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 : [email protected] Eğitim Derece Eğitim Birimi Lisans Gazi Üniversitesi/ Makina Bölümü 2009 Lise Ankara Lisesi 2003 Yabancı Dil İngilizce Mezuniyet tarihi
