Geri Dön

Levha kanatlı soğutucu serpantinlerde ısı geçişi ve basınç düşüşü

Heat transfer and pressure drop in plate-fin-tube heat exchangers with condensation

  1. Tez No: 39609
  2. Yazar: TUNCAY TANYOLU
  3. Danışmanlar: PROF.DR. AHMET R. BÜYÜKTÜR
  4. Tez Türü: Doktora
  5. Konular: Makine Mühendisliği, Mechanical Engineering
  6. Anahtar Kelimeler: Belirtilmemiş.
  7. Yıl: 1994
  8. Dil: Türkçe
  9. Üniversite: İstanbul Teknik Üniversitesi
  10. Enstitü: Fen Bilimleri Enstitüsü
  11. Ana Bilim Dalı: Belirtilmemiş.
  12. Bilim Dalı: Belirtilmemiş.
  13. Sayfa Sayısı: 125

Özet

ÖZET Bu çalışmada, farklı geometr ilerdeki levha kanatlı ısı değiştiricilerinde, yoğuşma halinde ısı geçişi ve basınç düşüşü deneysel olarak incelenmiştir. Deneylerde dört adet boru çapları 5/8“, hava geçiş yönündeki boru sıra sayıları farklı (4,3,2,1) olan üçgen dizilişli serpantinlerle, bir adet üçgen dizilişli aynı kanat aralıklı, boru sıra sayısı 2, boru çapı 1/2”olan serpantin kullanılmıştır. Deneyler hem ısıtma hem de soğutma halinde yapılmıştır. Hesaplamalarda hava akış yönünde serpantin boyunca değişen yüzey sıcaklıkları Pascal dilinde hazırlanan bir bilgisayar programıyla iterasyonla bulunmuştur. Elde edilen soğutma halindeki toplam ısı geçiş katsayısı, duyulur ısı taşınım katsayısı, ısıtma halindeki ısı taşınım katsayısı Colburn boyutsuz ifadesiyle belirti lerek Reynolds sayısına karşı log-log grafiğiyle veril miştir. Ayrıca soğutma ve ısıtma halindeki sürtünme katsayılarının Reynolds sayısı ile değişimini veren grafikler elde edilmiştir. Elde edilen deneysel sonuçlar boru sıra sayısı art tıkça toplam ısı geçiş katsayısının azaldığını, yoğuşma halinde toplam ısı geçiş katsayısının ısıtma halindeki duyulur ısı taşınım katsayısından daha büyük olduğunu, ancak yoğuşma halinde elde edilen duyulur ısı taşınım katsayısının ısıtma halinde bulunan duyulur ısı taşınım katsayısının altına düştüğünü, dolayısıyla yoğuşmanm ısı geçiş katsayısını artırdığını, boru sıra sayısı arttıkça sürtünme katsayısının azaldığını göstermek tedir. -xvı*-

Özet (Çeviri)

SUMMARY HEAT TRANSFER AND PRESSURE DROP IN PLATE-FIN-TUBE HEAT EXCHANGERS WITH CONDENSATION Having lack of experimental data on heat and momentum transfer accross a bank of tubes with condensation in literature, this work was accomplished. It is common practice to operate cooling coils below the dew point temperature of the air being cooled, even when sensible cooling is the primary objective. Low temperature operation reduces surface area requirements and makes compact design possible but the resulting dehumidif ication complicates both analytical and experimental investigation. The most common method used for the design of dehumidifying coils involves a direct analogy to dry operation. The basic equation for sensible heat transfer calculation Qt = h-A-/\Tm is replaced by Qi = hd'A'AHffl for the case where condensation occurs. (The relation h^=h/cp is used as Le=l for air-water vapor. ) Six heat exchangers with different geometries, four differing in row number and two differing in pipe diameter were used in this experimental work. Wet tests were conducted by using chilled water (4- 6°C) of sufficiently high flow rate. Dry tests were conducted by using hot water (43-47°C) of similar rates. -xvii-Layout of the system was as follows: The wind tunnel was constructed convenient so as to obtain symmetrical flow. The fan, air conditioning section, cooler for chilled water production and heater for the hot water formed the other parts of the system. Data Reduction: From experimentally obtained values of the upstream and downstream air temperatures and relative humidities, inlet and outlet water temperatures, the inlet velocity of moist air, volumetric rate of chilled or hot water all of the data required for the calculations were obtained. The basic procedure for data reduction is given below; The heat transfer from moist air to a surface at a temperature below the air dew point is expressed by the well known basic equation, q/A = h- (Tw-Th)+hd-(Ww-Wh)-Hfg (1) obtained by assuming that Le=l and h AHm= (9) (Hhg“Hwl) In (%c-Hw2) Hhg am* Hhc: Enthalpy of inlet and outlet of moist air Hwi and HW2 : Enthalpy of saturated moist air at the outside tube wall temperature for the first row (inlet) and the last row (exit) of tubes. The sensible heat transfer is expressed by; -xix-qs = u-A-ZXTm (W/m2C) U : Average overall heat transfer coefficient. For cross flow, logarithmic mean temperature difference is given by; Tsg~Tsc /lTm= (10) A Ln : A+Ln(l-A-B) Thg~Thc Tsc”Tsg A = B = Tsc~Tsg Thg~Tsg T^g and T^c: Inlet and outlet temperatures of the moist air. (K) TSg and Tsc: Inlet and outlet temperatures of the chilled water. (K) The average overall coefficient u is defined by 1 1 /\x 1 = + + (11 U-A hj/Ai. kw'Am n.ye“h-A hj_ : Average heat transfer coefficient on the water side of the tubes. (W/m2c) Ul : Average overall heat transfer coefficient for the first row. (W/m2C) h : Average heat transfer coefficient on the air side. (W/m2C) A± : Surface area inside the tubes, (m2) /\x: Tube wall thicknes including the fin collar. (m) kw : Thermal conductivity of the tube wall (w/m°C) Am : Logarithmic mean area for the tube wall.(m2) n.ye: Surface efectiveness with mass transfer. A : Total area on the air side, (m2) It is obvious that the tube surface temperature changes from inlet row to exit in the direction of air flow. In this procedure the tube temperature for the inlet or first row and for the outlet or the last row (in this work second, third and fourth) were calculated simultaneously. The procedure for the first row is same as the others. -xx-The average temperature of the tube outside surface for the first row derived from the heat flux for the first row of tubes is as follows: 91 An 1 /Xx + (Thg-Tsg) (12) ^w Another expression for qi is given; qsl Ui'Ai- (Thg-Tgg) q1= = (13) (SHPi) (SHFi) qsi : Sensible heat transfer rate at the inlet. (W/m2) SHFj[ : Sensible heat factor at the inlet. Ul : Average overall heat transfer coefficient for the first row. (W/m2°c) The average sensible heat factor for the exchanger is defined as: 4s (14) U-A-/\Tm- (SHFi) SHFi *s given by the following expression: h (Thg-Twi) SHFi= hd (Hhg”Hwl) All these expressions are not sufficient to calculate Twı, TW2/ h and h^. But it is possible to use an iterative procedure. It is required that assumed values of wall surface temperature and heat transfer coefficient are used to start iteration. The control equations in order to stop the iteration are given by, -xxi-=»h- (%g-Hhc) = hd-nye'A'/XHm and U-A-ZİTn, = ıtih-Cp-(Thg-Thç) The procedure for the calculation of surface effectiveness n.ye ^s outlined; This procedure only depends on the solution of the second order differential equation expressed by, d2T P dx2 k. A h [h- (T-TooJ+hd-Hfg- (W-Woo) ] for Le=l h(j= cp d2T h'P Hfg E(T-TW)+ '(W-Woo)] (15) dx2 k-A -ph It is quite reasonable to assume that there is a simple relationship between (T-Tw) and (W-Woo). This can be justified by determining the inlet and outlet states of air on the psychrometric chart. If the process line connecting the points (T^g/W^g) and (T^ç,wWç) could be aproximated by a straight line which causes no serious error on the psychrometric chart, a simple relation between (T-T^) and (W-Wft) can be written: (W-Wh) = C-(T-Th) (16) For a coil with several rows of tubes the value of c will continually increase to the exit conditions. Then, it is reasonable to choose an average value of C^ and C2 wwl"Whg Ci= (17) Twl-Thg ww2~whc C2= (18) Tw2~Thc For a small change in C, an arithmetic average is satisfactory; C1+C2 -xxii-The solution of the differential equation (15) with the following boundary conditions: dT x=0: T=TW, x=l: =0 (19) dx The equation for fin efficiency and corresponding surface effectiveness are expressed as follows: tanh(M-l) nm= (20) M-l For hexagonal array of tubes: tanh(M-r.$) Qm= (21) M-r- R R 0 = ( -1) -(1 + 0.35-Ln ) (22) r r h-P C-Hfg 1/2 M =[.(!+ )] (23) and k-A cph Af %e= 1- -(1-Hm). (24) At -xxiii-Conclusions: In conclusion, the results in dry and wet process are given by the graphical representations of h, h^ in the dimensionless Colburn form versus Reynolds number based on minimum coil area and hydralic diameter. As it is seen from the graphical representation of the data, h^ which is the total coefficient in wet process becomes larger as the row number decreases from 4 to 1 while the Reynolds number changes from 400 to 1500. From the representation of compared data, total heat transfer coefficient in wet process is larger in comparision to heat transfer coefficient in dry process. The friction data which increase with condensation show the effect of the friction coefficient which decreases as the row numbers increase. In addition, it is observed clearly that, the sensible heat transfer coefficient in the dry process is larger than the sensible heat transfer coefficient in the wet process. This means that, the heat transfer by condensation in this geometry of exchanger is predominant in wet process. This is also the important conclusion of this experimental work. -xxiv-BÖLÜM 1. GÎRÎŞ Bu deneysel çalışmada kanatlı boru demetlerinde yoğuşma halinde ısı geçişi ve basınç düşüşünün incelen mesi ele alınmıştır. Isıtma hali için literatürde, yeterli olmamakla beraber, çok sayıda yayına rastlanmak tadır. Soğutma hali için ise tümü deneysel olan sınırlı sayıda yayın bulunmaktadır. Bunun nedeni yoğuşmanm gerek deneysel gerekse teorik çalışmaları büyük ölçüde zorlaştırması ve geliştirilmiş bir teorik modelin elde edilmesini engellemesidir. Deneysel verilerin hesaplan masında çok sayıda varsayım yapılmıştır. Soğutma işlem lerinde kullanılan serpantinlerin tasarımında da ısıtma halinde kullanılan ve yoğuşmalı hale indirgenebil en denklemler kullanılmaktadır. îster ısıtma, isterse soğutma halinde olsun fiziksel özelliklerin yanında ser pantinin geometrik özellikleri de ısı geçişini ve basınç düşüşünü büyük ölçüde etkilemektedir. Soğutucu serpantinlerde, toplam ve duyulur ısı taşınım katsayılarının hesaplanmasında en önemli para metre, serpantin yüzey alanının büyük bölümünü oluşturan kanat yüzey sıcaklığıdır. Bu çalışmada boru sıra sayısı boyunca hava akışı yönünde değişen serpantin yüzey sıcaklıklarının bulunduğu bir hesap yöntemi kullanılmış, toplam ve duyulur ısı taşınım katsayılarının boru sıra sayısına ve boru çapma göre değişimleri incelenmiştir. Deney sonuçlarından yoğuşmalı halde toplam ısı taşınım katsayısı, duyulur ısı taşınım katsayısı ve sürtünme faktörü hesaplanmıştır. Ayrıca ısıtmalı halde bulunan duyulur ısı taşınım katsayıları ile yoğuşmalı halde elde

Benzer Tezler

  1. Tez No

    374001

    Experimental and computational fluid dynamics analysis of plate finned tube evaporator

    Levha kanatlı boru tip buharlaştırıcının deneysel ve hesaplamalı akışkanlar dinamiği analizi

    ERHAN URAS

    Yüksek Lisans

    İngilizce

    İngilizce

    2014

    Makine MühendisliğiDokuz Eylül Üniversitesi

    Makine Mühendisliği Ana Bilim Dalı

    PROF. DR. AYTUNÇ EREK

  2. Tez No

    46109

    Bir buzdolabı buharlaştırıcısının teorik ve deneysel incelenmesi

    A Theoretical and experimental study on a domestic refrigerator evaporator

    HAKAN KARATAŞ

    Yüksek Lisans

    Türkçe

    Türkçe

    1995

    Makine Mühendisliğiİstanbul Teknik Üniversitesi

    DOÇ.DR. TANER DERBENTLİ

  3. Tez No

    76512

    The Heat transfer characters of finned tube coil heat exchangers

    Kanatlı borulu türden ısı değiştiricilerinin ısı transfer karakteristikleri

    MELİKE NİKBAY

    Yüksek Lisans

    İngilizce

    İngilizce

    1998

    Makine MühendisliğiBoğaziçi Üniversitesi

    Makine Mühendisliği Ana Bilim Dalı

    DOÇ. DR. HALUK ÖRS

  4. Tez No

    439565

    No-frost soğutucu hava kanalının yanıt yüzeyi optimizasyonu ile tasarlanması ve etkilerinin sayısal olarak incelenmesi

    Designing no-frost refrigerator air channel using response surface optimization and investigating its effects numerically

    MERT ALPAYA

    Yüksek Lisans

    Türkçe

    Türkçe

    2016

    Makine Mühendisliğiİstanbul Teknik Üniversitesi

    Makine Mühendisliği Ana Bilim Dalı

    YRD. DOÇ. DR. LEVENT ALİ KAVURMACIOĞLU

  5. Tez No

    467187

    Numerical and experimental investigation of boundary layer transition with active and passive flow control methods

    Sınır tabaka geçişinin aktif ve pasif akış kontrol yöntemleriyle sayısal ve deneysel incelenmesi

    ABDUSSAMET SUBAŞI

    Doktora

    İngilizce

    İngilizce

    2017

    Makine Mühendisliğiİstanbul Teknik Üniversitesi

    Makine Mühendisliği Ana Bilim Dalı

    PROF. DR. HASAN GÜNEŞ

Geri Dön