı transfer alanını, U ise toplam ısı transfer
katsayısını ifade etmektedir. İki akışkan arasındaki ısı transferi C* ve NTU
parametrelerine bağlıdır. Eğer NTU sayısı biliniyorsa, etkenlik terimi(ε) aşağıdaki
ifadeler (C* = C
min
/C
max
), çapraz akışta (C min ≠ C max ) yardımıyla ve çapraz akışlı ve
her iki akışkanın karışmadığı bir ısı değiştirgecinde NTU ve C* değerlerinden ısı
değiştirici etkinliği,
{ [
] }
⎡⎛ 1 ⎞
⎤
0 , 78
NTU −0.22 exp − C * ( NTU )
−1 ⎥
* ⎟
⎣⎝ C ⎠
⎦
ε = 1 − exp ⎢⎜
(21)
26
şeklinde hesaplanabilir. Akışkanlarda bir faz değişimi yoksa ve özgül ısılarının sabit
olduğu kabul edilirse, bu eşitlikler yerine, gaz (sıcak) akışkandan transfer edilen ısı
miktarı;
•
Qh = (m C p ) h (Th,i − Th,o ) h h Ah Δ Tlh
=
(22)
ve soğuk akışkan tarafından alınan ısı,
•
Qc (m C p ) c (Tc ,o − Tc ,i ) = hc Ac ΔTlc
=
(23)
Bağıntıları yazılabilir.. Burada ΔT lh ve ΔT lc giriş ve çıkışta sıcak hava ve soğuk sıvı
akışkanlar arasındaki sıcaklık farkıdır. A h ve A c sırayla sıcak ve soğuk akışkanların
akış kesit alanlarıdır. Bu iki oran arasındaki fark ısı değiştiricisinden olan ısı kaybını
gösterir. Buda;
Qloss = Qh − Qc
(24)
eşitliği ile belirlenir. Nusselt sayısı yüzeyde taşınımla meydana gelen ısı transferini
ölçmeye yarar ve yüzeydeki boyutsuz sıcaklık gradyentine eşittir.
Nu =
hDh
k
(25)
k akışkanın (hava)ortalama sıcaklığına göre ısıl iletkenlik katsayısı, h ise ortalama ısı
transfer katsayısını ve D h kanalın hidrolik çapını ifade eder. Benzer şekilde toplam ısı
transfer katsayısı ise;
27
U=
Q
AΔT L
(26)
eşitliği ile verilmiştir. Burada ΔT L ısı değiştiricisindeki ortalama logaritmik sıcaklık
farkını, A ısı transfer alanını ifade eder. Toplam ısı transfer katsayısı her iki akışkanın
test bölümüne giriş ve çıkış sıcaklıkları ölçülerek hesaplanabilir. Test bölümünün giriş
ve çıkışındaki basınç düşümünün hesabından yola çıkarak sürtünme kayıp katsayısı
aşağıdaki denklemle hesaplanır.
f =
Δp
⎛ L ⎞ ρu 2
⎜⎜
⎟⎟
⎝ Dh ⎠ 2
( )
(27)
∆p, ısı değiştiricisi giriş ve çıkışı arasındaki basınç düşümüdür. Reynolds sayısı
ortalama hidrolik çapa (D h ), dinamik viskositeye (μ), yoğunluğa (ρ) ve hıza (u) bağlı
olarak,
Re =
ρuDh
μ
(28)
eşitliği ile hesaplanabilir. Havanın dinamik viskozitesi (μ), yoğunluğu (ρ), sisteme giren
ve çıkan akışkanın ortalama sıcaklığına göre belirlenir.
28
3.8. ΔT l og ORTALAMA LOGARİTMİK SICAKLIK FARKI
Daha açık olarak, sıcak ve soğuk akışkanların giriş ve çıkış sıcaklıklarının bilinmesi
LMTD yönteminin kullanılmasını kolaylaştırır, çünkü ΔT log kolayca hesaplanabilir. Bu
sıcaklıkların bilindiği problemler, ısı değiştiricisi tasarım problemleri olarak
sınıflandırılırlar. Genellikle bu problemlerde, sıcak ve soğuk akışkanların giriş
sıcaklıkları ile debilerinin bilinmesinin yanı sıra, sıcak veya soğuk akışkanlardan birinin
istenen sıcaklığı da bilinir. Daha sonra, tasarım probleminde, uygun bir ısı değiştiricisi
türü seçilir ve istenen, çıkış sıcaklığını sağlayacak ısı transfer yüzey alanı ve böylece ısı
değiştiricisinin büyüklüğü belirlenir.
Bir ısı değiştiricisinin tasarımı veya performansının belirlenebilmesi için, ısı
değiştiricisindeki toplam ısı geçişi ile akışkan giriş ve çıkış sıcaklıkları, toplam ısı geçiş
katsayısı ve ısı geçişi toplam yüzey alanı arasında bir bağıntı bulmak gereklidir. Çapraz
akışlı ısı değiştiricisi için enerji korunumu ve daha sonraki çözümler için aşağıdaki
kabuller yapılmıştır;
1) Isı değiştiricisi çevreye karşı ısıl olarak yalıtılmış olup, ısı geçişi sadece sıcak ve
soğuk akışkanlar arasında olmaktadır.
2) Borular boyunca eksenel ısı iletimi ihmal edilmektedir.
3) Potansiyel ve kinetik enerji değişimleri ihmal edilmektedir.
4) Akışkanların özgül ısıları sabittir.
29
5) Toplam ısı geçiş katsayısı sabittir.
Isı değiştiricilerinin ısıl hesaplarının yapılışında Q ifadesinin kullanılması için ΔT log
sıcaklık farkının tayini gerekir. Çeşitli düzenlemeler halinde, ısı değiştiricisi içindeki
akışkanların sıcaklıkları ve sıcaklık farkları, ısı değiştiricisi boyunca değişir. Her kesitte
sıcaklık farkının değişken olması, akışkanların ısı değiştiricisine giriş ve çıkış
sıcaklıkları cinsinden ifade edilebilen, bir ortalama sıcaklık farkının kullanılması
gerekir. Deneysel çalışma esnasında deney elemanının giriş ve çıkış noktalarından
alınan sıcaklıklarla çapraz akış için logaritmik sıcaklık farkı,
ΔTlog =
(Th,i − Tc,o ) − (Th,o − Tc,i )
ln[(Th,i − Tc,o )/ (Th,o − Tc,i )]
(29)
eşitliğine göre hesaplanır. ΔT log sıcaklık farkına göre, bir ısı değiştiricisinden geçen ısı
miktarı,
Q = UAF ΔT log
(30)
eşitliği ile hesaplanır. Burada ΔT log göz önüne alınan ısı değiştiricisi için ortalama
logaritmik sıcaklık farkını, F ise ısı değiştiricisi için düzeltme katsayısını gösterir.
Literatürde F düzeltme katsayısı F=f(P,R, akış düzeni) şeklinde ya karmaşık bağıntılar
ile ya da çoğunlukla olduğu gibi diyagramlardan okunarak hesaplar yapılır.
30
3.9. KANAT ETKENLİĞİ VE KANAT PARAMETRELERİ
Kanat kullanımı, bir yüzeyden ısı geçişini artırmak için etkin yüzey alanını artırmayı
amaçlar. Bununla birlikte, kanadın kendisi orijinal yüzeyden ısı geçişine bir iletim
direnci gösterir. Bu nedenle, kanat kullanımının ısı geçişini mutlaka artıracağı önceden
söylenemez. Bu husus kanat etkenliği tanımlanarak değerlendirilebilir. Kanat etkenliği
(ε), kanatlı halde geçen ısının, kanatsız halde geçebilecek ısıya oranı olarak tanımlanır.
Kanat etkenliği, yüksek ısı iletim katsayılı malzemelerin seçilmesi ile yükseltilir.
Alüminyum alaşımları ve bakır ilk akla gelen malzemelerdir. Bakırın ısı iletim katsayısı
yüksektir, ancak alüminyum alaşımları daha hafif ve ucuzdur, bu nedenle tercih edilir.
Kanat etkenliği, çevre uzunluğunun kesit alanına oranının artırılması ile de yükseltilir.
Bu nedenle ince, fakat yakın aralıklı kanatlar kullanılır.
Kanat verimini η f ve genişletilmiş yüzey etkisini η o belirlemek için
ηf =
tanh ml m =
ml ,
η o = 1 − (1 − η f )
hP
k f Ak )
m=
veya
2h
kfδ
(31)
Af
A
(32)
Burada P, A ve δ sırasıyla ıslak çevre, kanatçık kesit alanı ve kanatçık kalınlığını ifade
etmektedir.
Kanat aralığının, akışı engelleyecek ölçüde azaltılmaması gerekir. Bu çalışmada
kullanılan yuvarlak, altıgen ve kare kanatçıkların yüzey özellikleri,
31
Np =
L2 * L3
= 48
Xt + Xl
(33)
bağıntısıyla hesaplanmıştır. Burada L 2 ve L 3 kanal uzunluğu ve yüksekliğidir. X t ve
X l sırasıyla uzunlamasına ve enlemesine adımları ifade etmektedir. Toplam ısı transfer
alanı
A = πd i L1 N t
(34)
Minimum serbest akış alanı hidrolik çapın tanımından hesaplanabilir.
Ao = π / 4( d i ) 2 N t
(35)
Isı değiştiricisi ön yüzey alanı
A fr = L2 L3
(36)
Serbest akış alanının ön yüzey alanına oranı
σ=
(π / 4)di 2 N t
L2 L3
(37)
Borulu kanatçıktaki sıvı akışkana ait hidrolik çap (D h =d i =0,004m)’dir. Yüzey alanı
yoğunluğu
32
α=
A
Vtoplam
=
πdiL1 N t
L1 L2 L3
(38)
3.10. Hava Tarafında Yuvarlak Kanatçık İçin Analiz
Toplam ısı transfer alanı A kanatçıklı ve kanatsız kısımların toplamını ihtiva etmektedir.
Birinci yüzey alanı A p ,ve ikinci olarak kanatların yüzey alanı A f ,
A p = πdo( L1 − δN f L1 ) N t + 2( L2 L3 −
δ plaka kalınlığı ve N
f
πdo 2
4
Nt )
(39)
ise birim uzunluk için kanat sayısı. Kanatların(ikinci)
yüzey alanı A f ;
A f = 2π (de 2 − do 2 ) / 4 + (πdeδ ) + N t N f L1
(40)
Toplam ısı transfer alanı;
A = Ap + A f
(41)
Yuvarlak kanatçıklar için paralel dizilişli ısı değiştiricisinde minimum serbest akış
alanı;
[
Ao = ( X t − do) L1 − (de − do)δN f L1
] LX3
t
(42)
33
Serbest akış alanının ön yüzey alanına oranı;
σ =
A
Vtotal
(43)
Yüzey alanı yoğunluğu ;
α=
Ao
Af
(44)
3.11. Hava Tarafında Kare Kanatçık İçin Analiz
A p = πdo( L1 − δN f L1 ) N t + 2( L2 L3 − 4 L1 N t )
bu denklemde δ plaka kalınlığı ve N
f
(45)
ise birim uzunluk için kanat sayısı.
Kanatların(ikinci) yüzey alanı A f ,
A f = 2π (de 2 − do 2 ) / 4 + (πdeδ ) + N t N f L1
(46)
eşitliği ile verilmiştir. Toplam ısı transfer alanı
A = Ap + A f
(47)
Kare kanatçıklar için paralel dizilişli ısı değiştiricisinde minimum serbest akış alanı
34
[
Ao = ( X t − do) L1 − (de − do)δN f L1
] LX3
t
(48)
Serbest akış alanının ön yüzey alanına oranı
σ =
A
Vtotal
(49)
Yüzey alanı yoğunluğu
α=
Ao
Af
(50)
3.12. Hava Tarafında Altıgen Kanatçık İçin Analiz
A p = πdo( L1 − δN f L1 ) N t + 2( L2 L3 − 4 L1 N t )
bu eşitlike δ plaka kalınlığı ve N
f
(51)
ise birim uzunluk için kanat sayısı. Kanatların
(ikinci)
yüzey alanı A f ,
A f = 2π (de 2 − do 2 ) / 4 + (πdeδ ) + N t N f L1
eşitliği ile verilmiştir. Toplam ısı transfer alanı;
(52)
35
A = Ap + A f
(53)
altıgen kanatçıklar için paralel dizilişli ısı değiştiricisinde minimum serbest akış alanı
[
Ao = ( X t − do) L1 − (de − do)δN f L1
] LX3
t
(54)
Serbest akış alanının ön yüzey alanına oranı
σ =
A
Vtotal
(55)
Yüzey alanı yoğunluğu
α=
Ao
Af
(56)
Hava tarafındaki ısı transfer katsayısı aşağıdaki denklemle hesaplanabilir. Bu eşitlikte
su tarafında kirlenme direncinin olmadığı kabul edilmiştir. Kanatçık temas direncinden
dolayı, temas direncinin etkisi her iki akışkan için türetilir.
1
hη o Ao
=
1
1
1
)
−(
+
UA hw Aw k wall Awall .
(57)
Yukarıdaki denklemde eşitliğin sağ tarafındaki ikinci terim su tarafındaki temas
direncini, üçüncü terim ise kanatçık cidarındaki temas direncini göstermektedir.
Kanatçıklı ısı değiştiricisinde tam gelişmiş türbülans akış için Nusselt sayısı;
36
3
2
Nu = (0.3 * Prw ) − (5 * Prw ) + ( 24 * Prw ) + ( 20 .65 * 10 −4 * Pr
denklemiyle verilmiştir. Burada su için Prandtl sayısı
0 .5
* Re w ) + 7
(58)
0.5 ≤ Pr ≤ 10 arasındadır. Isı
değiştiricilerinde meydana gelen sürtünmeden dolayı sürtünme kayıp katsayısı
incelenebilir.
Sıkıştırılamaz akışlar için havanı yoğunluğu ortalama hava sıcaklığına göre sabit olarak
ileme tabi tutulabilir. Akışkan debisi veya Reynold sayısına bağlı olarak sürtünme kayıp
katsayısı,
f = 0.079 * Re −0.25 (Re < 10 5 )
(59)
f = 0.046 * Re −0.2 (Re > 10 5 )
(60)
veya
eşitlikleri ile hesaplanabilir.
_
Bu çalışmayla ilgili kanatçık tipleri ile ilgili olarak ortalama Nusselt sayısı ( N U ) ve
D
sürtünme kayıp katsayısı (f) sayıları için korelasyonlar aşağıdaki denklemlerde
verilmiştir.
Altıgen kanatçık için sürtünme kayıp katsayısı f ye ait denklem f=a.ReD2 ve bunlara ait
korelasyon katsayılarına bağlı olarak sürtünme kayıp katsayısı
f = 0,334 ReD0,633
37
denklemiyle verilmiştir.
Kare kanatçık için sürtünme kayıp katsayısı f ye ait denklem f=a.ReD2 ve bunlara ait
korelasyon katsayılarına bağlı olarak sürtünme kayıp katsayısı
f = 0,336 ReD0,648
denklemiyle verilmiştir.
Silindirik kanatçık için sürtünme kayıp katsayısı f ye ait denklem f=a.ReD2 ve bunlara
ait korelasyon katsayılarına bağlı olarak sürtünme kayıp katsayısı
f = 0,225 ReD0,637
denklemiyle verilmiştir.
Altıgen kanatçık için ortalama Nusselt sayısı Reynold sayısına bağlı olarak aşağıdaki
eşitlikle verilmiştir.
_
N U D = a ⋅ (Re D ) b
_
ve bunlara ait korelasyon katsayılarına bağlı olarak ortalama ( N U ) sayısı
D
NuD = 0,232 ReD0,633
denklemiyle verilmiştir.
38
Kare kanatçık için ortalama nusselt sayısı ise
NuD = 0,230 ReD0,632
denklemiyle verilmiştir.
Silindirik kanatçık için ortalama nusselt sayısı ise
NuD = 0,228 ReD0,630
denklemiyle verilmiştir.
39
4. ARAŞTIRMA BULGULARI
Bu deneysel çalışma ile ilgili olarak yapılan hesaplamalar sonucu tasarlanan çapraz
akışlı ısı değiştiricisine ait değerlendirmeler aşağıda sunulmuştur. Sonuçlar ayrı ayrı
grafik olarak verilmiş ve irdelenmeğe çalışılmıştır.
Şekil 3.5’ de farklı giriş havası sıcaklıklarına göre (giriş havası sıcaklığı 50°C ve su
giriş sıcaklığı 18°C) ısı değiştiricisi alt plakası ortalama sıcaklığı ile Reynold sayısının
değişimi grafik olarak verilmiştir. Grafikte görüldüğü gibi ortalama alt plaka sıcaklığı
Reynold sayısının artışı ile azalmaktadır. Beklenildiği gibi ısı transfer oranı giriş havası
sıcaklığının ısıtma kapasitesine bağlıdır. Silindirik, altıgen ve kare borulu kanatçıklara
sağlanan ısıya bağlı olarak ortalama alt plaka sıcaklığı farklılık göstermektedir. Bu
durum altıgen borulu kanatçıklarda diğerlerinden daha yüksek görülmektedir. Bunu
sebebi ise kanatçık geometrisi ve yüzey etkisinden dolayıdır. Çünkü bu tipte yüzey alanı
daha büyük olduğundan yüzeyden havaya olan ısı transferi daha da artmaktadır. Yine
aynı grafikte bu durum silindirik borulu kanatçıklarda diğerlerinden daha düşük olduğu
görülmektedir. Sıcaklık aralığı 35°C ile 44°C arasında değişmektedir.
Şekil 3.5. Reynolds sayısı ile ortalama alt plaka sıcaklığının değişimi
40
Şekil 3.6. Reynolds sayısı ile ortalama üst plaka sıcaklığının değişimi
Şekil 3.6’ de farklı giriş havası sıcaklıklarına göre (giriş havası sıcaklığı 50°C ve su
giriş sıcaklığı 18°C) ısı değiştiricisi üst plakası ortalama sıcaklığı ile Reynold sayısının
değişimi grafik olarak verilmiştir. Grafikte görüldüğü gibi ortalama üst plaka sıcaklığı
Reynold sayısının artışı ile azalmaktadır. Beklenildiği gibi ısı transfer oranı giriş havası
sıcaklığının ısıtma kapasitesine bağlıdır. Silindirik, altıgen ve kare borulu kanatçıklara
sağlanan ısıya bağlı olarak ortalama alt plaka sıcaklığı farklılık göstermektedir. Bu
durum altıgen borulu kanatçıklarda diğerlerinden daha yüksek görülmektedir. Bunu
sebebi ise kanatçık geometrisi ve yüzey etkisinden dolayıdır. Çünkü bu tipte yüzey alanı
daha büyük olduğundan yüzeyden havaya olan ısı transferi daha da artmaktadır. Yine
aynı grafikte bu durum silindirik borulu kanatçıklarda diğerlerinden daha düşük olduğu
görülmektedir. Sıcaklık aralığı 38°C ile 48°C arasında değişmektedir. Şekil 3.5 ve
3.6’da ki grafiklerden de görüldüğü gibi üst plakadaki sıcaklık değişim aralığı alt
plakadaki sıcaklık değişiminden fazladır. Bunun sebebi kanal içinden geçen gaz
akışkanın kanal derinliğince yoğunluğunun sıcaklığa bağlı olarak değişiminin etkisi ve
ısıtma kapasitesinden dolayıdır. Şekil 3.7 ve 3.8’ de farklı giriş havası sıcaklıklarına
göre (giriş havası sıcaklığı 75°C ve su giriş sıcaklığı 18°C) ısı değiştiricisi üst plakası
ortalama sıcaklığı ile Reynold sayısının değişimi grafik olarak verilmiştir. Benzer
41
şekilde, Şekil 3.9 ve 3.10’ da farklı giriş havası sıcaklıklarına göre (giriş havası sıcaklığı
90°C ve su giriş sıcaklığı 18°C) ısı değiştiricisi üst plakası ortalama sıcaklığı ile
Reynold sayısının değişimi grafik olarak verilmiştir. Her dört grafikte de Şekil 3.5 ve
3.6’da görüldüğü gibi alt ve üst plakalardaki sıcaklık değişimler benzer eğilimler
göstermektedir. Bunlar arasındaki fark sadece farklı giriş sıcaklık değerlerinde sıcaklık
aralıkları değişmektedir. Bu aralık Şekil 3.9 ve 3.10’ da görüldüğü gibi diğerlerinden
yüksektir. Belirtilmesi gereken önemli husus hava giriş sıcaklığı arttıkça sıcaklık
aralığındaki değişim miktarı da daha da artmaktadır. Buda giriş havası sıcaklığı ile giriş
su sıcaklığı arasındaki artan sıcaklıktan dolayıdır.
Şekil 3.7. Reynolds sayısı ile ortalama üst plaka sıcaklığının değişimi
42
Şekil 3.8. Reynolds sayısı ile ortalama alt plaka sıcaklığının değişimi
Şekil 3.9. Reynolds sayısı ile ortalama alt plaka sıcaklığının değişimi
43
Şekil 3.10. Reynolds sayısı ile ortalama üst plaka sıcaklığının değişimi
Şekil 3.11. Reynolds sayısı ile hava çıkış sıcaklığının değişimi
44
Şekil 3.11 farklı kanatçık geometrileri için ısı değiştiricisi sıcak hava çıkış sıcaklığı ile
Reynolds sayısı arasındaki değişimini göstermektedir. Görüldüğü gibi hava akış debisi
arttıkça çıkış havası sıcaklığının eğimi giderek düşmektedir. Beklenildiği gibi yüksek
Reynolds sayılarında ısı transfer oranında artıştan dolayı çıkış sıcaklığı da giderek
düşmektedir. Hava akış debisi sabit tutulduğunda kanatçık geometrisinin çıkış havası
sıcaklığı üzerinde önemli etkisi olmuştur. Şekilde görüldüğü gibi altıgen kanatçık aynı
debilerde daha etkilidir.
Şekil 3.12 ve 3.13’de kare kanatçık için alt ve üst plaka sıcaklıklarının kanal boyunca
farklı akış debilerinde ve giriş havası sıcaklığı 50°C ve griş suyu sıcaklığı 18°C için
Lx’e göre değişimi görülmektedir. Grafikte görüldüğü gibi, aynı sıcaklıkta farklı
.
debilerde Lx boyunca değişim incelendiğinde plaka sıcaklığı m =0,026 kg/s için en
.
yüksek, m =0,054 kg/s için ise en düşük olduğu belirtilmiştir. Bu aynı sıcaklıktaki sıcak
havanın ısı değiştiricisi içinde geçiş hızına bağlı olarak değiştiğinin göstergesidir. Bu
.
.
durumda m =0,026 kg/s için su çıkış sıcaklığının düşük, aksine m =0,054 kg/s için ise
yüksek olduğu deneysel sonuçlarda gözlenmiştir. Bunun nedeni ise türbülansın
etkisinden dolayıdır. Her iki grafik birlikte incelendiğinde aynı şartlarda üst plaka
sıcaklığının sıcaklık değişim aralığı 35°C ile 47°C arasında iken alt plakada bu aralık 32
°C ile 45°C arasında değişmektedir. Bu kanatçık boyunca kanat girişinde su giriş
sıcaklığı ile sıcak hava giriş sıcaklığı arasındaki sıcaklık farkının büyük olduğundan
dolayıdır. Kanatçık boyunca bu fark giderek azalmaktadır. Orana bağlı olarak ta alt ve
üst plaka sıcaklıkları arasındaki sıcaklık değişim aralığı farklılık göstermektedir.
Grafikler diğer kanatçık ve farklı sıcaklıklarda da farklı değişim aralığına rağmen plaka
boyunca ki değişimi benzeşim arz etmektedir.
ayrıca verilmiştir.
Bu farklılık Şekil 3.14 de ki grafikte
45
Şekil 3.12. Alt plaka sıcaklığının X yönünde değişimi
Şekil 3.13. Üst plaka sıcaklığının X yönündeki değişimi
Şekil 3.14 da görüldüğü gibi sadece alt plakaya ait üç ayrı kanatçık için sıcaklık ve
H/Lx değişimi verilmiştir. Bunlar arasında plaka boyunca sıcaklık aralığı değişimi
46
.
sadece hava giriş sıcaklığı 50°C ve su giriş sıcaklığı 18°C ile hava akış debisi m =0,052
kg/s için çizilmiştir. Aralarında en yüksek oran altıgen kanatçık geometrisine sahip ısı
değiştiricisinde elde edilmiştir.
Şekil 3.14. Kanatçık geometrisine göre alt plaka sıcaklığının X yönünde değişimi
Şekil 3.15. Kanatçık geometrisine ortalama alt plaka sıcaklığının Y yönünde değişimi
47
Şekil 3.15’ de ortalama alt plakaya ait üç ayrı kanatçık için sıcaklık ve H/Ly değişimi
verilmiş ve bunlar arasında ısı değiştiricisi plaka genişliğince sıcaklık aralığı değişimi
sadece hava giriş sıcaklığı 50°C ve su giriş sıcaklığı 18°C için çizilmiştir. Aralarında en
yüksek oran altıgen kanatçık geometrisine sahip ısı değiştiricisinde elde edilmiştir.
Yukarıdaki sonuçların değerlendirilmesinde de görüldüğü gibi altıgen kanatçık tip ısı
değiştiricisinde diğerlerine göre daha yüksek sıcaklık değişimlerinin olduğu
gözlenmiştir.
Şekil 3.16. Farklı kanatçık geometrileri için Reynolds sayısının Nusselt sayısına göre
değişimi
Şekil 3.16 da Nusselt sayısı ile Reynolds sayısının değişimi üç ayrı tip ısı değiştiricisi
için görülmektedir. Grafikten de görüldüğü gibi Nusselt sayısı Reynolds sayısı arttıkça
artmaktadır. Beklenildiği gibi akışkan hızının artışına bağlı olarak ısı transferinin
giderek arttığını ifade etmektedir. Ayrıca Nusselt sayısındaki artış altıgen kanatçıklı ısı
değiştiricisinde değerlerine göre daha yüksektir. Bu altıgen kanatçıklarda ısı transfer
yüzey alanının aynı boyutlar için ısı transferini iyileştirmede daha etkin olduğunu
göstermektedir. Çünkü ısı transfer yüzey alanı diğerlerini göre bu tipte daha büyüktür.
Bu ısı transfer yüzey alanı ne kadar artarsa ısı transfer miktarı da o oranda artar ifadesini
ifade etmektedir. Yani ısı transfer yüzey alanı ne kadar artarsa, kanatçık geometrisinin
48
özelliğine bağlı olarak akışkanın kanal geometrisinin içinde sirkülasyonu da o kadar
fazla olacağından ısı transfer miktarı da o kadar artacağından Nusselt sayısı da buna
paralel olarak artacaktır. Bu değişim Şekil 3.17’de farklı sıcak hava giriş sıcaklıklar için
de ayrı grafik olarak verilmiş ve sıcaklık arttıkça artan Reynolds sayısına göre Nusselt
sayısının arttığını göstermiştir. Bu ise artan sıcaklık farkı ile ısı transferinin iyileştiğini
göstermektedir. Ayrıca kanatçık geometrisinin yapısı ve plakaya yerleşim düzenine göre
ikincil akışların ayrılmasına bağlı olarak sınır tabakadaki yenilenmelerinin ısı transfer
katsayısı artışı üzerine etkisinden dolayı altıgen kanatçıklı ısı değiştiricisinde bu fark
daha da belirgin hale geldiği deneylerde elde elden verilerden gözlenmiştir. Şekil 3.16
ve 3.17’ de ki grafiklerde verilen ısı değiştiricisine ait sonuçları itibari ile değerlendirme
yapıldığında temel literatür bilgi ve verilerinin sonuçları ile uyumlu olduğunu
göstermektedir.
Şekil 3.17. Farklı hava giriş sıcaklıkları için Reynolds sayısının Nusselt sayısına göre
değişimi
49
Altıgen kanat
Kare kanat
Silindirik kan.
Şekil 3.18. Farklı tip kanatçık geometrileri için Reynolds sayısının Δ P ile değişimi
Şekil 3.18’de farklı tip kanatçık geometrilerine sahip çapraz akışlı ısı değiştiricileri için
Reynolds sayısının Δ P ile değişimi görülmektedir. Her üç tipte de artan Reynolds
sayısına göre Δ P basınç düşümü de artmaktadır. Grafikte görüldüğü gibi altıgen
kanatçıklı tipte bu artış diğerlerinden daha yüksektir. Farklı sıcaklıkların bu değişim
üzerinde etkisinin olduğu da ifade edilmelidir.
Şekil 3.19. Kare kanatçık için hava akış debisinin ısı değiştiricisi etkenliği ile değişimi
50
Şekil 3.19 da kare kanatçık için hava akış debisinin ısı değiştiricisi etkenliği ile değişimi
farklı sıcak havası girişi ve faklı hava kütle akış debisi için gösterilmiştir. Görüldüğü
gibi hava kütle akış debisi arttıkça etkinlik azalmıştır. Bu olay hava ve suya ait kütlesel
.
akış debileri dikkate alınarak m C p =C bağıntısına göre hesaplanarak, su ve hava
.
arasındaki C min değeri hesaplanmış ve havanın kütlesel akış debisinin m C p,h =C min
minimum olduğu belirlenmiştir. Hesaplamalarda minimum ısıl kapasite oranı olarak
C min havanın değerleri, her iki akışkanın karışmadığı çapraz akışlı ısı değiştiricisinin
etkenliğinin (ε) hesaplanmasında alınmıştır. Isı değiştiricisi etkenliği, ısı değiştiricisinin
performansını değerlendirmek için denklem (12) ile hesaplanmıştır. Bu yüzden hava
kütle akış debisi arttıkça etkinlik azalmıştır. Ayrıca farklı sıcaklıklara göre de
incelendiğinde giriş havası sıcaklığı düşük (50°C) etkenlik daha yüksektir. Yüksek
.
sıcaklıkta (90°C) de bu etki daha azdır. Çünkü m C p ifadesinde C p değeri sıcaklığa
bağlı olarak artmaktadır.
.
Düşük m C p değerinde daha büyük sıcaklık geçişi
gerçekleşecektir. Dolayısıyla etkenliğin ortalama ısı transfer oranına direk bağlı
olduğunu göstermektedir.
Şekil 3.20. Isı değiştiricisi etkenliğinin NTU ile değişimi
51
Şekil 3.20’de Isı değiştiricisinin etkenliği (ε) ile geçiş birim sayısı (NTU) arasındaki
değişim farklı tip geometrilere sahip çapraz akışlı ısı değiştiricisi için verilmiştir. Bu
grafikte (ε) etkenlik, NTU’ nun artışı ile artmaktadır. Değişim aralığı incelendiğinde ısı
değiştiricisinin etkenliği ortalama olarak (ε) için, ısıl kapasiteleri C * =0,25 ve 0,35
arasında değişmektedir. Denklem (21) ve Şekil 3.20’de ki grafiğe göre grafik
incelendiğinde en yüksek etkenlik (ε) ve C * =0,25 için en yüksek ısı geçişi altıgen
kanatçıklı çapraz akışlı ısı değiştiricisinde gerçekleşmiştir. Yine aynı grafikte en düşük
etkenlik (ε) ve C * =0,35 için en düşük ısı geçişi silindirik kanatçıklı çapraz akışlı ısı
değiştiricisinde gerçekleşmiştir. Dolayısıyla üç tip kanatçık modeli ne sahip çapraz
akışlı ısı değiştiricisi arasında aynı NTU için altıgen kanatçıklı çapraz akışlı ısı
değiştiricisi sonuçları itibari ile performansının daha yüksek olduğunu göstermektedir.
Şekil 3.21 de farklı tip kanatçık geometrisine sahip üç ayrı çapraz akışlı ısı
değiştiricisinde sürtünme kayıp katsayısı(ƒ) ile Reynolds sayısının çeşitli aralıklarında
(Re=13000–27000) değişimini göstermektedir. Görüldüğü gibi (Re) Reynolds sayısı
arttıkça (ƒ)sürtünme kayıp katsayısı da giderek düşmektedir. Aynı grafikte altıgen
kanatçıklı çapraz akışlı ısı değiştiricisinde (ƒ)sürtünme kayıp katsayısı diğerlerine göre
daha yüksektir. Bu da kanatçık geometrilerinin özelliğinden dolayıdır. Kanatçık
yüzeyleri arasında akan akışkan kanatçıklar arsında akarken hidrolik çapa bağlı olarak
her aralıkta ısı değiştiricisi boyunca sürtünme kaybından dolayı yüksek basınç farkı
oluşturmaktadır. Akışkan hızı arttıkça bu basınç farkı giderek sürtünme kayıpları
azaldığı için giderek azalmaktadır. Başlangıçta akış bölgesinde büyük olmasına rağmen
giderek bu etki Reynolds sayısının artan değeriyle azalmaktadır. Böylece sınır tabakanın
yenilenmesi ile konvektiv ısı transfer artışında yükselme meydana gelmektedir.
52
Şekil 3.21. Reynolds sayısı ile ƒ’ nin değişimi
Yukarıda silindirik, kare ve altıgen kanatçık geometrisine sahip her iki akışkanın
karışmadığı çapraz akışlı ısı değiştiricisine ait sonuçlar yapılan deneylerin ve elde edilen
verilerin ışığında hesaplamaları yapılarak grafikler ve yorumlamaları ayrı ayrı verilmiş
sonuçları sunulmuştur.
53
5. SONUÇ
Yapılan bu tez çalışmasında, deneyin kurulumuna ait çalışmalar fotoğraflarda ve
şekillerde verildiği gibi gerçekleştirilmiştir. Çalışmaya ait deneysel ve teorik
hesaplamalar ayrı ayrı hesaplanmıştır. Deneysel sonuçlar ait veriler ve grafikler
çalışmanın değerlendirilmesi açısından yapılmıştır. Bu çalışmanın sonucunda;
Isı değiştiricisi alt ve üst plakalara ait akış yönünde sıcaklık değişimi grafiklerde
verilmiştir. Grafiklerde görüldüğü gibi X ekseni boyunca sıcaklık giderek düşmektedir.
Bu ise kanal ve plakalar boyunca havadan sıvıya yeterli ısının transfer olduğu ve ısı
değiştiricisinin performansı açısından önemli olduğunun sonucuna varılmıştır. Ayrıca
üst plakadaki sıcaklık değişimi alt plakaya göre aynı paralellikte olmasına rağmen daha
yüksek sıcaklıklarda değişim göstermektedir. Bu ise soğuk akışkan girişindeki sıcaklık
farkından dolayı gerçekleşen ısı transferinin bu tip bir konfigürasyonun etkinliğini
ortaya koyması açısından önemlidir.
Hava ve su için Nu-Re sayıları arsındaki değişimi üç farklı tip ısı değiştiricisi için Şekil
3.16 ve 3.17 de farklı debiler ve sıcaklıklara bağlı olarak verilmiştir. Grafiklerde
değişen sıcaklık ve akış debilerinde altıgen kanatçık geometrisine sahip ısı
değiştiricisinde kanatçık geometrisinin özelliğinden dolayı daha iyi ısı transferinin
gerçekleştiği sonuçları itibari ile gözlenmiştir. Bu geometrik özellik ikincil akışların ve
sınır tabaka ayrılmalarına olan etkisinin sonucudur. Altıgen kanatçıklarda ki geometride
oluşan lüle ve difüzör yapının ısı transferine olan etkisi de önemli olduğu
unutulmamalıdır Şekilde görüldüğü gibi Reynolds sayısı arttıkça Nusselt sayısı da
artmaktadır. Sonuçları itibari ile literatürle uyumlu olduğu gözlenmiştir.
Aynı Reynolds değerlerine bağlı olarak sürtünme kayıp katsayısı Re sayısı arasındaki
değişim grafik olarak Şekil 3.17 de verilmiştir. Grafikte görüldüğü gibi Re sayısı
arttıkça hava tarafında sürtünme kayıp katsayısı azalmaktadır. Altıgen kanatçık
geometrisine sahip çapraz akışlı ısı değiştiricisinde kanatçık geometrisinin özelliğinden
54
dolayı akışkan yüzeydeki sürtünme direncinin yüksek olduğunu göstermektedir.
Grafikte görüldüğü gibi Re sayısı arttıkça hava tarafında sürtünme kayıp katsayısı
azalmaktadır. Sıvı tarafında ise Re sayısına bağlı olarak Re sayısı arttıkça hava tarafında
sürtünme kayıp katsayısı artmaktadır. Sıvı akışkan için bu grafikler çizilmemiştir.
Çünkü su için sabit akışkan debisinde deneyler gerçekleştirilmiştir. Ayrıca kanatçıkların
içi silindirik boş boru şeklinde olduğundan bunlara ait grafikler literatürle aynı olduğu
için verilmemiştir.
Şekil 3.19 da ısı değiştiricisi etkenliğinin hava kütle akış debisine göre değişimi
.
verilmiştir. Sonuçları itibari ile m C p =C ısıl kapasite oranına göre hava tarafındaki
.
C min değeri hesaplanmış ve havanın kütlesel akış debisinin m C p,h =C min minimum
olduğu belirlenmiş her iki akışkanın karışmadığı farklı tip çapraz akışlı ısı
değiştiricisinin etkenlik (ε) değerleri hesaplanmıştır. Ayrıca farklı sıcaklıklara göre de
incelendiğinde giriş havası sıcaklığı düşük (50°C) etkenlik daha yüksektir. Yüksek
.
sıcaklıkta (90°C) de bu etki daha azdır. Çünkü m C p ifadesinde C p değeri sıcaklığa
bağlı olarak artmaktadır.
Şekil 3.20 de ise çapraz akışlı ısı değiştiricisi etkenliğinin NTU ya göre değişimi
verilmiştir. Isı değiştiricisinin etkenliği ortalama olarak (ε) için, ısıl kapasiteleri C * =
0,25 ve 0,35 arasında değişmektedir. Şekil 3.20 de ki grafiğe göre grafik incelendiğinde
en yüksek etkenlik (ε), C * =0,25 için en yüksek ısı geçişi altıgen kanatçıklı çapraz akışlı
ısı değiştiricisinde gerçekleşmiştir. Dolayısıyla üç tip kanatçık modeli ne sahip çapraz
akışlı ısı değiştiricisi arasında aynı NTU için altıgen kanatçıklı çapraz akışlı ısı
değiştiricisi sonuçları itibari ile performansının daha yüksek olduğunu göstermektedir.
En genel değerlendirme ile altıgen kanatçıklı çapraz akışlı ısı değiştiricisi diğer tipler ve
parametrelere göre uygulanabilirlik açısından en yüksek performansa ve aynı akış ve ısı
güçleri için ısı transferini gerçekleştirmeye uygun olduğunun sonucuna varılmıştır.
55
KAYNAKLAR
A. Bejan., 1982, Entropy Generation through Fluid Flow, p. 98-134, Wiley, New York.
A. Bejan., 1982, D. Poulikakos, J, Heat Transfer 104, 616.
A.L. London, R.K. Shah., 1983, Costs of irreversibility in heat exchanger design, Heat
Transfer Engineering 4, 59-73.
B.A. Jubran, S.A. Swiety, M.A. Hamdan., 1996, Convective heat transfer and pressure
drop characteristics of various array configurations to simulate the cooling of
electronics modules, International Journal of Heat Mass Transfer 39 3519–3529.
Bayram Sahin, Kenan Yakut, Isak Kotcioglu, Cafer Celik., 2005, Optimum design
parameters of a heat exchanger Applied Energy 82 90–106.
Bergles, A. E., 19 83, Augmentation of Heat Transfer, Heat Exchanger Desing
Handbook, 2, Hemisphere Washington B.C.
Bergles, A.E., 1978, Enhancement of Heat Transfer, Int. J. Heat Transfer, 6, 89-168.
C.Y. Zhao, T.J. Lu., 2002, Analysis of micro-channel heat sinks for electronics cooling,
International Journal of Heat and Mass Transfer 45 4857–4869.
Deb P., Biswas, G. and Mitra, N.K., 1995, Heat Transfer and Fluid Structure in Laminar
and Turbulent Flows in a Rectangular Channel with Longitudinal Vortices, Int.
J. Heat and Mass Transfer, 38, No 13, 2427-2444.
E.M. Sparrow, A.A. Yanezmoreno, D.R. Otis., 1984, Convective heat transfer response
to height differences in an array of block-like electronic components, Journal of
Heat Mass Transfer 27 469–473.
Fuji, M., Sensimo, Y., Yamanaka, G., 1988, Heat Transfer and Pressure Drop of
Perforated Surface Heat Exchanger with Passage Enlargement and Contraction,
Int. J. Heat Mass Transfer, 31, 135-142.
Garg, V.K., Maji, P.K., 1988, Laminar Flow and Heat Transfer in a Periodically
Converging-Diverging Channel, Int. J. for Numerical Methods in Fluids, 8, 579597.
I.Kotcioglu,T.Ayhan, H.Olgun and B.Ayhan., 1998, Heat Transfer and Flow Structure
in a Rectangular Channel With Wing-Tipe Wortex Generator, Tr.J.of
Engineering and Environmental Science,22185-195 TÜBİTAK
K.M. Kwak, K. Torii, K, Nishino., 2005, Simultaneous heat transfer hancement and
pressure loss reduction for finned-tube bundles with the first or two transverse
rows of built-in winglets Experimental Thermal and Fluid Science 29 625–632.
L.C. Witte, N. Shamsundar., 1983, A thermodynamic efficiency concept for heat
exchange devices, J. Eng. For Power, 105,199-203.
Mousa M. Mohamed., 2006, Air cooling characteristics of a uniform square modules
array for electronic device heat sink Applied Thermal Engineering 26 486–493.
N. Sahiti, F. Durst *, A. Dewan., 2005, Heat transfer enhancement by pin elements
nternational Journal of Heat and Mass Transfer 48 4738–4747
R. Ricci, S. Montelpare., 2006, An experimental IR thermographic method for the
evaluation of the heat transfer coefficient of liquid-cooled short pin fins arranged
in lineExperimental Thermal and Fluid Science 30 381–391.
56
Russels, C.M.B, Jones, T. V., Lee, G.H., 1982, Heat Transfer Enhancement Using
Vortex Generators, Proceedings of the Seventh International Heat Transfer Conference, Munich, 3., 283-288.
S.Kakaç, H.Lui., 2000, Heat Exchangers selection rating and thermal design, Universt
of Miami,Florida.
S.Y. Won, G.I. Mahmood, P.M., 2004, Ligran,Spatially-resolved heat transfer and flow
structure in a rectangular channel with pin fins i International Journal of Heat
and Mass Transfer 47 1731–1743
W. Li, S. Kakac, F.F. Hatay, R. Oskay.,1993, “Experimental study of unsteady forced
convection in a duct with and without arrays of block-like electronic
components”, W farme-und Stoffubertragung 28 69–79.
Worachest Pirompugd, Somchai Wongwises., 2006, Chi-Chuan Wang Simultaneous
heat and mass transfer characteristics for wavy fin-and-tube heat exchangers
under dehumidifying conditions International Journal of Heat and Mass Transfer
49 132–143
ÖZGEÇMİŞ
1982 yılında Erzurum da doğdu.İlk, orta ve lise öğrenimini Erzurum da tamamladı.
2003 yılında Atatürk Üniversitesi Mühendislik Fakültesi Makina Mühendisliği
Bölümü’nden Makina Mühendisi Ünvanı ile mezun oldu. Eylül–2003 yılında Atatürk
Üniversitesi Fen Bilimleri Enstitüsünde Yüksek Lisans öğrenimine başladı. 2004
yılında özel sektörde iş hayatına başladı. 2005 yılından itibaren Doğalgaz ve Mekanik
Tesisat konuları ile ilgili kendi iş yerini açtı. Halen bu sektörde hizmetlerine devam
etmektedir.