Çapraz Akımlı Isı Değiştiricisiyle Çok Borulu Sistemler Đçin Deneysel Çalışma

Ali Cem Seber

YÜKSEK LĐSANS TEZĐ

Makine Mühendisliği Anabilim Dalı

Ocak 2008

Experimental Work For Multi-Tube Cross Flow Heat Exchanger

Ali Cem Seber

MASTER OF SCIENCE THESIS

Department of Mechanical Engineering

January 2008

Çapraz Akımlı Isı Değiştiricisiyle Çok Borulu Sistemler Đçin Deneysel Çalışma

Ali Cem Seber

Eskişehir Osmangazi Üniversitesi

Fen Bilimleri Enstitüsü

Lisansüstü Yönetmeliği Uyarınca

Makine Mühendisliği Anabilim Dalı

Enerji-Termodinamik Bilim Dalında

YÜKSEK LĐSANS TEZĐ

Olarak Hazırlanmıştır

Danışman: Doç. Dr. Haydar Aras

Ocak 2008

Ali Cem SEBER’ in YÜKSEK LĐSANS tezi olarak hazırladığı “Çapraz Akımlı Isı

Değiştiricisiyle Çok Borulu Sistemler Đçin Deneysel Çalışma” başlıklı bu çalışma,

jürimizce lisansüstü yönetmeliğinin ilgili maddeleri uyarınca değerlendirilerek kabul

edilmiştir.

Üye : Doç. Dr. Haydar ARAS (Danışman) Üye : Prof. Dr. Kemal TANER Üye : Yrd. Doç. Dr. Necati MAHĐR Üye : Yrd. Doç. Dr. Đrfan ÜREYEN Üye : Yrd. Doç. Dr. Hüseyin ANKARA Fen Bilimleri Enstitüsü Yönetim Kurulu’nun ............................. tarih ve ...................... sayılı kararıyla onaylanmıştır. Prof. Dr. Abdurrahman KARAMANCIOĞLU Enstitü Müdürü

v

ÖZET

Bir ülke kültürel, politik ve bütün somut yaşam ve üretim koşulları açısından ele

alındığında, kullanılan enerjinin verimlilik ve tasarrufu bakımından elde edilecek iktisadi-

mali sonuçlar, temsili bir rasyonel değer olarak sorgulandığı taktirde, günümüzde bizi o

ülkenin kalkınmışlığı bakımından çok yanlış hükümlerle karşılaştırmayacaktır. Enerji en

verimli ve tasarruflu kullanıldığı hallerde bize bu sonuçlar için pozitif yargılar sunacaktır.

Bu çalışmada amaçlanan; akışkan olarak havanın seçildiği çapraz akımlı ısı değiştiriciler

için bir verimlilik etüdüdür. Isı değiştiricisinde bulunan tek bir ısıtıcı borunun, farklı

sıcaklık ve basınçlar için, devinimi sağlanmış bir atmosferik ortam havasının etkisine

maruz bırakıldığı durumda, aralarında gerçekleşen ısı alış-verişi boyunca, sürekli rejimde,

yalıtılmış sistem özellikleri ve belli bir entropi üretimine sahip olduğu kabul edilerek,

bütün bir sınırlı çoğul boru demeti sistemine uyarlanması ve tek borulu sistem, çok borulu

sistem için de deneysel çalışmaların mevcut envanterle gerçekleştirilmesi ve literatür

karşılaştırılmasının yapılmasıdır. Deneysel çalışmaların kalan bölümleri kanatçıklı boru

demeti ve direkt akıma maruz ısı transfer silindiriyle gerçekleştirilmi ştir. Kanatçıklı

borularla düz boruların deneysel sonuçları açısından karşılaştırılması yapılmış ve sonuçlar

belirlenmiştir. Isı transfer silindiriyle yapılan deneysel çalışmalardaysa ön durma noktası

için farklı basınç, yani Reynolds Sayısı değerlerinde Geidt korelasyonu ile uyumluluk

tartışılmış ve ikinci olarak aynı deney malzemesiyle farklı bir sıcaklıkta silindir etrafındaki

ısı transfer miktarına ait değişim gözlenmiştir.

Anahtar Kelimeler: Çapraz akımlı ısı değiştiricisi, Direkt ısı transfer silindiri, Bir silindirin ön durma noktasında ısı transferi, Isı transferinde kanatçıklar, Dış akışta boyutsuz sayılarla düz borular için ısı taşınım korelasyonları, Zorlanmış taşınım

vi

SUMMARY

A country in focus, while observing about political, cultural and for all physical

lifetime and productivity conditions, it can be said that for the energy in use, is whether

optimized or not, gives us the answer for that, is that country developed? Purpose of this

study is an optimization for a heat exchanger using atmospheric air as a cooling fluid that

is in heat transfer with heated single and multi-tube bundles. While experimantal works, it

is assumed that a single tube under stable conditions, is isolated and has an entropy

generation, the single tube unity can be adapted to the whole multi-tube bundle in a heat

exchanger and conclusions are to be compared experimentally. Remaing experimental

studies are made with finned tubes and direct heat transfer cylinder. For the finned tubes

the conclusions include comparasion with plain tube bundles under same pressure and

heated element temperature. Firstly, with the direct heat transfer cylinder the experimental

study is including comparasion of results with Geidtl correlation for the forward stagnation

point on a cylinder in cross flow and secondly the variation of convective heat transfer

coefficient around a cylinder in cross flow.

Keywords: Cross flow heat exchanger, Direct heat transfer cylinder, Heat transfer at the stagnation point of a cylinder, Finned tubes, Correlations for cylindiric tubes in flow, Forced convection

vii

TEŞEKKÜR

Yüksek lisans eğitimim sırasında, gerek derslerimde ve gerekse tez çalışmalarında,

bana danışmanlık ederek, beni yönlendiren ve her türlü olanağı sağlayan danışmanım

Doç.Dr. Haydar Aras, Prof. Dr. L. Berrin Erbay, Dr. Ümran Erçetin ve benden desteklerini

eksik etmeyen annem Prof. Dr. Gülten Seber, babam Prof. Dr. Sinan Seber, avukat

ağabeyim M. Kerem Seber ve kardeşim Ahmet Can Seber’e en içten teşekkürlerimi

sunarım

viii

ĐÇĐNDEKĐLER

Sayfa ÖZET……………………………………………………………………………….……..v

SUMMARY……………………………………………………………………………....vi

TEŞEKKÜR……………………………………………………………………………...vii

ŞEKĐLLER DĐZĐNĐ………………………………………………………………………xiii

TABLOLAR DĐZĐNĐ……………………………………………………………………..xiv

SĐMGEREL VE KISALTMALAR DĐZĐNĐ……………………………………………...xv

1.GĐRĐŞ…………………………………………………………………………………....1

2. ISI DEĞĐŞTĐRĐCĐLERĐ VE SINIFLANDIRILMALARI……..…… ………………….3

2.1. Isı Değişim Şekline Göre Sınıflama………………………………………………..3

2.1.1. Doğrudan temasın olduğu ısı değiştiricileri…………………………………4

2.1.2. Akışkanlar arasında doğrudan temasın olmadığı ısı değiştiricileri………….4

2.2. Isı geçiş yüzeyinin ısı geçiş hacmine oranına göre sınıflama………………………5

2.3. Farklı Akışkan Sayısına Göre Sınıflama……………………………………….…..6

2.5. Isı Değiştiricilerinin Konstrüksiyonları…………………………………………….6

2.5.1. Borulu ısı değiştiricileri…………….……………………………………………..7

2.5.1.1. Düz borulu ısı değiştiricileri..………………………………………….......7

2.5.1.2. Spiral borulu ısı değiştiricileri...............…………………………………...8

2.5.1.3. Gövde borulu ısı değiştiricileri…………………………………………….9

2.5.1.4. Özel borulu ısı değiştiricileri……………………………………………..11

2.5.2. Levhalı ısı değiştiricileri…………………………………………………………11

2.5.2.1. Contalı levhalı ısı değiştiricileri…………………………………………..12

2.5.2.2. Spiral levhalı ısı değiştiricileri……………………………………………13

2.5.2.3. Lamelli ısı değiştiricileri………………………………………………….14

2.5.2.4. Đnce film ısı değiştiricileri………………………………………………...15

2.6. Kanatlı yüzeyli ısı değiştiricileri……………………………………………………15

2.6.1. Levhalı kanatlı ısı değiştiricileri…………………………………………….15

2.6.2. Borulu kanatlı ısı değiştiricileri……………………………………………..16

ix

ĐÇĐNDEKĐLER (devam)

Sayfa

2.7. Rejeneratif ısı değiştiricileri……………………………………………………..17

2.7.1. Sabit dolgu maddeli rejeneratörler…………………..……………………18

2.7.2. Döner dolgu maddeli rejeneratörler……………………………………….19

2.7.3. Paket yataklı rejeneratörler………………………………………………..20

2.8. Karıştırmalı Kaplarda Isı Değişimi……………………………………………….22

2.9. Isı Değiştiricilerinde Akış Düzenlemeleri………………………………………..22

2.9.1. Tek geçişli ısı değiştiricileri………………………………………………22

2.9.1.1. Paralel akımlı ısı değiştiricileri…………………………………23

2.9.1.2. Ters akımlı ısı değiştiricileri……………………………………23

2.9.1.3. Çapraz akımlı ısı değiştiricileri…………………………………24

2.9.2.Çok geçişli ısı değiştiricileri………………………………………………25

2.9.2.1. Çapraz-ters ve çapraz-paralel akımlı düzenlemeler…………….25

2.9.2.2. Çok geçişli gövde borulu ısı değiştiricileri……………………..26

2.9.2.3. n Paralel levha geçişli düzenlemeler……………………………26

3. ISI DEĞĐŞTĐRĐCĐLERĐN ISIL HESAPLARI……………………………………….28

3.1. Toplam Isı Geçiş Katsayısı K, Temas Direnci ve Kirlilik Faktörü………………29

3.2. Logaritmik sıcaklık farkının kullanılması………………………………………..31

3.2.1. Paralel akışlı ısı değiştiricisi………………………………………………33

3.3. Isı Değiştiricisi Çözümlemesi, etkenlik NTU Yöntemi…………………………..37

4.KAYNAK ARA ŞTIRMASI…………………………………………………………...42

5.DENEYSEL ÇALIŞMA……………………………………………………………….47

5.1. Deney Tesisatı……………………………………………………………………..47

5.2. Aktif Eleman………………………………………………………………………49

5.2.1. Düz borulu ısıtıcı(aktif eleman)……………………………………………49

5.2.2. Kanatçıklı boru ısıtıcısı(aktif eleman)……………………………………..49

x

ĐÇĐNDEKĐLER (devam)

Sayfa

5.2.3. Yerel ısı transfer elemanı…………………………………………………..50

5.3. Hesaplamalar………………………………………………………………………..50

5.3.1. Aktif eleman için hesaplamalar…………………………………………….50

5.3.2. Kanal içindeki hava akım hızının hesaplanması……………………………51

5.3.3. Kanatçıklı boru için hesaplamalar………………………………………….52

5.4. Süreklilik Koşullarının Elde Edilmesi………………………………………………53

5.5. Deneylerin Teorisi…………………………………………………………………54

5.5.1. Çapraz akımda yalıtılmış silindir…………………………………………..54

5.5.2. Çapraz akımda boru demetleri……………………………………………..56

5.5.3. Çapraz akımda kanatçıklı borular………………………………………….59

5.5.4. Yerel ısı transfer elemanı…………………………………………………..61

6. DENEYLERĐN YAPILIŞI……………………………….……………………………63

6.1. Sürekli Rejimde Yalnız Bir Boru Đçin Isı Transferi, Sıcaklık Farkı

Ve Yüzey Isı Transferi Katsayısının Çapraz Akımda 30m.s-1

Hızlara Kadar Hesaplanması………………….……..……………………….…..64

6.2. Çapraz Akışlı Isı Değiştiricisinde 1., 2., 3., 4., 5. Ve 6. Boru

Sıraları Đçin Sürekli Rejimde Ortalama Yüzey Isı Transfer

Katsayısının Hesaplanması……………..………………………………………....65

6.3. Çapraz Akımlı Isı Değiştiricisinde 1’den 6’ya Kadar Seçime

Bağlı Boru Sırası Sayısı Đçin Ortalama Yüzey Isı Transfer

Katsayısının Hesaplanması…………………………………………………………66

6.4. Çapraz Akımda Dairesel Boru Demetleri Đçin Harici Kanatçıkların

Güç Yoğunluğu Etkisinin Đncelenmesi…………………………...………………..66

6.5. Direkt Isı Transfer Silindiri Kullanarak Çapraz Akımda

Bir Isıtıcı Silindirin Ön Durma Noktası için Nusselt ve

Reynolds Sayıları arasındaki Đlişkinin Ortaya Çıkarılması….…………………….67

6.6. Çapraz Akımda Bir Silindir Etrafında Gerçekleşen Taşınılma

xi

ĐÇĐNDEKĐLER (devam)

Sayfa

Isı Transferine ait Katsayıdaki Değişimlerin Hesaplanması………………..….….68

7. DENEY SONUÇLARI………………………………………………………………....70

7.1. Sürekli Rejimde Yalnız Bir Boru Đçin Isı Transferi, Sıcaklık Farkı

Ve Yüzey Isı Transferi Katsayısının Çapraz Akımda 30m.s-1

Hızlara Kadar Hesaplanması………………….……..……………………….…..70

7.2. Çapraz Akışlı Isı Değiştiricisinde 1., 2., 3., 4., 5. Ve 6. Boru

Sıraları Đçin Sürekli Rejimde Ortalama Yüzey Isı Transfer

Katsayısının Hesaplanması……………..………………………………………....74

7.3. Çapraz Akımlı Isı Değiştiricisinde 1’den 6’ya Kadar Seçime

Bağlı Boru Sırası Sayısı Đçin Ortalama Yüzey Isı Transfer

Katsayısının Hesaplanması…………………………………………………………82

7.4. Çapraz Akımda Dairesel Boru Demetleri Đçin Harici Kanatçıkların

Güç Yoğunluğu Etkisinin Đncelenmesi…………………………...………………..83

7.5. Direkt Isı Transfer Silindiri Kullanarak Çapraz Akımda

Bir Isıtıcı Silindirin Ön Durma Noktası için Nusselt ve

Reynolds Sayıları arasındaki Đlişkinin Ortaya Çıkarılması….…………………….86

7.6. Çapraz Akımda Bir Silindir Etrafında Gerçekleşen Taşınılma

Isı Transferine ait Katsayıdaki Değişimlerin Hesaplanması…..…………..….…..89

8. SONUÇLAR VE DEĞERLENDĐRME………………………………………………...90

xii

ŞEKĐLLER D ĐZĐNĐ

Şekil Sayfa

2.1.a. Çift boru prensip şeması……………………………………………………….7

2.1.b. Seri halde bağlanmış çift boru…………………………………………………7

2.2. Đçteki borusu üzerinde eksenel kanatlar bulunan çift borulu ısı değiştiricisi…..8

2.3. Depo içine yerleştirilmi ş spiral borulu ısı değiştiricisi………………………...8

2.4.a. Gövde borulu ısı değiştirici prensip şeması……………………………………9

2.4.b. Gövde borulu ısı değiştiricisi resmi……………………………………………9

2.5. Boru demeti düzenlemeler….…………………………………………………10

2.6. Contalı levhalı ısı değiştiricisi montaj ve akış…………………………………11

2.7.a Bir kanalda spiral diğer kanalda eksenel akış borulu ısı değiştiricisi…………12

2.7.b. Yoğuşturucu olarak kullanılan spiral borulu ısı değiştiricisi………………….12

2.7.c. Spiral levhalı ısı değiştiricisi kesitleri………………………………………….13

2.8. Levhalı kanatlı ısı değiştirici prensibi…………………………………………..15

2.9. Bireysel boru dışına konulan boru eksenine dik(veya helisel)

bazı kanat şekilleri………………………………………………………………19

2.10. Sabit dolgu maddeli rejeneratörlerde akımın şematik gösterimi……………….18

2.11. Gaz tirbünlerinde kullanılan disk tipi döner dolgu maddeli rejeneratör………..19

2.12. Ljunsgstrom tipi döner rejeneratif hava ısıtıcısı tipi……………………………19

2.13. Paket yataklı rejeneratör………………………………………………………..21

2.14. Tek ve çok geçişli ısı değiştirici prensiplerine ait bazı örnekler…………….…23

2.15. Akışkanların ikisinin de karışmadığı çapraz akımlı ısı değiştiricisinde

giriş ve çıkıştaki sıcaklık dağılımları……………………………………………25

2.15. n Paralel levha geçişli düzenlemeler…………………………………………….27

3.1. Đki yüzey arasındaki temas direnci……………………………………………….30

3.2. Đki yüzey arasında toplam ısı geçiş katsayısının şematik gösterimi……………..31

3.3. Sıcak ve soğuk akışkanlar arasındaki ısı alışverişi……………………………….32

3.4. Paralel akışlı ısı değiştiricisinde sıcaklık farkı ve diferansiyel eleman gösterimi...33

4.1. Deneylerde kullanılan çapraz akımlı ısı değiştiricisi ve kontrol

cihazlarının şeması………………………………………………………………..47

xiii

5.1. Çapraz akımlı bir ısı değiştiricisinde en küçük serbest alan………………………57

5.2. Çapraz akımda toplam boru sırası adeti için boru faktörü değişimi……………...59

8.1. 65˚C’de gerçekleştirilen tek borulu deney için sonuçlar………………………….90

8.2. 90˚C’de gerçekleştirilen tek borulu deney için sonuçlar………………………….91

8.3. 1’den 4’e kadar boru sıralarının Re sayısı taşınım katsayısı değerleri……………92

8.4. 5. ve 6. boru sıralarının Re sayısı taşınım katsayısı değerleri…………………….93

8.5. Deney 7.3-7.9 sonuçlarından elde edilen Re-Nu grafiği………………………….95

8.6. Boru düzeltme faktörünün boru sırası adetiyle değişimi………………………….97

9.7. Kanatçıklı ve düz boru için sıcaklık farkı ısı taşınım katsayısı değişim grafiği…..99

9.8. Deneysel çalışma 7.6’nın sonuçlarından çıkarılan Re-Nu grafiği…………………100

9.9. Direkt ısı transfer silindiri etrafında taşınım katsayısı değişim grafiği……………102

xiv

TABLOLAR D ĐZĐNĐ

Tablo Sayfa

7.1. 65˚C’de tek borulu deney sonuçları…………………………………………….….70

7.2. 90˚C’de tek borulu deney sonuçları…………………………………………….….71

7.3. 90˚C’de 1. sıra için çok borulu deneylerin sonuçları…………..……………….….74

7.4. 90˚C’de 2. sıra için çok borulu deneylerin sonuçları…………..……………….….77

7.5. 90˚C’de 3. sıra için çok borulu deneylerin sonuçları…………..……………….….78

7.6. 90˚C’de 4. sıra için çok borulu deneylerin sonuçları…………..……………….….79

7.7. 90˚C’de 5. sıra için çok borulu deneylerin sonuçları…………..……………….….80

7.8. 90˚C’de 6. sıra için çok borulu deneylerin sonuçları…………..…………………..81

7.9. 65˚C’de her bir boru sırası için çok borulu deney sonuçları……………………….82

7.10. Periyodik sıcaklık farkları için çok borulu deney sonuçları……………………….83

7.11. Kanatçıklı boruyla gerçekleştirilen deneysel çalışma sonuçları……………….…..85

7.12. Direkt ısı transfer silindiriyle ön durma noktası için sabit basınçta ölçüm………...86

7.13. Direkt ısı transfer silindiriyle ön durma noktası için sabit sıcaklıkta ölçüm……….89

8.1. Artan boru sırasına karşılık ısı değiştiricisi borularının toplam

yüzey taşınım katsayısının hesaplanması…………………………………………..93

8.2. Đlk dört boru sırası için ortalama Reynolds ve Nusselt sayıları……………………..94

xv

SĐMGELER VE KISALTMALAR D ĐZĐNĐ Simgeler Açıklamalar

A (m2) Isı Transfer Alanı

a Boyutsuz dik doğrusal düzenleme uzunluğu(ªSL/D)

b Boyutsuz çaprazlama doğrusal düzenleme uzunluğu(ªST/d)

Cp(J.kg-1.K-1) Özgül Isı Kapasitesi

c Bir Sabit

d (m) Aktif Eleman ya da Boru Çapı

Fa Düzeltme Katsayısı

Fn Düzeltme Katsayısı

H (mmH2O) Manometrik Düşü(Emme Basıncı Farkı)

H (W.m-2.K-1) Yüzey Isı Taşınım Katsayısı

U (W.m-2.K-1) Isı Değiştiricisi Toplam Isı Transfer Katsayısı

K (W.m-2.K-1) Isı Değiştiricisi Toplam Isı Transfer Katsayısı

K (W.m-1.K-1) Isıl Đletkenlik

l (m) Anma Uzunluğu

m Üssel bir sabit sayı

n Üssel bir sabit sayı

Nu Nusselt Sayısı (h.d/k)

P (N.m-2) Basınç

Pr Prandtl Sayısı(Cp.µ/k)

(Watt) Isı Transferi Miktarı

R (Ohm) Elektrikli Isıtıcının Direnci

Re Reynolds Sayısı(U.d/υ)

SL(m) Đki dik komşu boru arası doğrusal mesafe

ST(m) Đki çaprazlama komşu boru arası doğrusal mesafe

t (˚C) Ortam Sıcaklığı

T (K) Mutlak Sıcaklık

U (m/s) Hız

xvi

Simgeler Açıklamalar

Uı(m/s) Efektif Hız

V (Volt) Aktif Eleman Gerilimi

µ (N.s.m-2) Mutlak Vizkosite

υ (m2.s-1) Kinematik Vizkosite

ρ (kg.m-3) Yoğunluk

φ (W/m-2) Isı Akısı

∆Tm Logaritmik sıcaklık farkı

Alt indisler Açıklamalar

a Yerel(Atmosferik)

c Soğuk akışkan

D Kanala ve Çapla değişen Reynolds sayısına

e Çıkış

h Sıcak akışkan

i Giriş

m Ortalama

p Basınç

s Yüzey

1

1. GĐRĐŞ

Đki akışkan arasında ısı transferi gerçekleştirmek amacıyla çok çeşitli ısı

değiştiricileri tasarlanmıştır. Bunların içinde en yaygın bulunan tasarımlardan birisi,

ısının boru demetleri içinde akan bir akışkanla, başka tipteki bir akışkanın boru

demetinin dışında, boruların üzerinden çaprazlama akmasıyla yapılan ısı transferi

şeklidir. Bu şekilde tasarlanmış ısı transfer sistemleri çapraz akışlı ısı değiştiriciler

olarak adlandırılır.

Çeşitli sayıda boru düzenlemeleri çapraz akışlı ısı değiştiricisinin verimliliğini

artırmak amacıyla tertiplenmiş ve bu amaca uygun olarak tasarlanan ısı değiştiricisinin

verdiği ısı transfer oranına bakılarak fiziksel boyutları küçültülmeye çalışılmıştır. Hangi

derecede olursa olsun, tüm bu amaçlar doğrultusunda yapılan düzenlemeler boru

demetleri arasında akan akışkanın türbülansını arttırmaktır.

Bu amaca uygun olarak bir çapraz akışlı ısı değiştiricisinde sistem

özelliklerinden yola çıkılarak toplam ısı transfer katsayısının, üç unsurdan meydana

geldiği söylenebilir. Bular, boruların içinden akan akışkanın ısı taşınım katsayısı, boru

malzemesinin ısı iletim katsayısı ve kalınlığı, ve son olarak da boruların dışında akan

akışkan yüzeyden ısı taşınım katsayısı.

Đlk iki unsurun değiştirilerek iyileştirilmesi, borular içindeki akışkanın hızını

arttırmak ve boru duvar kalınlığını azaltmak, ya da daha yüksek ısıl iletkenliği olan

malzeme kullanmakla başarılabilir.

Üçüncü unsuru iyileştirmek için ise; akım hızını arttırarak her bir boru için dış

akıştaki Reynolds Sayısını arttırmakla mümkün olabilir. Bir başka seçenek olarak, boru

dizilişi türbülansı arttırmak için değiştirilebilir. Bu sonuca ulaşabilmek için boruların

konumlandırılışında dikkatle izlenmesi gerekli durum; bir sonraki boru sırası için

mevcut türbülans etkisindeki alanının, önce gelen boru sırası tarafından sözü edilen

mevcut türbülansın tekrar uyarılmasıyla gerçekleşeceğidir. Bundan dolayı boru

demetinin derinliğiyle orantılı olarak türbülansın derecesine göre kademe etkisi artarak

2

meydana gelecektir. Bundan başka boruların dışında genişletilmiş yüzeyler (kanatçıklar)

kullanılarak ısı geçişi miktarı arttırılabilir.

Türbülans etkisinin amacı, yüzeydeki ısı taşınım katsayısını artırılmış

Reynolds Sayısının tek başına belirlediği ısı taşınım katsayısı değerleri haricinde

başarmaktır.

Yapılan çalışmada, çapraz akımlı ısı değiştiricisi farklı hava akım hızlarında

denenmiş, başlangıçta tek borulu bir sistemin mevcut özelliklerinden yola çıkarak deney

sonuçları, ampirik bağıntılarla karşılaştırılmış daha sonra taşınım korelasyonları

yardımıyla, çok borulu sistemler için de, boruların tek başlarına benzer sistem

özellikleri gösterdiği durumlar çerçevesinde tek ve çok borulu sistemler arasında

bağlantı kurulmuş ve sonuçlara gidilmiştir. Tek borulu bir sistem çok borulu bir

sistemle düz boru kabulü için karşılaştırılmış, düz çok borulu sistem, kanatçıklı çok

borulu bir ısı değiştiricisi sistemiyle karşılaştırılmıştır. En son olarak da düz silindirik

bir yerel ısı transfer elemanı üzerinde belirli noktalardaki ısı taşınım katsayısının

hesaplanması ve grafiğinin çizilmesi bunun ardından da silindir çevresinde ölçümler

yardımıyla homojen bir sıcaklık dağılımı elde etmek amacıyla derece diski

döndürülerek silindir çevresinde sıcaklık sabit tutularak hava kanalı hızı değiştirilmi ş,

Reynolds ve Nusselt rakamlarındaki değişimin gözlemlenmesi sonucu bir grafik

çizilerek, Geidtl korelasyonuyla uyumluluğuna bakılmıştır. Bütün bunların sonucunda

bir verimlilik analizi yapılmıştır.

Çapraz akışlı ısı değiştiricilerin endüstriyel alanda çok çeşitli düzenlemelerle

kullanıldığından dolayı mühendislerin bu birimlerin performansı konusunda iyi

derecede bilgi sahibi olması gerekmektedir.

3

2. ISI DEĞĐŞTĐRĐCĐLERĐ VE SINIFLANDIRILMALARI

Mühendislik uygulamalarının en önemli ve en çok karşılaşılan işlemlerinden

birisi, farklı sıcaklıklardaki iki veya daha fazla akışkan arasındaki ısı değişimidir. Bu

değişimin yapıldığı cihazlar, genelde ısı değiştirici olarak adlandırılmakta olup, pratikte

termik santralarda, kimya araçlarında, elektronik cihazlarda, alternatif enerji

kaynaklarının kullanımında, ısı depolanması vb. birçok yerde bulunabilmektedir.

Isı değiştiricileri içinde yoğuşma ve buharlaşma gibi bir faz değişimi yoksa,

bunlara duyulur ısı değiştiricileri, içinde faz değişimi olanlara ise gizli ısı değiştiricileri

adı verilir. Diğer taraftan, buhar kazanları, nükleer santralar veya elektrikli ısıtıcılar da

içlerinde ısı üretimi olan birer ısı değiştiricisi olmasına rağmen, literatürde genelde ayrı

konular olarak incelenir.

Çoğunlukla ısı değiştiricilerinde akışkanlar, birbirleriyle karıştırılmadan ısı

geçişinin doğrudan yapıldığı genelde metal malzeme olan katı bir yüzey ile

birbirlerinden ayrılırlar. Bu tip ısı değiştiricileri yüzeyli veya reküparatif olarak

adlandırılır. Dolgu maddeli veya rejeneratif olarak adlandırılan diğer tip ısı

değiştiricilerinde, ısı geçişi doğrudan olmayıp, ısı, önce akışkan tarafından, döner veya

sabit bir dolgu maddesine verilerek depo edilir, daha sonra bu dolgu maddesindeki bu

ısı soğuk akışkana verilir. Genel olarak reküparatif ısı değiştiricilerindeki incelemeler

zamandan bağımsız olmasına rağmen, rejeneratif ısı değiştiricilerinde incelemeler

zamana bağlıdır.

2.1. Isı Değişim şekline göre sınıflama

Bu sınıflamada ısı değiştiricileri, akışkanlar arasında veya katı cisimler ile bir

akışkan arasında doğrudan doğruya bir temasın olduğu ve olmadığı şekillerde olmak

üzere iki grupta göz önüne alınır.

4

2.1.1. Doğrudan temasın olduğu ısı değiştiricileri

Bu tip ısı değiştiricileri içinde farklı sıcaklıklardaki akışkanlar veya bir akışkan

ile katı maddeler birbirleri ile doğrudan doğruya karıştırılır veya temasa geçirilir. Đki

farklı sıcaklıktaki akışkanın temasa getirildiği sistemlerde, genellikle akışkanlardan

birisi gaz, diğeri ise buharlaşma basıncı küçük olan bir sıvıdır. Isı geçişi işleminden

sonra, iki akışkan birbirinden kendiliğinden ayrılır. Endüstriyel işlemler sonucu ortaya

çıkan ısının atılması için pratikte çok kullanılan soğutma kuleleri bu tip ısı

değiştiricilerine iyi bir örnektir.

2.1.2. Akışkanlar arasında doğrudan temasın olmadığı ısı değiştiricileri

Bu tiplerde ısı, önce sıcak akışkandan iki akışkanı ayıran bir yüzeye veya bir

kütleye geçer. Daha sonra bu ısı bu yüzeyden veya kütleden soğuk akışkana iletilir.

Yüzeyli, dolgu maddeli ve akışkan yataklı ısı değiştiricileri olmak üzere üç grupta

incelenebilir.

Bunların birincisi doğrudan ısı geçişi olan ısı değiştiricileridir ve bu tip ısı

değiştiricilerinde farklı sıcaklıklardaki iki akışkan, ince cidarlı bir boru veya levha

yüzeyleri ile birbirlerinden ayrılır. Đki akışkan ısı değiştirici içinde birbirlerine

karışmadan hareket ederler. Bunların içinde hareketli bir makine elemanı yoktur ve

bazen bunlar literatürde reküperatif ısı değiştiricileri olarak da adlandırılırlar. Pratikte

karşılaşılan önemli tipleri, borulu, levhalı ve kanatlı yüzeyli ısı değiştiricileridir

Đkinci bir grup ise ısının depolandığı ısı değiştiricileridir. Bunlarda önce sıcak

akışkan belirli bir süre değiştirici içindeki dolgu maddesinin yüzeyleri üzerinden

geçirilerek dolgu maddesini ısıtır. Daha sonra ısınan bu dolgu maddesinin yüzeyleri

üzerinden soğuk akışkan geçirilerek ısınması sağlanır. Bu tipten ısı değiştiricilerine

rejeneratör adı da verilir.

5

Üçüncü son grupta yer alan akışkan yataklı ısı değiştiricilerinde, içinden diğer

bir akışkanın geçtiği ısı geçiş boruları yerleştirilerek, taneciklerin doğrudan kurutulması

yanı sıra, aralarında temasın olmadığı bir ısı değiştirici tipi de elde edilebilir.

2.2. Isı Geçişi Yüzeyinin Isı Geçişi Hacmine Oranına Göre Sınıflama (Kompaktlık)

Bu sınıflama için ısı değiştiricilerinde β şeklinde yüzey alanı yoğunluğu adı

verilen bir büyüklük tanımlanır.

β = Isı geçiş yüzeyi (m2) / Isı değiştirici hacmi (m3) (1.1)

Bu tanıma göre, literatürde β > 700 m2/m3 olanlar ise kompakt olmayan ısı

değiştiricileri olarak göz önüne alınır. A ısı geçiş olan yüzey, V hacmi, K toplam ısı

geçiş katsayısını, Δtm ise ortalama logaritmik sıcaklık farkını göstermek üzere, değişik

ısı değiştirici tiplerinde β büyüklüğü ile Q geçen ısı miktarları, aşağıdaki şekillerde

tanımlanabilir.

Gövde borulu

β = ( Asıcak + Asoğuk) / Vtoplam Q = K(β/2)Vtoplam Δtm

(1.2)

Levha ve kanatlı

β = Asıcak/ Vsıcak veya yüzeyli Q = K(βVsıcak) Δtm (1.3)

Asıcak/ Vsoğuk veya K(βVsoğuk) Δtm

Rejenaratörler

β = Asıcak / Vtoplam veya Q = K(βV) Δtm (1.4)

Asoğuk / Vtoplam

6

2.3. Farklı Akışkan Sayısına Göre Sınıflama

Pratikteki birçok uygulamada, ısı değiştiricilerinde genellikle iki akışkan

arasındaki ısı geçişi göz önüne alınır. Buna karşılık az da olsa bazı kimyasal işlemlerde,

soğutma tekniğinde, havanın ayrıştırılmasında, hidrojenin saflaştırılması ve

sıvılaştırılması gibi olaylarda üç akışkanlı ısı değiştiricileri ile karşılaşılabilir.

Üç ve daha fazla akışkan ile çalışan ısı değiştiricilerinin teorik analizleri

oldukça karmaşık olup tasarımları da güçtür.

2.4. Isı Geçişi Mekanizmasına Göre Sınıflama

Đki tarafta da tek fazlı akış; ısı değiştiricinin iki tarafındaki tek fazlı akışlardaki

ısı taşınımı bir pompa veya vantilatör ile tahrik edilen zorlanmış ya da yoğunluk

farkının doğurduğu doğal olarak olabilir

Bir tarafta tek fazlı diğer tarafta çift fazlı akış; bu ısı değiştiricilerinin bir

taraflarında zorlanmış veya tek fazlı akış varken, diğer taraflarında kaynamakta veya

yoğuşmakta olan iki fazlı akış vardır.

Đki tarafta da çift fazlı akış; bu tip ısı değiştiricilerinin bir taraflarında

buharlaşma, diğer taraflarında yoğuşma işlemi vardır.

Taşınılma ve ışınımla beraber ısı geçişi; özellikle bir tarafında yüksek

sıcaklıkta gaz olan ısı değiştiricilerinde taşınımla ve ışınımla ısı geçiş bir arada görülür.

2.5. Isı Değiştiricilerinin Konstrüksiyonları

Isı değiştiricileri genellikle konstrüksiyon özeliklerine göre karakterize

edilirler. Borulu, levhalı, kanatlı ve rejeneratif olarak belli başlı gruplara ayrılırlar.

7

2.5.1 Borulu ısı değiştiricileri

Bu tip ısı değiştiricilerinde eliptik, dikdörtgen ve genellikle de dairesel kesitli

borular kullanılır. Boru çapının, boyunun ve düzenlemesinin kolayca değiştirilebilmesi

nedeniyle projelendirmede büyük kolaylıklar sağlar. Ayrıca dairesel kesitli boruların,

diğer geometrik şekillere göre yüksek basınçlara dayanabilmeleri nedeniyle, bu tip ısı

değiştiricileri yüksek basınçlarda rahatlıkla kullanılabilir.

2.5.1.1 Düz borulu ısı değiştiricileri

Pratikte çift borulu olanların yanı sıra, boru demetinden yapılmış çeşitlerine de

rastlanır. Bu tip ısı değiştiricilerin teorik analizleri çok basittir. Bu tip ısı değiştiricisinin

temizlenmesi kolay olduğundan kirletici akışkanlar için uygun bir konstrüksiyondur.

Şekil 2.5.1.a’da tipik bir çift borulu ısı değiştiricisi prensip şeması, Şekil

2.5.1.b’de seri bağlanmış bir çift borulu ısı değiştiricisi prensip şeması gösterilmektedir.

Şekil 2.5.2’de ise görünüş resmi verilmektedir.

Şek.2.1.a.Çift boru prensip şeması b. Seri halde bağlanmış çift boru

8

Şek. 2.2. Đçteki borusu üzerinde eksenel kanatlar bulunan çift borulu ısı değiştiricisi

2.5.1.2. Spiral borulu ısı değiştiricisi

Bir veya daha fazla borudan spiral ile bu spiralin dışındaki bir depodan

meydana gelir. Bir örneği Şekil 2.5.3’de verilmiş bulunan basit ve ucuz şekilde elde

edilebilen bu ısı değiştiricileri genellikle havuz ve depolardaki akışkanların sıcaklık

kontrolünde kullanılabilir.

Şek.2.3. Depo içine yerleştirilmi ş spiral borulu ısı değiştiricisi

9

2.5.1.3. Gövde borulu ısı değiştiricileri

Prensip şeması Şekil 2.5.4.a’da verilen bu ısı değiştirici, silindirik bir gövde ile

bu gövde içine yerleştirilen birbirine paralel borulardan meydana gelir. Akışkanlardan

birisi boruların içinden, diğeri ise gövde içinden akar. Bu ısı değiştiricilerinin belli başlı

elemanları, borular (veya) boru demeti, gövde, iki baştaki kafalar, boruların tespit

edildiği ön ve arka aynalar ile gövde içindeki akışı yönlendiren ve borulara destek

olabilen şaşırtma levhaları veya destek çubuklarıdır. Petrol rafinerilerinde, termik

santrallerde, kimya endüstrisinde çok fazla uygulama alanı bulabilen bu ısı

değiştiricisine ait bir resim Şekil 2.5.4.b’da görülmektedir.

Şek.2.4.a Gövde borulu ısı değiştirici prensip şeması

10

Şek.2.4.b. Gövde borulu ısı değiştirici prensip resmi

Bir gövde borulu ısı değiştirici içindeki boru demeti, Şekl 2.5.5’te görüldüğü

gibi, eşkenar üçgen, kare veya döndürülmüş üçgen ve döndürülmüş kare şekillerinde

yapılabilir.

11

Şek. 2.5. Boru demeti düzenlemeleri

2.5.1.4. Özel gövde borulu ısı değiştiricileri

Konstrüktif olarak klasik gövde borulu ısı değiştiricilere benzemesine rağmen,

özel kullanımlar için imal edilirler.

2.5.2. Levhalı ısı değiştiricileri

Bunlarda esas ısı geçişinin olduğu yüzeyler genelde ince metal levhalardan

yapılır. Bu metal yüzeyler düz veya dalgalı biçimde olabilir. Borulu tipten olan ısı

değiştiricilerine göre yüksek basınç ve sıcaklıklara çıkamazlar.

12

2.5.2.1. Contalı levhalı ısı değiştiricileri

Şekil 2.5.6’da montajlı ve levhalar arası akışın gösterildiği bu ısı değiştirici,

ince metal levhalardan bir paket yapılarak elde edilir. Akışkanların geçebilmesi için dört

tarafında delik bulunan metal levhalar paket haline getirilirken uygun contalar kullanılır.

Genellikle fabrikasyon olarak üzerlerine dalgalı form verilen bu levhalar düşey olarak

yerleştirilerek, sıkıştırma çubukları ile sıkıştırılır. Dalgalı form, levhaların rijidliğini

artırması yanı sıra, akışın türbülanslı olmasını da sağlar. Levhalar arasındaki

boşluklardan, sıcak ve soğuk akışkanlar birbirlerine karışmadan akarlar. Đstenildiğinde

sisteme levha ilave edilerek veya çıkarılarak ısıl kapasitesi değiştirilebilir.

Şek.2.6. Contalı levhalı ısı değiştirici montaj ve akış

13

2.5.2.2 Spiral levhalı ısı değiştiricisi

Genel görünüşü Şekil.2.5.7.a, b’de, dikine ve boyuna kesitleri Şekil 2.5.7.d’de

gösterildiği gibi bu ısı değiştiricileri, 150 ila 1800mm genişliğindeki uzun iki ince metal

levhanın spiral şeklinde sarılması ile elde edilir. Đki levha arasına konulan saplamalar ile

düzgün bir aralık sağlanabilir. Levhaların iki tarafı da contalı kapaklar ile kapatılır.

Akışkanlar birbirlerine göre paralel veya ters yönde akıtılabilir. Temizlenmeleri kolay

olduğundan, bu ısı değiştirici tortu yapabilen viskoz akışkanlar için çok uygundur.

Şekil 2.7.a.Bir kanalda spiral diğer kanalda, b. Yoğuşturucu olarak kullanılan spiral eksenel akış borulu ısı değiştirici. eksenel akış borulu ısı değiştirici.

14

Şek.2.7.c. Spiral levhalı ıs değiştiricisi kesitleri

2.5.2.3. Lamelli ısı değiştiricileri

Bu ısı değiştirici, bir gövde içine yassılatılmış borulardan yapılmış bir demetin

yerleştirilmesi ile elde edilir. Bu borulara lamel adı verilir ve genellikle nokta veya

elektrikli dikiş kaynağı ile birbirlerine tutturulur. Akışkanlardan birisi yassılatılmış

lamelli borular içinden akarken, diğer akışkan bu lamellerin arasından akar. Gövde

içinde ayrıca şaşırtma levhaları yoktur. Akış tek geçişli olup, akışkanlar birbirlerine

göre ters veya paralel olarak akabilir. Hidrolik çap küçük olduğundan, büyük ısı taşınım

katsayıları elde edilebilir. Teflon conta kullanıldığında 200˚C, asbest conta

kullanıldığında 500˚C sıcaklık değerlerine ve 30 bar basınca kadar çıkılabilir.

15

2.5.2.4. Đnce film ısı değiştiricileri

Çok yüksek viskoziteli ve sıcaklığa duyarlı maddelerin ısıtılmasında ve

soğutulmasında ince film ısı değiştiricileri önemli uygulama alanı bulur. Değiştirici

içinde sıcağa duyarlı maddelerin kısa kalış süresi ve büyük ısı taşınım katsayısına sahip

olmaları nedeniyle, pratikte çoğu zaman bu ısı değiştiricileri buharlaştırıcı olarak

kullanılırlar.

Đnce film ısı değiştiricilerinde ısıtılmış bir konik veya silindirik kısım içinde

döner bir rotor bulunur. Üst kısımdan giren viskoz akışkan, bir dağıtıcı halkadan

geçerek rotor kanatları yardımıyla sıcak silindirik veya konik iç yüzeyi üzerinde ince bir

film tabakası oluşturur. Bu esnada buharlaşan gazlar yukarıdan çıkarken,

buharlaşmayan kısım alttan alınır. Bu tip ısı değiştiricileri 15 m yükseklik, 2 m çap

değerlerine kadar imal edilebilir.

2.6 Kanatlı Yüzeyli Isı Değiştiricileri

Buraya kadar incelenen borulu ve levhalı ısı değiştiricilerinde genel olarak β

yüzey alan yoğunluğu (kompaktlık) 300 m2/m3 değerinden, ısıl etkenlikleri ise %60

değerinden daha küçüktür. Bu tip ısı değiştiricilerin kompaktlığı ve ısıl etkenliği

artırılmak istenir ise, asıl ısıtma yüzeylerine kanat adı verilen çıkıntılar ilave edilerek

ısıtma yüzeyleri büyütülebilir. Prensip olarak ısı taşınım katsayısının küçük olduğu

akışkan(genellikle gaz, bazen de sıvı) tarafına kanatlar konulur. Bu durumda, küçük

hacimde daha fazla ısı geçişi sağlanabilmesine karşın, yüzeylere ilave edilen çıkıntıların

oluşturduğu ilave basınç kayıpları gözden uzak tutulmalıdır. Bu yüzden konstrüktif

olarak en uygun yüzey ilaveleri (kanat profilleri) araştırılmalıdır.

2.6.1. Levhalı kanatlı ısı değiştiricileri

Prensip şeması Şekil 2.6.1’de verilen bu tip ısı değiştiricilerinde kanatlar,

paralel levhalar halindeki yüzeyler arasına mekanik olarak preslenerek, lehimlenerek

veya kaynak edilerek tespit edilir. Isı değiştiricinin rijidli ğini artırması ve yüksek

16

basınçlarda çalışmasını sağlayabilmesi bakımından levhalı kanatların önemli

fonksiyonları vardır. Bazen kanatlara farklı formlar verilerek akışkanın kendi içinde

karışması da sağlanabilir. Levhalı ısı değiştiricilerin konstrüktif özellikleri olarak,

kullanma basıncı ortalama 7 bar (bazı özel gayeler için 80 bar değeri olabilir), β yüzey

alan yoğunluğu (kompaktlık) maksimum 5900 m2/m3 (ortalama 2000 m2/m3) değerleri

verilebilir.

2.8. Levhalı kanatlı ısı değiştirici prensibi

2.6.2. Borulu kanatlı ısı değiştiricileri

Bir tarafında gaz, diğer tarafında sıvı akan ısı değiştiricilerinde, sıvı tarafındaki

ısı taşınım katsayısı daha yüksektir, bu nedenle çoğunlukla sıvı akışkan tarafı kanat

gerektirmez. Diğer taraftan mukavemet bakımından uygun geometri silindir

olduğundan, ısı değiştiricilerde yüksek basınçlı akışkan (genellikle de sıvı akışkan

tarafındaki basınç, gaz tarafındaki basınçtan daha yüksektir bu nedenle sıvı akışkan)

boru içinden akıtılır. Bu yüzden pratikte dairesel veya oval kesitli boru dışındaki kanatlı

yüzeyler ile daha çok karşılaşılır. Bunlara ait birkaç örnek Şekil 2.6.2.’de bireysel

17

borular üzerine tespit edilebildiği gibi, boru grubu üzerine de tespit edilebilir. Yüzey

alan yoğunluğu (kompaktlık) β 3300 m2/m3 değerine kadar ulaşabilir.

Şek.2.9. Bireysel boru dışına konulan boru eksenine dik(veya helisel) bazı kanat şekilleri.

2.7. Rejeneratif Isı Değiştiricileri

Bu ısı değiştiricilerinde ısı önce sıcak akışkan tarafından bir ortamda depo

edilir, daha sonra sıcak soğuk akışkana verilir. Isı geçişi dolaylıdır. Bunlara bazen

rejeneratör adı da verilir. Rejeneratör içinde ısının depolandığı gözenekli elemanlara ise

dolgu maddesi veya matris adı verilir. Rejeneratörlerin başlıca üstünlükleri şunlardır

18

a. β yüzey alan yoğunluğu (kompaktlık) çok büyük değerlere ulaşabilir.

b. Diğer ısı değiştiricilere göre ilk yatırım masrafı daha azdır

c. Sistemin kendi kendini temizleme özelliği vardır.

Bunlara karşılık bu ısı değiştiricinin sakıncaları ise şunlardır.

a. Sadece gaz akışkanlarda kullanılabilir.

b. Sıcak ve soğuk akışkanlar arasında her zaman bir miktar kaçak vardır

c. Akışkanlar birbirlerine etki edebiliyor ise bu tip ısı değiştiricileri asla

kullanılmaz.

Pratikte dönen, sabit dolgu maddeli ile paket yataklı olmak üzere üç grup

rejeneratör tipi ile karşılaşılır.

2.7.1. Sabit dolgu maddeli rejeneratörler

Bu tipe bazen periyodik çalışan ısı değiştiricileri adı da verilir. Sabit dolgu

maddeli bir rejeneratörün içindeki akımın şematik gösterimi Şek 2.7.1.’de verilmiştir.

Belirli zamanlarda klapeler döndürülerek, dolgu maddesi içinden sıcak veya soğuk

akışkan geçişi gerçekleştirilir. Sistemin sürekli çalışabilmesi için aynı tipten en az iki

rejeneratöre gerek vardır. Bir çok işletmede ise üç veya dört rejeneratör aynı anda

kullanılır. Sabit dolgu maddeli rejeneratörler pratikte iki sınıfta toplanabilir. Kompakt

olmayan (β < 700 m2/m3) rejeneratörler yüksek fırınlarda, cam fabrikalarında uygulama

alanı bulur ve 900 ila 1500 ˚C gibi yüksek sıcaklıklarda kullanılabilir. Kompakt olan

(β > 700 m2/m3) rejenetörler havanın ayrıştırılması gibi düşük sıcaklıklardaki işlemlerde

ve Stirling makinesindeki gibi yüksek sıcaklıklarda uygulama alanı bulur.

19

Şek.2.9. Sabit dolgu maddeli rejeneratörde akımın şematik gösterimi

2.7.2. Döner dolgu maddeli rejeneratörler

Bunlar da disk ve silindir tipi olarak iki grupta toplababilirler. Bu tip

rejeneratörler genellikle gaz türbinlerinde, buhar kazanlarında, cam fabrikalarında

yakma havasının sıcak duman gazları ile ısıtılmasında, iklimlendirme tesisatlarında

enerji ekonomisi için çok kullanılır. Gaz türbinlerinde kullanılan bir uygulama şek

2.7.2.’de, buhar kazanlarında kullanılan ve çoğunlukla Ljungstrom tipi olarak

adlandırılan bir uygulamanın prensip şeması şek 2.7.3’de görülmektedir.

20

Şek.2.10. Gaz türbinlerinde kullanılan disk tipi döner dolgu maddeli rejeneratör

Şek.2.11. Ljungstrom tipi döner rejeneratif hava ısıtıcısı tipi

2.7.3. Paket yataklı rejeneratörler

Devamlı çalışan dolgu maddeli ısı değiştiricilerine diğer bir örnek, Şekil

2.7.4.’de verilen paket yataklı rejeneratördür. Küresel, silindirik veya herhangi şekilli

21

taneli parçacıklar, A silindirik gövdesi içine yerleştirilir. Sıcak gazlar, tanecikler

arasından geçerken, bu tanecikleri ısıtır. B boğazından C silindirik kısmına akıtılan

sıcak tanecikler, burada ısıtılmak istenen soğuk gaz ile temas getirilir. Aşağı soğuyarak

düşen tanecikler bir elevatör yardımı ile A silindirik gövdesine tekrar taşınır. Paket

yataklı rejeneratörlerin konstrüksyonları çok basit olmalarına rağmen, basınç kayıpları

fazladır.

Şek.2.12.Paket yataklı rejeneratör

22

2.8. Karıştırmalı Kaplarda Isı Değişimi

Karıştırmalı kaplar, özellikle aralıklı çalışan ısıtma ve soğutma işlemlerinde

çok kullanılan cihazlardır. Bu cihazlar genellikle;

a. Sıvıların ısıtılması veya soğutulması

b. Eriyik ve karışımların, karıştırma ve sıcaklık dengelemesi,

c. Sıvı karışımlarında ve süspansiyonlarda kütle geçişini artırmak ve

reaksiyonları hızlandırmak

d. Fermantasyon işleminde, gazlar ile sıvıların süspansiyonu ve karışımı

e. Dispersiyon ve emülsiyon

f. Katı parçacıkların süspansiyon,

işlemleri için uygulanabilir.

Karıştırıcı kaplar içindeki akışkanlar, ya dış yüzeyinden ceket tipi, ya da kap

içine yerleştirilen serpantinler yardımıyla ısıtılabilir veya soğutulabilir.

2.9 Isı Değiştiricilerinde Akı ş Düzenlemeleri

Prensip olarak bu akışlar paralel, ters ve çapraz olmak üzere üç esas şekilde

gerçekleşir. Ayrıca akışkanların birinin diğerine göre geçiş sayısına göre de (bir, iki,

üç,... vb. şeklinde) başka bir ayırım yapmak da mümkündür. Tek geçişli halde iki

akışkan ısı değiştirici boyunca birbiri ile yalnızca bir kere geçişirken, çok geçişli halde

iki akışkan birkaç kere geçişir. Paralel, ters, çapraz, tek ve çok geçişli ısı değiştirici

sistemlerin prensip şemaları Şekil 2.9.1.’de görülmektedir.

2.9.1. Tek geçişli ısı değiştiricileri

Đki akışkanın ısı değiştirici içinde birbirine göre sadece bir kere karşılaştığı

tiplerdir. Paralel, ters ve çapraz akımlı olmak üzere üç grupta incelenebilir.

23

Şek.2.13. Tek ve çok geçişli ısı değiştirici prensiplerine ait bazı örnekler

2.9.1.1. Paralel akımlı ısı değiştircileri

Bu düzenlemede ısı değiştirici içindeki iki akışkan değiştiricinin aynı ucundan

girip, birbirlerine paralel olarak akarlar ve değiştiricinin diğer ucundan çıkarlar. Birinci

akışkan küçük çaplı borunun içinden akarken, ikinci akışkan iki boru arasındaki dairesel

halkadan akar. Pratikte içte küçük çaplı çok sayıda boru, dışta ise bu boruları içine

alabilen gövde adı verilen büyük çaplı bir silindir kullanılabilir.

24

2.9.1.2. Ters akımlı ısı değiştiricileri

Bu tipte, akışkanlar ısı değiştirici içinde birbirlerine göre eksenel olarak

paralel, fakat ters olarak akarlar. Bundan sonraki kısımda inceleneceği gibi, ters akımlı

ısı değiştirici düzenlemesinde, değiştiricideki ortalama logaritmik sıcaklık farkı ve

etkenlik, diğer bütün akış düzenlemelerine göre daha büyüktür. Bu üstünlüğünden

dolayı, bu tip ısı değiştiricileri pratikte genellikle tercih edilir. Fakat ısı geçişi olan

malzeme sıcaklığının değiştirici boyunca fazla değişmesi, bunun sonucu ısıl gerilimlerin

artması ve imalattaki konstrüksiyon güçlükleri nedeniyle, bazen bu düzenleme tercih

edilmeyebilir.

2.9.1.3. Çapraz akımlı ısı değiştiricileri

Bu düzenlemede, ısı değiştirici içindeki akışkanlar birbirlerine göre dik olarak

akarlar. Yapılan konstrüksiyona göre, kanatlar veya şaşırtma levhaları yardımıyla,

akışkanlar değiştirici içinde ilerlerken kendi kendisi ile karışabilir veya karışmayabilir.

Akışkan değiştirici içinde bireysel kanallar (veya borular) içinde akıyorsa ve bitişik

kanal içindeki akışkan ile karışmıyorsa, bu akışkana karışmayan adı verilir. Tersi

durumda ise karışan akışkan adı verilir.

Çapraz akımlı ısı değiştiriciler içindeki akışkanların sıcaklık dağılımları iki

boyutludur. Bir örnek olmak üzere iki akışkanın da karışmadığı durumda, ısı değiştirici

çıkışındaki sıcaklık dağılımları Şek 2.9.2.’de verilmiştir.

25

Şek.2.14. Akışkanların ikisinin de karışmadığı çapraz akımlı ısı değiştiricisinde giriş ve

çıkıştaki sıcaklık dağılımları

2.9.2. Çok geçişli ısı değiştiricileri

Bundan önceki bölümde incelenen tek geçiş halindeki paralel, ters ve çapraz

üç esas geçiş işlemleri, ısı değiştirici içinde değişik şekillerde art arda seri halde

düzenlenerek, çok geçişli ısı değiştirici tipleri elde edilebilir. Çok geçişli ısı

değiştiricilerin en büyük üstünlüğü, değiştiricinin ortalama logaritmik sıcaklık farkını ve

etkenliğini artırarak, bu değerleri tek geçişli ters akımlı düzenlemeye yaklaştırmasıdır.

Isı değiştiricilerinde geçiş sayısı ne kadar fazla ise, ters akımlı düzenlemeye yaklaşım o

kadar iyidir. Çok geçişli ısı değiştiricileri, kanatlı yüzeyli, gövde borulu ve levhalı

tiplerde değişik şekillerde uygulama alanı bulur.

2.9.2.1. Çapraz-ters ve çapraz-paralel akımlı düzenlemeler

Bu düzenlemeler genellikle kanatlı yüzeyli ısı değiştiricilerinde tercih edilir.

Đki veya daha fazla sayıda çapraz geçiş arka, arkaya ters veya paralel akımlı olarak seri

halde bağlanır. Isı değiştirici etkenliği ve ortalama logaritmik sıcaklık farkı, geçiş

sayısına ve her bir geçişteki akışkanların karışıp karışmadığına bağlıdır.

26

Her iki durumda da geçiş sayısı artırıldıkça sistemin etkenliği, tek geçişli ters

veya paralel akımlı düzenlemelere yaklaşabilir.

2.9.2.2. Çok geçişli gövde borulu ısı değiştiricileri

Gövde akışkanının karıştırıldığı, paralel-ters, bölünmüş akımlı, ayrık akımlı

düzenlemeler pratikte en çok kullanılan tiplerdir. TEMA(Turbular Exchanger

Manufacturers Association) tarafından yapılan düzenlemelerdir. Boru sayısı arttıkça

sistemin etkenliği, iki akışkanın da karıştığı çapraz akımlı ısı değiştiricisine

yaklaşmaktadır.

2.9.2.3. n Paralel levha geçişli düzenlemeler

Levha tipi ısı değiştiricilerinde, levhaların çeşitli şekillerde düzenlenmesi ile

çok geçişli akımlar elde edilebilir. Borulara ait bazı örnekler Şekil 2.9.8.’de

görülmektedir. Levha tipi ısı değiştiricilerinde conta yeri değiştirilerek bu düzenlemeler

kolayca elde edilebilir.

27

Şek.2.15. n paralel levha geçişli düzenlemeler

28

3. ISI DEĞĐŞTĐRĐCĐLERĐN ISIL HESAPLARI

Bir ısı değiştiricisindeki ısı geçişi, sadece içindeki akışkanlar arasında olduğu,

yani ortama bir ısı kaybının olmadığı kabul edilirse, yüzeyli ısı değiştiricilerinde

aşağıdaki bağıntı yazılabilir.

Q = Isı değiştiriciden geçen ısı

= Sıcak akışkanın soğurken verdiği ısı

= Soğuk akışkanın ısınırken aldığı ısı

= K. A. Δtm (3.1)

Burada Δtm bütün ısı değiştiricisinde etkili olan sıcaklık farkı (ortalama

logaritmik sıcaklık farkını) göstermektedir.

Sıcak ve soğuk akışkanların soğuması ve ısınması esnasında verilen ve alınan

ısılar, akışkanların kütlesel debileri ile giriş ve çıkış entalpilerinin farkından bulunabilir.

Q = •m(ig – iç) (3.2)

Isının alınması ve verilmesi durumunda akışkanların sıcaklıkları değişiyor ise

(duyulur ısı değiştiricilerinde), geçen ısı miktarı

Q = •mcp(tg-tc) = C(tg-tç) (3.3)

Şeklinde, buharlaşma ve yoğuşma şeklinde bir faz değişimi var ise geçen ısı

miktarı

Q = •m .r (3.4)

eşitliklerinden hesaplanabilir

29

3.1. Toplam Isı Geçiş Katsayısı, K, Temas Direnci ve Kirlilik Faktörü

Isı değiştiricilerinin yüzeyleri genellikle tek bir metalden imal edilirler. Belirli

bir çalışma periyodundan sonra ısı değiştirici yüzeyleri üzerine akışkanlar içinde

bulunabilinen parçacıklar, metal tuzları veya çeşitli kimyasal elemanlar birikebilir.

Bazen de korozif etkiler nedeniyle, bu yüzeyler üzerinde bir oksidasyon tabakası

oluşabilir. Bütün bu tabakalar, ısı geçişinde ilave birer ısıl direnç meydana getirirler.

Literatürde Rf simgesi ile gösterilen bu kirlilik direnci(veya faktörü), ısı geçiş

yüzeylerinin kirli ve temiz olmaları hallerindeki ısıl dirençlerin farkından bulunabilir.

Rf = temizkirli KK

11 − (3.5)

Bu eşitlikte, Kkirli belirli bir çalışma periyodundan sonraki, Ktemiz ise yeni ısı

değiştirici yüzeyindeki ısı geçiş katsayılarını göstermektedir. Isı değiştirici tasarımı

yapılırken, toplam ısı geçiş katsayısının hesaplanmasında Rf kirlilik faktörü daima göz

önüne alınmalıdır. Bu faktörün teorik olarak belirlenmesi oldukça güçtür, genelde

deneylerden elde edilen bulgular kullanılır.

Metal yüzeylerdeki pürüzlülük nedeniyle iki metal arasındaki temasın

mükemmel olmaması yüzünden, bu yüzeylerde bir “temas direnci” oluşur. Şek 3.1’de

görüldüğü gibi, iki yüzeydeki temas direnci, bu yüzeylerde bir sıcaklık artmasına neden

olur. Böyle durumları göz önüne alabilmek için

Rt = AQ

tt BA

/

− (3.6)

şeklinde bir direnç tanımı yapılabilir. Literatürde bu değerlere rastlanabilir. Şek 3.2’de

şematik olarak gösterilen, düzlemsel veya silindirik kabul edilebilen bir ısı değiştirici

yüzeyindeki toplam ısı geçiş katsayısı, aşağıda silindirik yüzey için yazılmıştır.

30

Şekil 3.1. Đki yüzey arasındaki temas direnci

Silindir iç yüzeylerine göre,

d

i

d

ifi

iti

itif

i

A

A

hA

ARA

Lk

rr

A

ARA

Lk

rr

A

ARA

Lk

rrR

hK

22

3

34

3232,

2

23

2121,

1

121

1

1

2

)/ln(

2

)/ln(

2

)/ln(11

++

++++++=−

−−

−

π

ππ(3.7)

Silindir dış yüzeylerine göre,

22

3

34

3

34

3232,

2

23

2121,

1

121

1

1

2

)/ln(

2

)/ln(

2

)/ln(

2

)/ln(11

hRA

Lk

rrA

Lk

rr

A

ARA

Lk

rr

A

ARA

Lk

rr

A

AR

A

A

hK

fdd

dtd

dtd

i

df

i

d

i

+++

++++++=−

−−

−

ππ

ππ

(3.8)

31

Şekil 3.2. Đki yüzey arasında toplam ısı geçiş katsayısının şematik gösterimi

3.2. Logaritmik Sıcaklık Farkının Kullanılması

Bir ısı değiştiricinin tasarımı veya performansının belirlenebilmesi için, ısı

değiştiricisindeki toplam ısı geçişi ile akışkan giriş ve çıkış sıcaklıkları, toplam ısı geçiş

katsayısı ve ısı geçişi toplam yüzey alanı arasında bir bağıntı bulmak gereklidir. Şek

3.2.1 göz önüne alınarak, sıcak ve soğuk akışkanlarda toplam enerji dengesinin

yazılması ile iki bağıntı elde edilebilir. Sıcak ve soğuk akışkanlar arasındaki toplam ısı

geçişi q ise ve ısı değiştiriciden çevre ortama bir ısı kaybı yoksa, potansiyel ve kinetik

enerjilerin göz ardı edilmesi durumunda, enerjinin korunumu aşağıdaki hali alır;

)( ,, ohihh iimq −=•

(3.9)

)( ,, icocc iimq −=•

(3.10)

32

Şek. 3.3. Sıcak ve soğuk akışkanlar arasındaki ısı alışverişi

Akışkanlarda bir faz değişimi yoksa ve özgül ısıları sabit kabul edilebilirse, bu eşitlikler

yerine

)( ,,, ohihhph TTcmq −=•

(3.11)

)( ,,, icoccpc TTcmq −=•

(3.12)

yazılabilir. Buradaki sıcaklıklar, belirli konumlardaki ortalama akışkan

sıcaklıklarını göstermektedirler.

ΔT≡ Th - Tc (3.13)

Diğer bir yararlı bağıntı, sıcak ve soğuk akışkanlar arasındaki sıcaklık farkı

Denklem(3.13) ile toplam ısı geçişi q arasında bir ilişki kurularak elde edilebilir. Böyle

bir bağıntı, Newton’un soğuma yasasında, ısı taşınım katsayısı h yerine toplam ısı geçiş

katsayısı U’yu yazarak bulunabilir. Bu durumda ΔT ısı değiştiricisi içinde

değiştiğinden, bu bağıntıyı

Q = UA ΔTm (3.14)

biçiminde yazmak gerekir. Burada U 3.2.1 kısmında bahsedilen K ile aynıdır,

ΔTm uygun bir sıcaklık farkı anlamındadır.

33

3.2.1. Paralel akışlı ısı değiştiricisi

Paralel akışlı bir ısı değiştiricisi içindeki sıcak ve soğuk akışkanların sıcaklık

dağılımları Şekil 3.3.’de gösterildiği gibidir. Sıcak ve soğuk akışkanlardaki diferansiyel

hacim elemanlarına enerji korunumunun uygulanması ile ΔTm ifadesi elde edilebilir.

Şekil 3.3.’de görüldüğü gibi, her bir elemanın uzunluğu dx ve ısı geçiş yüzey alanı dA

değerlerindedir. Enerji korunumu ve daha sonraki çözümlemeler için aşağıdaki kabuller

yapılmıştır.

Şek. 3.4. Parelel akışlı ısı değiştiricisinde sıcaklık farkı ve diferansiyel elaman gösterimi

34

a. Isı değiştiricisi çevreye karşı ısıl olarak yalıtılmış olup, ısı geçişi sadece

sıcak ve soğuk akışkanlar arasında olmaktadır.

b. Borular boyunca eksenel ısı iletimi göz ardı edilmektedir.

c. Potansiyel ve kinetik enerji değişimleri göz ardı edilmektedir.

d. Akışkanların özgül ısıları sabittir.

e. Toplam ısı geçiş katsayısı sabittir.

Gerçekte ısı değiştiricisi içindeki sıcaklık değişimi nedeniyle, özgül ısı

değişecektir. Ayrıca akış koşulları ile akışkan özeliklerinin değişimi nedeniyle de

toplam ısı geçiş katsayısı bir ölçüde değişecektir. Ancak, birçok ısı değiştiricisi

uygulamasında bu değişimler önemsizdir. ve cp,c, cp,h ve U için ortalama değerler almak,

oldukça doğru sonuçlar verir.

Şekil 3.3’deki her bir diferansiyel eleman için enerji dengesi ayrı ayrı

yazılırsa,

dq = - hhhh,ph dTCdTcm ≡•

(3.15)

dq = - cccc,pc dTCdTcm ≡•

(3.16)

eşitlikleri elde edilebilir. Denk.(3.9),(3.10),(3.11) ve (3.12)’de verilen birinci

yasa bağıntılarını elde edebilmek için, yukarıdaki denklemlerin ısı değiştiricisi boyunca

integrali alınabilir. dA yüzey alanından geçen ısı,

dq = U∆TdA (3.17)

olarak da yazılabilir. Burada ∆T = Th – Tc, sıcak ve soğuk akışkanlar

arasındaki yerel sıcaklık farkıdır. Denk.(3.16)’yı integre edebilmek için, Denk.(3.9) ve

(3.10), diferansiyel biçimde yazılmış Denk.(3.13)’e taşınarak

35

d(∆T) = dTh - dTc

d(∆T) = dq(ch C

1

C

1 + )

yazılabilir. Denk.(3.17)’de, dq, değeri bu son eşitli ğe taşınıp, ısı değiştiricisi

boyunca integrali alınırsa

∫∫

+−=

∆∆ 2

1

2

1 ch

dAC

1

C

1U

T

)T(d

veya

+−=

∆∆

ch1

2

C

1

C

1UA

T

Tln (3.18)

elde edilir. Denklem(3.10) ve (3.12)’den Ch ve Cc değerleri çekilip,

Denklem(3.18)’e taşınırsa

−+

−−=

∆∆

q

TT

q

TTUA

T

Tln i,co,co,hi,h

1

2

( ) ( )[ ]o,co,hi,ci,h TTTTq

UA −−−−= (3.19)

bulunur.

∆T1=(Th,i-Tc,i) (3.20)

∆T2=(Th,o-Tc,o) (3.21)

tanımları kullanılırsa,

)T/Tln(

TTUAq

12

12

∆∆∆−∆

= (3.22)

36

sonucuna ulaşılır. Bu sonuç Denklem(3.22) ile karşılaştırılırsa, uygun ortalama

sıcaklık farkı için ∆Tlm ortalama logaritmik sıcaklık farkı tanımı yapılabilir. Bu

durumda,

q = UA∆Tlm

elde edilir. Bu bağıntıda,

)T/Tln(

TT

)T/Tln(

TTT

21

21

12

12lm ∆∆

∆−∆=

∆∆∆−∆

=∆ (3.23)

biçiminde tanımlanmıştır.

Denklem(3.20),(3.21)’de belirtilenler, paralel akışlı ısı değiştiriciler için

geçerlidir. Çok geçişli ve çapraz akışlı ısı değiştiricilerindeki akışlar her ne kadar

karmaşık olsa da, ortalama logaritmik sıcaklık farkında

∆Tlm = F∆Tlm,CF (3.24)

biçiminde bir düzeltme yapılırsa, Denklem(3.9),(3.10),(3.11),(3.12),(3.21),

(3.23) bu tür ısı değiştiriciler içinde kullanılabilir. Buradaki ∆Tlm ortalama logaritmik

sıcaklık farkı, ısı değiştiricisini ters akışlı kabul ederek hesaplanan ∆Tlm,CF ile söz

konusu akış düzenini belirleyen bir F düzeltme katsayısının çarpımından bulunur. Bu

nedenle, Denklem (3.20) ve (3.21)’den;

∆T1 = Th,i – Tc,o (3.25)

∆T2 = Th,o – Tc,i (3.26)

yazılabilir.

37

Birçok gövde borulu ve çapraz akışlı ısı değiştiricisi için, F düzeltme

katsayısına ilişkin matematik ifadeler çeşitli araştırmacılar tarafından verilmiş ve bu

sonuçlar grafik olarak çizilmiştir.

3.3. Isı Değiştiricisi Çözümlemesi, Etkenlik-NTU Yöntemi

Bir ısı değiştiricisinde akışkan giriş ve çıkış sıcaklıklarının bilinmeleri veya

Denklem(3.9), (3.10), (3.11) ve (3.12) enerji korunum denklemlerinden kolayca

hesaplanabilmeleri durumunda, ısı değiştiricisinin çözümlenebilmesinde, ortalama

logaritmik sıcaklık farkı (LMTD) yöntemi çok kolaylık sağlar. Bu durumda ısı

değiştiricisi için ∆Tlm değeri kolayca belirlenebilir. Bununla birlikte, bir ısı

değiştiricisinde akışkanların sadece giriş sıcaklıkları belli ise, LMTD yöntemini

kullanmak için deneme-yanılma yoluna gitmek gerekir. Bu gibi durumlarda, etkenlik-

NTU yöntemi adı verilen farklı bir yöntemin kullanılması daha uygundur.

Bir ısı değiştiricisi için etkenlik tanımını yapmadan önce, bu ısı değiştiricisi

için qmax, olabilecek en fazla ısı geçişi tayin edilmelidir. Bu ısı geçişi, qmax, ilke olarak,

sonsuz uzunluktaki ters akışlı bir ısı değiştiricisinde Şek.3.3’de gerçekleşen ısı geçişi

olarak alınır. Böyle bir ısı değiştiricisinde, akışkanlardan biri, (Th,i – Tc,i) mümkün olan

en yüksek sıcaklık farkını gerçekleştirecektir. Bu noktayı açıklayabilmek için, Cc < Ch

durumu göz önüne alınırsa, bu durum için Denklem (3.15), (3.16)’dan |dTc|>|dTh|

olacaktır. Soğuk akışkanda daha büyük bir sıcaklık değişimi gerçekleşecektir. ve L �¶

olduğunda, sıcak akışkanın giriş sıcaklığına kadar ısınabilecektir. (Tc,o = Th,i). Bu

nedenle Denklem(3.12)’den

Cc < Ch : qmax = Cc(Th,i – Tc,i)

yazılabilir. Benzer olarak, eğer Ch < Cc ,ise, sıcak akışkanda daha büyük bir

sıcaklık değişimi gerçekleşecektir ve soğuk akışkanın giriş sıcaklığına kadar

soğuyabilecektir (Th,o = Tc,i). Bu durumda da Denk(3.10)’dan

38

Ch < Cc : qmax = Ch(Th,i – Tc,i) (3.27)

yazılabilir. Buraya kadar olan açıklamalardan, genel bir sonuç olarak,

qmax = Cmin(Th,i – Tc,i) (3.28)

verilebilir.

Burada, Cmin ısıl kapasite debisi, Cc veya Ch değerlerinden hangisi küçükse o

değere eşit olarak alınır. Denklem(3.27)’de, sıcak ve soğuk akışkan giriş sıcaklıklarının

konulması, ısı değiştiricisinde olabilecek en yüksek ısı geçişini sağlar. Kısa bir inceleme

ile olabilecek en yüksek ısı geçişinin Cmax(Th,i – Tc,i) çarpımına eşit olamayacağı hemen

anlaşılır. Daha büyük ısıl kapasite debisi olan akışkan, olabilecek en yüksek sıcaklık

farkını gerçekleştirseydi, enerjinin korunumu Cc(Tc,o – Tc,i) = (Th,i – Th,o), diğer

akışkanın daha büyük bir sıcaklık değişiminden geçmesini gerektirirdi. Örnek olarak,

eğer Cmax = Cc ise ve Tc,o sıcaklığının Th,i sıcaklığına eşit olduğu öne sürülürse,

(Th,i – Th,o) = Cc/Ch)(Th,i – Tc,i) olur ki bu durumda (Th,i – Th,o) > (Th,i – Tc,i) olmalıdır.

Bu açıkça olanaksızdır.

Bu açıklamadan sonra ısı değiştiricisinde gerçek ısı geçişinin, olabilecek en

yüksek ısı geçişine oranı, ¶ etkenlik olarak tanımlanabilir.

maxq

q=ε (3.29)

Denk (3.27) ve (3.29) yardımıyla

)TT(C

)TT(C

i,ci,hmin

o,hi,hh

−−

≡ε (3.30)

veya

39

)TT(C

)TT(C

i,ci,hmin

i,co,cc

−−

≡ε (3.31)

eşitlikleri yazılabilir. Etkenlik boyutsuz bir büyüklük olup, 0§¶§1 arasında

değişmek zorundadır. Etkenlik, ¶ ile sıcak ve soğuk akışkanların ısı değiştiricisine giriş

ve çıkış sıcaklıkları, Th,i ve Tc,i biliniyorsa, ısı değiştiricisindeki gerçek ısı geçişi

aşağıdaki bağıntıdan hemen bulunabilir. Bu bakımdan etkenlik tanımı yararlıdır.

q = ¶.Cmin(Th,i – Tc,i) (3.32)

herhangi bir ısı değiştiricisi için

=ε

max

min

C

C,NTUf (3.33)

bağıntısı yazılabilir. Bu bağıntıda Cmin/Cmax oranı, sıcak ve soğuk akışkanların

ısıl kapasite debilerine bağlı olarak, Cc/Ch veya Ch/Cc değerlerini alabilmektedir.

NTU(Number of Transfer Unit) ile gösterilen, geçiş birimi sayısı, ısı değiştiricilerinin

çözümlenmesinde yaygın olarak kullanılmakta olup

NTU ª minC

UA (3.34)

biçiminde tanımlanan boyutsuz bir parametredir. Burada söz konusu edilecek

olan bağıntı bu tezin amaçlarıyla da uygun olacak biçimde yalnızca çapraz akımlı ısı

değiştiricilerin etkenlik ve NTU bağıntıları olacaktır.

40

Cr = max

min

C

C (3.35)

Çapraz akış(tek geçiş)

Cmax karışıyor, Cmin karışmıyor

NTU =

ε−

+− )C1ln(

C

11ln r

r

(3.36)

Cmin karışıyor, Cmax karışmıyor

NTU = [ ]1)1ln(ClnC

1r

r

+ε−

− (3.37)

Her iki akışkan da karışmıyor

[ ]

−−

−=ε }1)NTU(C{exp)NTU(

C

1exp1 78.0

r22.0

r

(3.38)

Cmax karışıyor, Cmin karışmıyor

)]})NTUexp(1[Cexp{1(C

1r

r

−−−−

=ε (3.39)

Cmin karışıyor, Cmax karışmıyor

( ))]}NTU(Cexp[1{Cexp1 r1

r −−−−=ε − (3.40)

41

Tüm ısı değiştiricileri için (Cr=0)

)NTUexp(1 −−=ε (3.41)

42

4. KAYNAK ARA ŞTIRMASI

V.K. Mandhaniet ve arkadaşları çalışmada sıkıştırılamaz, süreklilik arz

eden Newtonyan bir akışkan akışı için dairesel boru demetleri üzerinde zorlanmış

taşınımda ısı transferi karakteristiklerini nümerik olarak incelenmişlerdir. Borular arası

hidrodinamik etkileşim yaklaşımı basit bir hücre modeli uygulanarak yapılmıştır.

Momentum ve enerji denklemleri sonlu diferansiyellerle belirli fiziksel ve kinematik

koşullar arasında nümerik olarak çözülmüştür. Bununla birlikte, silindir boruya

uygulanan ısıl sınır koşullar yada sabit sıcaklık veya sabit ısı akısının rolü açıklanmıştır.

Kapsamlı sonuçlar, sıcaklık bölgeleri ve tipik bir silindir yüzeyinde değişen Nusselt

Rakamları, boru kümesi için iki değişik Prandtl Rakamı(hava ve su için) uygulanarak

bulunmuştur. Reynolds rakamları 1-500 arasında değişirken boru kümesinin boşluk

değerleri 0.4 ile 0.99 arasında değişmektedir, böylece borulu ısı değiştiricilerinde ve

borulu yataklardaki ilgilenilen kısma karşılık vermektedir.

Sonuçlarda 20 Reynolds ve 0.7 Pr sayısı ve silindir etrafında gerçekleşen

ısı transferi ve 0.4 ve 0.99 arasındaki boşluk değerleri için Nu rakamı azalmakta ve θ

dönme açısı boyunca da 160˚’de minimum noktası verecek şekilde azalmaktadır.

Benzer bir grafik Re = 100, Pr = 0,7 için de geçerlidir. Re 500 değeri içinse çok daha

büyük bir Nusselt sayısından başlayarak boşluk değeri 0.99 için en küçük sayıyı

almakta ve θ=140˚ için minimum bir düğüm noktası yapmakta ve θ = 170˚ için θ =

0˚’den küçük izafi bir maksimum değeri almaktadır. Boru demeti de tek bir borunun

sonuçlarına çok benzer bir tepki vermiştir. Sonuçlar literatürden Eckert ve

Soehngenin’in (1952) sonuçlarıyla tek bir silindir için karşılaştırıldığında θ’ya karşılık

gelen Nu Rakamları biraz daha düşük olmaktadır. (V.K. Mandhani et al 2001)

W.A Khan ve arkadaşlarının eşsıcaklık sınır koşulları için çapraz akımdaki boru

demetlerinden ısı transferi üzerine yaptıkları çalışmalarında sıralı ve zikzaklı boru

düzenlemesi için boru demetinin 4. sırasından tipik bir çalışma hücresi seçmişler ve

akıma kontrol hacmi uygulamışlardır. Kapalı form düzenlemeleri için integral metot

sınır koşulları yöntemiyle analiz yapmışlar ve boru demetlerinden ısı transfer oranını

43

hesaplamak amacıyla Reynolds ve Prandtl rakamlarını ve boylamsal ve ters

düzenlemeleri içerecek biçimde diferansiyel formları hesaba katmışlardır. Çalışmanın

sonunda Pr=0.71 ve borular arası mesafenin boru çapına oranının 1.25 olduğu eşit

geometrik koşullar için zikzaklı düzenleme, sıralı düzenlemeye göre daha yüksek

Nusselt Rakamları vermiştir. Borular arası mesafenin çapa oranının 3 olduğu durumda

iki düzenlemenin Reynolds sayısına karşılık gelen Nusselt sayısı birbirine eşit olmuştur.

Mevcut çalışmadan elde edilen analitik yaklaşım sonuçlarındaki Reynolds sayılarına

karşılık gelen Nu sayılarının ve aynı şekilde Grimison ampirik bağıntısının ve

Zukauskasın deneysel çalışmalarıyla Re-Nu grafiğinde mukayesesi yapıldığında 10000

Re sayısı için Grimison ve Zukauskasın çalışmalarının yaklaşık 100 Nusselt sayısına

doğru mevcut analitik çalışmaya daha küçük değerlerden yakınsamakta olduğu

görülmektedir. Zukauskas ve Ulinskas’ın deneysel çalışmasının 103 ve 105 Reynolds

sayıları arasında analitik çalışmayla tam bir uyum içinde olduğu gözlenmektedir. (W.A

Khan et al 2006)

R.Tuğrul Oğulata ve arkadaşları çapraz akışta levhalı ısı değiştiricisinde,

karışmayan akışkanlarla çalışırken, homojen çapraz akım çizgilerinin analitik

araştırmasını yapmışlardır. Bu amaçla çapraz akışlı bir ısı değiştiricisi uygulanabilir bir

deneysel çalışmaya, sıcaklıkları, hava akım hızı ve basınç kayıpları göz önüne

alınabilecek şekilde, ayarları yapılmış ve ısı değiştiricisi verimi hesaplanmıştır. Analiz

kısmında en küçük entropi üretimi sayısı Termodinamiğin 2. Kanunu gereğince hesaba

katılmıştır. Akışkanın farklı ısıl kapasite debilerinin oranı azaldıkça artan geçiş birimi

sayısı boyunca etkenliğin de artığı söylenmektedir. Isı değiştirici tasarımında akışkan iki

defa levhalardan geçiyor yani çift geçişli bir ısı değiştiricisidir. Deneysel verilerle,

boyutsuz akış kütlesi hızı için optimum akış uzunluğu yolunun, teorik değerin biraz

altında ve optimum akış uzunluğu yoluna bağlı olarak, en küçük entropi üretimi

sayısının yine teorik değerin altında sonuç verdiğini görmüşlerdir. Buna göre minumum

entropi üretimiyle etkenlik arasında bir bağıntı vardır. (R. Tuğrul Oğulata ve arkadaşları

2000)

R.S Matos ve arkadaşları çalışmalarında dairesel ve eliptik borulu ısı

değiştiricileri için 2 boyutlu bir ısı transferi analizi yapmıştır. Verilen hacme karşılık dış

44

akışın ısı değiştiricisi toplam ısı transfer oranını artırmak amacıyla sonlu elemanlar

yöntemiyle analitik çalışma, sonra nümerik bir geometrik optimizasyon çalışmasını her

iki dairesel ve eliptik geometri için ve alışılagelmiş boru düzenlemeleri için

yapmışlardır. Hava için göz önüne alınan sabit süpürme hacminde Reynolds sayısının

300 ve 800 sayıları arasındaki değişimi için denenmiştir. Deney sonuçlarına göre

tavsiye edilen yöntem borular arası boşluğun her zaman durumsal ele alınarak tüm

parametreler göz önünde bulundurulduğunda optimize edilebileceğidir. (R.S Matos et al

2000)

E. Buyruk ve arkadaşları çapraz laminer akışta tek silindirin ısı transferi

karakteristiklerini ve akımını, nümerik ve deneysel olarak çalışmışlardır. Bilgisayar

destekli çözümlemede vortisiti akım fonksiyonu tekniğini sıkıştırılamaz tam gelişmiş

laminer akım için Navier-Stokes ve enerji denklemlerinin yanı sıra Gauss-Siedel aşırı-

gerginlik tekniğini kanaldaki akım fonksiyonu ve sıcaklık dağılımını bulmakta

kullanmışlardır. Çalışmada tek bir boru eşsıcaklık için ısıtılmış ve farklı kanal

engelleme oranlarında değerlendirilmiştir. Sonuçlara göre 120 ve 320 Reynolds

rakamları arasında 0.18 ve 0.47 engelleme katsayıları (basınç blokaj etkisi) aralığı için

arttırılmış blokaj etkisinin akımın boru üstündeki ayrılma noktasını aşağıya çektiği ve

akımın deneysel sonuçlarının analitik sonuçlara kıyasla analitik tahminlerle uyuşmadığı

gözlenmiştir. Blokajın artmasının silindirden ısı transferi oranını artırdığı

gözlemlenmiştir. Reynolds sayısını artırmanın ayrılma noktasını akım yönünde

ilerlemesine ve toplam ısı transferi katsayısının artmasına sebep olduğu görülmüştür.

W.A Khan ve arkadaşları boru demetlerinden taşınımla olan ısı transferine

analitik bir yaklaşım yaparak çalışmışlardır. Yaptıkları çalışmayla amaçladıkları

eşsıcaklıktaki sınır koşulları için boru demetlerinden birinde bir kontrol hacmi seçerek

kontrol hacmine üzerinde analitik bir yaklaşım, denklem yazmaktır. Borular arasındaki

akımın karışık bir akış ve gerçekleşen ısı transferi bakımından zor ele alınır

pozisyondaki tabiatından kaynaklanan bu durumundan ötürü en başta ilk sıralardaki

borulara analitik kuramları ve integral metodu uygulamışlardır. Ele aldıkları boru için

akımın ön durma noktası ve ayrılma noktasında gerçekleşen ortalama ısı taşınım

katsayısını hesaplamışlardır. Ayrılma noktasından yan durma noktasına kadar olan

45

akıştan ısı taşınımı için ampirik bağıntılar kullanılmış, geride kalan 2., 3. ve diğer boru

sıraları için de ampirik bağıntılar kullanılmıştır. Çalışmanın sonuçları kare ve üçgen

boru demeti düzenlemelerinin her ikisi için de mevcuttur.

Pierson ve Huge’un deneysel çalışmasını tekrar eden Grimison türetilmiş başka

bir ampirik sonucu şöyle bulmuştur:

NuD = 0,32.Fa.Re0,61Pr0,31

Fakat bu sonuçlardaki Fa’yı Grimison bir grafik yöntemle oluşturmuştur. Bunun

yanında Fa için Grimison’un grafik metodundan farklı olarak Hausen’ın geliştirdiği şu

ampirik formül de mevcuttur:

NuD = 0,34.Fa.Re0,61Pr0,31

Yukarıdaki korelasyon kare düzenlemeler için yazılmıştır, Fa burada boru

düzenlemesinin geometrisini temsil eden bir düzeltme faktörüdür ve çaprazlama boru

demeti düzenlemesi için ampirik bağıntılarda şu şekilde geçer:

NuD = 0,35.Fa.Re0,57Pr0,31

Fa = 1 + 0,1a + 0,34/b

Zukuskas ortalama Nusselt sayısı için ampirik deneysel bir korelasyonu 16 veya

daha fazla sıra içeren boru demetleri için aşağıdaki şekilde vermiştir

NuD = F.C.ReDm.Prn

Bilinen tüm literatür bilgilerinden yola çıkılarak, Van Der Hegge Zijnen’in

silindirik bir borunun yan kısmından olan taşınımla ısı transferine ait formülü şöyle

verdiğini görebiliriz;

46

NuDf2 = 0,001ReD

Buradan da, bir boru demetinin ilk sırasındaki herhangi bir boru için taşınımın

ampirik korelasyonu aşağıda yazıldığı gibi olacaktır:

NuDf = C2Re1/2.Pr1/3 + 0,001ReD (W.A Khan et al 2006)

47

5. DENEYSEL ÇALI ŞMA

5.1. Deney Tesisatı

Çapraz akımlı ısı değiştiricisi deneylerini yapabilmemiz için kullandığımız

deney tesisatının şekli şematik olarak aşağıda gösterilmiştir.

Şek. 4.1. Deneylerde kullanılan çapraz akımlı ısı değiştiricisi ve kontrol cihazlarının şeması.

48

Deney sistemi hava kanalı, fan ve kontrol ünitelerinden oluşmaktadır.

Hava kanalı dikey monte edilmiş, 65X150 mm kesit alanı olan ve yaklaşık 1,2

m uzunluğundaki plastik kanaldan oluşmaktadır. Kanalın üst ucu ortama açıkken, alt

ucu fanın girişine bağlıdır. Kanalın tam ortasında ve ön tarafında bir boşluk

bulunmaktadır ve bu boşluk, deneyler sırasında kullanılacak farklı ısıtıcı ve boru

tiplerinin uygun bir aparatla kanal içine yerleştirilmesi içindir. Bu ısıtıcı ve borular önce

uygun bir levhaya yerleştirilir ve bu levha da kanal üzerine sızdırmaz bir şekilde monte

edilir. Deneyler 4 tip levha ile yapılmıştır. Bunlar, tek borulu levha, çok borulu levha,

kanatcıklı boru levhası ve yerel ısı transfer katsayısı ölçüm levhasıdır.

Tek borulu levha, 16 mm çapındaki bir deliğe sahiptir ve düz borulu elektrikli

ısıtıcının yerleştirilmesi içindir ve ısıtıcı hava kanalına monte edildiğinde tek borunun

çapraz akıştaki davranışı gözlenmektedir.

Çok borulu levha, üzerinde 16 mm çapında 27 adet sabitlenmiş boru bulunan

aralıkları eşkenar üçgenler şeklinde düzenlenmiş bir boru demetidir. Borular 6 sıradan

oluşur ve her sıranın merkezine yakın bir konumdaki borusu çıkarılıp takılabilir

şekildedir, böylece ısıtıcı eleman farklı sıralara monte edilerek farklı sıralardaki

davranışı gözlenmektedir.

Kanatçıklı boru levhası, 12.7 mm taban çapı ve 25.4 mm kanatçık çapı olan 14

tane kanatçıklı bakır boruyu taşıyan bir plastik levhadır. Boruların merkezleri arasında

30 mm’lik bir eşkenar üçgen alanı düşünülerek tertiplenmişlerdir. Borular dört sırada

oluşmuştur ve her bir sıranın merkezi civarında aynı özellikleri taşıyan, sökülüp

takılabilen dolayısıyla ısıtıcı boruyla yer değiştirilebilinen yapay bir boru vardır.

Kanala iki adet eğik manometre monte edilmiştir. Bunlardan ilki emme basıncı

farkını 0 – 70 mmH2O aralığında ölçerken diğer eğik manometre kanal içindeki hava

basıncını ya da aynı şekilde emme basıncı farkını 0 – 30 mmH2O aralığında ölçer.

49

Fan hızı sabittir, fakat fan çıkışındaki bir damper vasıtasıyla kanal içinden

geçen havanın debisi ayarlanmaktadır.

Kontrol ünitesi ise deney sisteme uygulanan ve sistemden alınan verileri

okumamızı sağlayan göstergelerden oluşan bir kontrol panelidir.

Kanal içindeki ve ısıtıcı yüzeyindeki sıcaklıklar dijital bir termometre ile

ölçülmektedir. Elektronik termometre 0,1 ˚C hassasiyetinde aktif elemanının yüzey

sıcaklığını ve bir şalter aracılığıyla kanal içindeki havanın sıcaklığını göstermektedir.

Sistem dahili bir röleye sahiptir ve aktif elemanın sıcaklığının yaklaşık 100 ˚C’yi aşması

halinde ısıtıcı beslemesi otomatik olarak kesilir.

Isıtıcıya uygulanan gerilim, potansiyometre ile 0-35 V veya 0-70V aralığında

ayarlanabilir. Uygulanan gerilimin ölçülmesi analog voltmetre tarafından yapılmaktadır.

5.2. Aktif Eleman

5.2.1. Düz borulu ısıtıcı (aktif eleman)

50 mm uzunluğunda ve nominal 15,8 mm çapta silindirik kalın bakır elektrikli

ısıtıcıdır. Silindirin merkezine gömülü bir tane termokupl ortalama yüzey sıcaklığını

ölçer. Isıtılmış silindirin uç noktaları duvar etkilerine bağlı hataları azaltmak amacıyla

yalıtılmıştır.

5.2.2 Kanatçıklı boru ısıtıcısı (aktif elemanı)

Elektrikle ısıtılan 55 mm uzunluğunda ve 12,7 mm nominal çapta silindirik

kalın bakırdan yapılmıştır ve 25,4 mm’lik çapta bakır kanatçıklara sahiptir. Aktif

elemanın uç noktaları duvar etkisinden doğabilecek hataları en aza indirmek için

yalıtılmıştır. Entegre termokupl yüzey sıcaklığını gösterir.

50

5.2.3. Yerel ısı transfer elemanı

Isıtıcı elemanın içerisinde, 22mm çaptaki bir plastik borunun üzerine

elektriksel iletkenliğe sahip bilinen ölçülerde giydirilmiş bir cam bez vardır. Silinidirik

cam bez en alt ve en üst noktaları arasında süreklilik arz eden bir elektrik yolu sayesinde

düzgün yayılı düşük elektrik akımının, cam bezin üzerinden geçecek ve ısıtacak

şekildedir. Cam bezin altında bulunan ve derece diskiyle eşkullanımı sağlanmış 0˚

işaretli montajlı görünen parça termokupldır.

5.3. Hesaplamalar

5.3.1. Aktif eleman için hesaplar

Aktif elemanın çapı, d = 15.8 mm

Aktif elemanın ısıtılan yüzeyinin uzunluğu, L = 50mm

Aktif elemanın ısıtılan yüzeyinin alanı,

A = π.d.l = 2.482x10-3 m2

Kanalın kesit alanı,

S = 65x150mm = 9.75x10-3 m2

Düz boru demetleri arasındaki minimum akış alanı,

AS = 2

32.316 mm - 3.16.

3

πmm = 4.160x10-3 m2

Kanalda havanın akış hızı,

51

U = 74.294a

a

P

TH .m.s-1

5.3.2. Kanal Đçindeki Hava Akımı Hızının Hesaplanması

Bernoulli Denkleminin deney sistemi referans noktası ve dış atmosferik ortam

basıncı arasında uygulanmasıyla aşağıdaki denklem elde edilir.

a

ad P

mglHRTCU

ρ2= (5.1)

R havanın özgün gaz sabiti olmak kaidesiyle.

Giriş tipine bağlı olarak da Cd=0,98 alınmıştır. Bilinen değerleri yazmak

koşuluyla

1..

294,74 −= smP

THU

z

a (5.2)

Elde edilecek hız değeri kanalda herhangi bir engelleme olmadan elde edilecek

hız değeri olduğu not edilmelidir.

Tek boruyla işlem gerçekleştirildi ğinde hızın engellenmesi çok küçüktür

bu sebeple de ihmal edilebilir olacaktır. Bununla birlikte çok borulu levha

yerleştirildi ğinde blokaj etkisi hesaba katılmalı ve burada hız, geçerli minimum alanda

oluşan akım hızı olarak alınmalıdır. Düzlemsel çok borulu levha için borular arası etkin

hız değeri aşağıda yazıldığı biçimdedir:

Uı= Ux2,343

52

5.3.3. Kanatçıklı boru için hesaplamalar

Kanatçıklı borularla yapılan deneyin amacı aynı koşullar altında kanatçıklı ve

dairesel boruların karşılaştırılmasıdır. Böylece, her iki boru demetini de benzer efektif

çapraz akım hızlarında deneye maruz tutmak uygulamaya yönelik önemi ortaya koyar.

Serbest kanal içindeki akış hızı

at

a

P

HTU

.294,74=

Bir boru demeti içindeki borular arası efektif hava akımı hızı

T

Dı

A

AUU ×=

Kanatçıklı boru için ise,

3

3

10498,4

1075,9−

−

×××= UU ı = U x 2,167 (5.3)

Dairesel boru için de

3

3

10160,4

1075,9−

−

×××= UU ı = U x 2,343

Böylece kanatçıklı borular için

at

aı

P

HTU294,74

167,2= (5.4)

53

Yeniden düzenleyerek

OmmHT

Px

x

U

a

atı

22)

167,2294,74( =

Benzer olarak dairesel borular için ise

OmmHT

Px

x

U

a

atı

22)

343,2294,74( =

Bu sayede, eğer borular arası hız Uı bu şekilde tahmin ediliyorsa, burada

gerekli emme basıncı farkı için Pat, Ta ve Uı parametrelerinin denklem (i) ve (ii)’de

yerine yazılmasıyla istenen sonuç elde edilecektir.

5.4. Süreklilik koşullarının elde edilmesi

Süreklilik koşulları elektrikli boru ısıtıcısının sabit yüzey sıcaklığı için elde

edilir.

(i) Aktif boru elemanı için uygun boru levhası ile beraber hava kanalına

monte edildikten sonra, fan çalıştırılır.

(ii) Kısılma damperinin durumu ayarlanır.

(iii) Yavaşça aktif elemanın ısıtıcı gerilimini artırılır. Böylece

göstergedeki sıcaklığın arttığı gözlenecektir. Đstenen sıcaklık değeri sabitlenene kadar

ısıtıcı gerilimi ayarlanır. Sıcaklık sabitlendiğinde süreklilik koşulları elde edilmiş olur.

54

5.5. Deneylerin Teorisi

5.5.1. Çapraz Akımda Yalıtılmış Silindir

Taşınımla ısı transferinin iki farklı akım türü için tipleri mevcuttur , bunlar

laminer ve turbulanslı tiplerdir.

Laminer akımın söz konusu olduğu durumlarda, akışkan lif benzeri çizgiler

şeklinde akmakta veya bir birine karışmayan akım çizgileri boyunca akım devam

etmektedir. Böylece laminer akışta bir yüzeyden geçen ısı akımı akışkanın kendi içinde

gerçekleşen bir temas yoluyla oluşmalıdır. Böylece, ısı akım oranı düşük seyredecektir

ve akışkanın ısıl iletkenliğine bağımlı olacaktır.

Türbülanslı akımın söz konusu olduğu durumlarda ise akışkanın karışması

gerçekleşmektedir. Böylece, belli bir andaki akışkan “paketi” ısınmış yüzeye yakın

olabilmektedir ve daha sonra hızlı bir şekilde ısıyı transfer edip akım içinde

dağılmaktadır. Böylece, akışkan yığın kütlesine ısı transferi çok hızlı gerçekleşir ve

türbülansın derecesi ne kadar yüksekse, ısı transfer miktarı da o derece yüksek olarak

gerçekleşir.

Laminer akım için, akımın belli bazı durumlarında kendi özgün

geometrisinden kaynaklanan ortalama yüzey ısı transferi katsayısı için matematik

ifadeler geliştirmek mümkün görünmektedir. Mesela, borular içindeki laminer akım ve

düz metal yüzeylerin üzerindeki laminer akım örnek olarak verilebilir. Ama her nasılsa,

silindirler üzerindeki dış akım için, bu genelde mümkün değildir ve ampirik bağıntılar

kullanılmalıdır.

Benzer şekilde, bazı özel durumlar hariç, türbülanslı akım koşulları basit

teorik analizlere izin vermemektedir ve bu yüzdendir ki, genel akış koşulları

hedeflenerek yüzey ısı transfer katsayılarının değerlendirilmesi için alternatif diğer bazı

yöntemlere ihtiyaç duyulmaktadır.

55

Buna örnek bir yöntem dinamik benzerlik prensibinin uygulanmasıdır.

Bu, kesinliği belli bazı varsayımlarla birlikte, aşağıda bahsedilecek kimi

ifadelerin hem laminer hem de türbülanslı akışlar için geçerli olduğunu ispatlamaktadır:

(i) Đki sınır arasındaki hız dağılımı, her iki alan için de Reynolds Rakamları

aynı olduğu zaman benzer olarak gerçekleşir. (u.d/υ)

(ii) Đki sınır arasındaki ısı dağılımı her iki akışkan için de Prandlt Rakamları

aynı olduğu zaman benzer olarak gerçekleşir.(Cpµ/k)

(iii) Hem (i) hemde (ii) sağlandığı zaman, Nusselt Rakamları birbiriyle

uyumlu yüzey elemanları için de aynı olacaktır ve böylece ortalama Nusset

Rakamı(hd/k) her iki yüzey için aynı olacaktır.

Bu durumlar şu ifadenin yazılmasıyla özetlenebilmektedir.

Nu= f(Re,Pr) (5.5)

Bu yüzdendir ki belli bazı koşullar için elde edilen deneysel ispatlar veya belli

bir ölçekteki ısı değiştiricisi modeli geometri, Reynolds ve Prandtl rakamlarının eşit

olması şartıyla, tüm birimin ölçüsüne uygulanabilmektedir.

Yukarıdaki Denklem(5.5)’i kullanılabilir bir forma indirgemek için, boyut

analizi kullanılabilir ve bu aşağıdaki genel ilişkilerle sonuçlanmaktadır.

Nu= C.Rem. Prn (5.6)

Gaz halinin söz konusu olduğu durumlarda, genellikle Prandtl Rakamındaki

değişim, ısı ve basıncın normal değişimleri için neredeyse hiç farklılık

göstermemektedir ve Prandtl Rakamı faktörünün, sabit C değerinin bir parçası olduğu

varsayılabilir.

56

Bu yüzden, değişen Reynolds Rakamları için özel geometriye sahip

numuneler üzerinde yapılacak bir dizi deneysel uygulamalarla, C ve m sabitleri için

değerler elde etmek mümkündür.

Türbülanslı çapraz akım durumunda, izole edilmiş bir silindir göz önüne

alındığında, Reynolds Rakamı genel olarak 4000 ile 40.000 arasında olduğundan

aşağıdaki bağıntı kabul edilmektedir. (Silindir çapına bağlı olarak)

Nu=0.174. Re0.618 (5.7)

Alternatif olarak, 10 ile 105 Reynolds Rakamı arasında son zamanlarda

geliştirilmi ş aşağıdaki şu korelasyonun uygulanabilir olduğu görülmüştür.

Nu= (0.4.Re0.5 + 0.06.Re0.666) Pr0.4

s

a

µµ

(5.8)

Bu formülde, yerel ve serbest akım viskozitesi içeren ekstra boyutsuz bazı

terimler kapsama alınmıştır.

5.5.2. Çapraz akımda boru demetleri

Çapraz akıştaki yalıtılmış silindir probleminde, akımın Reynolds Rakamının

hesaplanmasında kullanılan hız, silindirik boruya yaklaşmakta olan akışkan havanın

hızıdır.

Bu yüzden, bir boru demetinin kanal içindeki akıma direnç sağladığı ve tıkama

etkisi gösterdiği zaman, boru demetine doğru yaklaşmakta olan akım hızı boru sıraları

arasındaki-kanal alanının, boru alanı enine düz kesitine indirgenmiş, ıslak yüzey-hızdan

daha düşük olacağı anlaşılacaktır.

57

Bu duruma atfen karakteristik bir referans hızı, belirli küçük bir boru demeti

alanı için seçilmiş olan en küçük serbest alan olup, hız da bu alandaki akım hızı olarak

belirlenmiştir.

Aşağıda gösterilen şematik düzenlemede istenilen alan, nokta ya da devamlı

çizgilerle işaretlenen iki alandan en küçük olanının belirlenmesiyle bulunacaktır.

Böylece, boş kanal Ad kesit alanına sahipse ve boru içi minimum alan At ise,

ısı değiştirici boyunca oluşacak hız

Uı = t

d

A

AUx (5.9)

Şekil 5.1. Çapraz akımlı bir ısı değiştiricisinde en küçük serbest alan

şeklinde olur ve korelasyonlarda kullanılmak üzere hesaplanan Reynolds

Rakamında geçen hız değeri bu formülden gelir.

Çapraz akımda tek boru olması durumunda, taşınımla ortalama ısı transferi

katsayısı için bir korelasyonun belirlenmesi, çapraz akımlı bir ısı değiştiricisini

meydana getiren kanallar için, deneysel olarak gerçekleştirilmelidir.

58

Boru konumu doğrultusunda boru demetinin içinden olan türbülanslı akımın

genel Denk.(5.6) için daha çok değişken ortaya çıkmaktadır ve bu o zaman şu şekilde

ortaya konulmalıdır:

Nu= C. Rem. Prn. Fn (5.10)

Bu denklemdeki Fn enine akım boyunca çaprazlanan boru demeti sıralarının

numaralarını ifade eden bir fonksiyondur.

Denklem (5.10)’in genelleştirilmi ş kabul edilen şekli aşağıdaki biçimdedir:

Nu= 0.273. Re0.635Pr0.34. Fn (5.11)

Bu korelasyondan elde edilen Nusselt Rakamı boru demeti içinde bulunan tüm

borular boyunca kabul edilmiş bir ortalama değerdir. Böylece, bir ısı değiştiricisi

tasarımı amacı için belli büyüklükte ve rakamda bir boru demeti sırasından yola

çıkılarak akımın genel ısı transfer oranı için bir tahmin yürütülebilir.

Yukarıda bahsedilen denklem zikzaklı boru düzenlemeleri için uygulanabilir

ve Reynolds Rakamının 300 ile 200.000 arasında olduğu durumlar için önceki şekil

bunu göstermektedir.

Zikzaklı bir boru demeti yığını için, Fn’in sayfa 59’da Şekil.10.2.2’de

gösterildiği gibi bir değişiklik sergilediği bulunmuştur.

59

Şekil 5.2. Çapraz akımda toplam boru sırası adeti için boru Fn değişimi

Böylece burada çaprazlanmış sıraların sayısı arttıkça bu sebepten dolayı ortaya

çıkan etkinin taşınılma ısı transferi katsayısını arttırdığı görülebilmektedir. Bu en çok da

akım hızı nedeniyle, türbülanslı akıma maruz her bir sıranın arkasında bulunan sıradan

ötürü türbülansa eklenen türbülans etkisi yüzünden ortaya çıkmaktadır. Ama

Şek(5.2)’de görülebileceği gibi, artış oranında bir azalma yaklaşık 10 boru sırası sonra

ortaya çıkmaktadır. O zaman bu akım türbülans açısından doygunluğa erişmiş

olmaktadır.

Daha önceden burada ifade edildiği gibi, yukarıdaki korelasyon sadece

Şekil(5.1)’de gösterilen zikzaklı geometrilere uygulanabilmektedir. Buna benzer daha

bir çok ampirik bağıntı diğer çeşitli geometriler için mevcuttur ve onlar genelde ders

kitaplarında ya da referans kitaplarında mevcuttur.

5.5.3. Çapraz akımda kanatçıklı borular

Verilen bir yüzeyden taşınılma ısı transferi oranının artırılması gerektiği

durumlar çok fazladır.

Newton un soğuma yasası •Q=h.A(Ts – Ta) ; h, A veya (Ts - Ta)’nın artırılarak

•Q ısı transfer oranının artırılabileceğini söylemektedir.

60

Deneyde kullanılan çapraz akımlı ısı değiştiricisi, standart olarak, h’nin

geometriye, akışkan özelliklerine ve akım oranına bağlı bir fonksiyon olduğunu ve buna

göre ısı transfer miktarının deney seti için ancak sıcaklık farkının (Ts – Ta)

yükseltilmesiyle artırılabileceğine işaret edilmektedir.

Genelde gazlar için ısı transfer katsayıları zorlanmış akımda bile düşüktür.

Verilen hacim için belirli bir çapraz akımlı ısı değiştiricisinin performansını artırmanın

bir yolu boruların dışına enine kanatçıklar koymaktır. Bu işlem yüksek bir etkinlikle

her bir borunun ısı transfer alanını artırmaktadır.

Kanatçıklı boru levhasının işletmeye alınması etkin yüzey alanı A’ya harici

kanatçıkların eklenmesi ve kanatçıkların ısı transfer oranı üzerindeki etkisinin

incelenmesi ve gösterilmesini sağlar.

Dairesel borulara benzer bir şekilde, kanatçıklı borularda da ancak deneysel

veriler genelleştirilmi ş korelasyonları elde etmenin tek mümkün yolunu bize

sunmaktadır. Aslında, ticari amaçlarla üretilen kanatcıklı borularla da, genellikle

tedarikçi tarafından sağlanan korelasyonlar kastedilmektedir.

Önceki sayfalarda bulunan dairesel çoklu boru demetinin kuramsal analizi,

şimdi incelemekte olduğumuz kanatçıklı boru demetlerine de uyarlanabilir.

Ama, yüzey ısı transfer katsayısı için göz önüne alınan alana gerçekleşen

taşınılma ısı geçişinde değişiklikler olmaktadır. Kanatçıklı bir borunun ısı transferi

esnasında açıkça gözlemlenebilir davranışı; kanatlar arası boşluktan taşınılma ısı

transferi, kanatçık malzemesi boyunca iletimle ısı transferi ve kanatçık yüzeylerinden

taşınılma gerçekleşen ısı transferi şekilleri ve tiplerinin bir kombine olmuş

birleşimleridir. Eğer toplam kanatçık ve boru alanı göz önünde tutulursa, dairesel bir

boru için varsayılan taşınılma ısı transferi katsayısı, kanatçıklı olana göre

karşılaştırmada açıkça farklılaşımlar sergileyecektir.

61

Deney setinin kullanım amaçları adına kuramsal bağlamda burada dairesel

boru düşünülecektir.

5.5.4. Yerel ıs transfer elemanı

Cam bez temas durumundayken birim alan başına hemen hemen düzgünyayılı

bir dirence sahiptir ve böylelikle A ve B yarıçapları arasındaki bölgede sabit bir gerilim

V uygulandığında I akımı gerçekleşecektir. Cam bezin A alanı bilindiğinden birim alana

uygulanan güç yoğunluğu, düzgünyayılı dirençten ötürü, her yerde eşit ve aşağıda

yazıldığı gibi olacaktır.

A

IV ×=φ (5.12)

Bir başka seçenek olarak, ısıtılan yüzeylerin elektriksel temas noktaları

arasındaki toplam direnç R ohm cinsinden yazılmak istenirse

(R

VI = eşitli ğinden)

AR

V

×=

2

φ (5.13)

Cam bez ısıtıldığında, altındaki silindirin merkezine yakın bölgede monte

edilmiş termokupl, sıcaklığı kaydeder. Cam bezin kalınlığının çok ince olmasından

kaynaklanan tabiatı bizi termokupl tarafından kaydedilen sıcaklıkla, yüzey

sıcaklığının(Ts) birbirine eşit olduğu sonucuna götürebilir.

Kanal içindeki hava akımının sıcaklığı Ta kontrol konsolundaki anahtara

basmak suretiyle görülebilir. Buna bağlı olarak sıcaklık farkı veya ısı transferini başat

etkileyen güç bulunabilir denilir. (Ts- Ta)

Cam bezin düşük kalınlığına ve zayıf ısıl iletkenliğine bağlı olarak (nominal

0.06W.m-1.K-1), silindir çevresine az miktarda ısının iletildiği varsayılır.

62

Bundan dolayı, eğer ki silindirin çevresindeki ısı transfer oranı değiştirilerek

sürdürülürse, sağlanan güç yoğunluğunun silindirin her yerinde düzgünyayılı

gerçekleşmesine bağlı olarak ısı transfer miktarı yüzey sıcaklığıyla orantılı miktarda

değişecektir.

Düşük ısıl iletkenliğin verdiği avantaj sayesinde, termokuplün sadece çok

yakın komşuluğu olan yüzeydeki sıcaklığı kaydettiği varsayılır. Böylelikle bu

söylediklerimizden yola çıkılarak hesaplanan, ısı transfer katsayısı h’nin yalnızca

komşuluğundaki bu bölgeye(ısıl sınır tabaka) bağlı olduğu varsayılır. Isı transfer

katsayısı, h, aşağıdaki gibi hesaplanabilir:

as TTh

−= φ

).(.

2

as TTAR

V

−= (5.14)

Cam bezin ve plastik silindirin sahip oldukları çok düşük ısıl iletkenliğe bağlı

olan bazı etkiler, yine borunun komşuluğundaki rüzgar tüneli duvarlarına bağlı bazı

etkiler söz konusudur. Fakat bu etkilerin göz önünde bulundurulması ya da

hesaplanması deney amaçları dışında bulunmaktadır.

63

6. DENEYLERĐN YAPILI ŞI

Düz boru ve boru demeti için deney tesisatı ile,

1. Sürekli rejimde tek bir boru için ısı transferi, sıcaklık farkı ve yüzey ısı

transfer katsayısının 30m.s-1 hıza kadar çapraz akımda tespiti,

2. Çapraz akımlı ısı değiştiricisinde 1. 2. 3. 4. 5. 6. boru sıraları için sürekli

rejimde ortalama yüzey ısı transfer katsayısının hesaplanması,

3. Çapraz akımlı ısı değiştiricisinde 1’den 6’ya kadar seçime bağlı boru sırası

sayısı için ortalama yüzey ısı transfer katsayısının hesaplanması ve

4. 6 boru sırasının her biri için Prandtl, Reynolds ve Nusselt değerleri

arasındaki ilişkinin ortaya çıkarılması deneyleri yapılmıştır.

Çapraz akımlı ısı değiştiricisinde kanatçıklı boru sistemiyle,

1. Çapraz akımda dairesel boru demetleri için harici kanatçıkların güç

yoğunluğu etkisinin incelenmesi ve

2. Çapraz akımlı ısı değiştiricisinde kanatçıklı bir borunun 1. , 2. , 3. ve 4.

sıralarda sürekli rejim için ortalama yüzey ısı transferi katsayısının hesaplanması

deneyleri yapılmıştır.

Siyah boru levhası ve yerel ısı transfer elemanıyla yapılan deneyler ise,

1. Direkt ısı transfer silindiri kullanarak çapraz akımda bir silindirin ön

durma noktası için Nusselt ve Reynolds sayıları arasındaki ilişkinin ortaya

çıkarılması

64

2. Çapraz akımda bir silindir etrafında gerçekleşen taşınılma ısı transferine

ait katsayıdaki değişimlerin hesaplanmasıdır.

6.1. Sürekli Rejimde Yalnız Bir Boru Đçin Isı Transferi, Sıcaklık Farkı Ve Yüzey

Isı Transferi Katsayısının Çapraz Akımda 30m.s-1 Hıza Kadar Hesaplanması

Konsol üzerindeki ana şalter ve fanın da aynı şekilde kapalı pozisyonda

olduğu kontrol edildikten sonra tekli boru levhasındaki delik boşluğuna aktif elemanı

yerleştirip kablosu kontrol konsoluna takılır ve üst manometrenin sağ el tarafında

bulunan manometre borusuna kanalın basınç borusu bağlanır. Kullanımdaki manometre

üzerindeki harfle kullanımdaki boru levhası üzerindeki harf bir biriyle eşleşmelidir.

Fan üzerindeki kısma damperini 9 pozisyonuna gelecek şekilde kapatıp fan

üzerindeki çalıştırma düğmesine bastıktan sonra, kanal içinde düşük hızda hava akımı

sağlamak amacıyla hava giriş manometresini gözlem altında tutarak kısma damperi

yardımıyla gerekli ayar yapılır.

Voltaj butonu 70V’a ayarlandıktan sonra ısıtıcıya gerilim uygulanır ve aktif

eleman yüzeyinde 90˚C’lik bir sıcaklık sağlamak için potansiyometre ile ısıtıcı gerilimi

ayarlanır. Süreklilik koşulları oluştuğu zaman, aktif eleman yüzey sıcaklığı Ts’nin

sabitlendiği görüldüğünde, Ts ve Ta ile H ve V değerleri kaydedilir.

Daha sonra hızı değiştirmek için egzoz fanı üzerindeki kısılma damperi

ayarlanır ve yaklaşık olarak aktif eleman yüzey sıcaklığını yine 90˚C’de sabit tutmak

için ısıtıcının gerilimi ayarlanır. Süreklilik sağlandığı zaman Ts, Ta, H ve V’yi

kaydedilir. En yüksek hızlara ulaşıncaya dek(kısılma damperi sonuna kadar açıkken)

yukarıdaki işlemler 40ºC ve 65 ºC için tekrar edilmiştir.

65

6.2. Çapraz Akışlı Isı Değiştiricisinde 1. 2. 3. 4. 5. Ve 6. Boru Sıraları Đçin Sürekli

Rejimde Ortalama Yüzey Taşınım Katsayısının Hesaplanması

Konsol üzerindeki ana şalter ve fanın da aynı şekilde kapalı pozisyonda

olduğu kontrol edilir. Çoklu boru levhasındaki delik boşluğuna aktif elemanı yerleştirip

kablosu kontrol paneline takılır, diğer delik boşluklarında plastik boruların konumunda

olduğundan emin olunduktan ve bu plastik boruları iterek kanal duvarına temas etmeleri

sağlandıktan sonra, alt manometrenin sağ el tarafında bulunan manometre borusuna

kanalın basınç borusu bağlanır. Kullanımdaki manometre üzerindeki harfle

kullanımdaki boru levhası üzerindeki harf bir biriyle eşleşmelidir.

Fan üzerindeki kısma damperini en kısık (en düşük hava çıkış alanı) pozisyona

getirip fan üzerindeki çalıştırma düğmesine bastıktan sonra, kanal içinde düşük hızda

hava akımı sağlamak amacıyla hava giriş manometresini gözlem altında tutarak kısma

damperi yardımıyla gerekli ayar yapılır.

Voltaj butonu 70V’a ayarlandıktan sonra konsol üzerindeki ana şalter

düğmesine basılır ve aktif eleman yüzeyinde 90˚C’lik bir sıcaklık sağlamak için

potansiyometre ile ısıtıcı gerilimi ayarlanır. Süreklilik ko şulları oluştuğu zaman yani

aktif eleman yüzey sıcaklığı Ts’nin sabitlendiği görüldüğünde, Ts ve Ta ile H ve V

değerleri kaydedilir.

Daha sonra hızı değiştirmek için egzoz fanı üzerindeki kısılma damperi

ayarlanır ve yaklaşık olarak aktif eleman yüzey sıcaklığını yine 90˚C’de sabit tutmak

için ısıtıcının gerilimi ayarlanır. Tekrar süreklilik sağlandığı zaman Ts, Ta, H ve V’yi

kaydedilir. En yüksek hızlara ulaşıncaya dek (kısılma damperi sonuna kadar açıkken)

yukarıdaki işlemler tekrar edilir. Daha sonra aktif eleman 1 numaralı delikten alınarak,

2 numaralı delikteki yapay plastik boruyla yerleri değiştirilir. Aynı deneyler benzer

kanal basınç farkı değerleri için tekrar edilmiş ve daha sonra, bundan önceki adımlar

aktif eleman 3., 4., 5., ve 6. sıralara konumlandırılarak yapılmıştır.

66

6.3. Çapraz Akımlı Isı Değiştiricisinde 1’den 6’ya Kadar Seçime Bağlı Boru Sırası

Sayısı Đçin Ortalama Yüzey Taşınım Katsayısının Hesaplanması

Konsol üzerindeki ana şalter ve fanın da aynı şekilde kapalı pozisyonda

olduğu kontrol edilir. Çoklu boru levhasındaki delik boşluğuna aktif elemanı yerleştirip

kablosu kontrol konsoluna takılır, diğer delik boşluklarında plastik boruların

konumunda olduğundan emin olunduktan ve bu plastik boruları iterek kanal duvarına

temas etmeleri sağlandıktan sonra, alt manometrenin sağ el tarafında bulunan

manometre borusuna kanalın basınç borusu bağlanır. Kullanımdaki manometre

üzerindeki harfle kullanımdaki boru levhası üzerindeki harf bir biriyle eşleşmelidir.

Fan üzerindeki çalıştırma düğmesine bastıktan sonra, kanal içinde düşük hızda

hava akımı sağlamak amacıyla hava giriş manometresini gözlem altında tutarak kısma

damperi yardımıyla gerekli ayar yapılarak önceki deneylerle tutarlı ortalama bir basınç

değeri seçilir.

Voltaj butonu 70V’a ayarlandıktan sonra konsol üzerindeki ana şalter

düğmesine basılırmış ve aktif eleman yüzeyinde 65˚C’lik bir sıcaklık sağlamak için

potansiyometre ile ısıtıcı gerilimi ayarlanır. Süreklilik ko şulları oluştuğu zaman yani

aktif eleman yüzey sıcaklığı Ts’nin sabitlendiği görüldüğünde, Ts ve Ta ile H ve V

değerleri kaydedilir. Daha sonra aktif eleman 1 numaralı delikten alınarak, 2 numaralı

delikteki yapay plastik boruyla yerleri değiştirilir. Aynı deneyler aynı kanal basınç farkı

değeri için tekrar edilmiş ve daha sonra, bundan önceki adımlar aktif eleman 3., 4., 5.,

ve 6. sıralara konumlandırılarak yapılmıştır

6.4. Çapraz Akımda Dairesel Boru Demetleri Đçin Harici Kanatçıkların Güç

Yoğunluğu Etkisinin Đncelenmesi

Konsol üzerindeki ana şalter ve aynı şekilde fanın da kapalı pozisyonda

olduğu kontrol edilir. Kanatçıklı boru levhasındaki delik boşluğuna aktif elemanı

yerleştirip kablosu kontrol konsoluna takılır, diğer delik boşluklarında plastik boruların

konumunda olduğundan emin olunduktan ve bu plastik boruları iterek kanal duvarına

67

temas etmeleri sağlandıktan sonra, alt manometrenin sağ el tarafında bulunan

manometre borusuna kanalın basınç borusu bağlanır. Kullanımdaki manometre

üzerindeki harfle kullanımdaki boru levhası üzerindeki harf bir biriyle eşleşmelidir.

Fan üzerindeki kısma damperini en kapalı pozisyonuna gelecek şekilde

kapatılıp fan üzerindeki çalıştırma düğmesine basıldıktan sonra, kanal içinde düşük

hızda hava akımı sağlamak amacıyla hava giriş manometresini gözlem altında tutarak

kısma damperi yardımıyla gerekli ayar yapılarak bir deneme hızı seçilir.

Voltaj butonu 70V’a ayarlandıktan sonra konsol üzerindeki ana şalter

düğmesine basılır ve aktif eleman yüzeyinde 20-25˚C’lik bir sıcaklık sağlamak için

potansiyometre ile ısıtıcı gerilimi ayarlanır. Süreklilik ko şulları oluştuğu zaman yani

aktif eleman yüzey sıcaklığı Ts’nin sabitlendiği görüldüğünde, Ts ve Ta ile H ve V

değerleri kaydedilmiştir. Isıtıcı gerilimini biraz daha yüksek bir yüzey sıcaklığı vermesi

için ısıtıcının gerilimi artırılır ve yine süreklilik koşulları oluştuğu zaman, Ts, Ta, H ve V

değerleri kaydedilir. Bu sözü edilen işlemler 54ºC yüzey sıcaklığına kadar tekrar

edilmiş ve değerler kaydedilmiştir.

6.5. Direkt ısı transfer silindiri kullanarak çapra z akımda bir silindirin ön durma

noktası için Nusselt ve Reynolds sayıları arasındaki ili şkinin ortaya çıkarılması

Konsol üzerindeki ana şalter ve aynı şekilde fanın da kapalı pozisyonda

olduğu kontrol edilir. Silindir siyah plakadaki delik boşluğuna dikkatlice yerleştirilir ve

yaylı klipslerle tutturulur. Sıfır derece diskindeki sıfır çizgisi doğrudan dik yukarıyı

gösterir duruma ayarlandıktan sonra, silindirin bu pozisyonunda termokupl duyargasının

doğrudan ön durma noktasına geldiği temin edilmiş olacaktır. Silindirin kablosu kontrol

paneline takılır ve voltaj 35V’a ayarlanır. Üst manometrenin(0-70VmmH2O) sağ el

tarafında bulunan manometre borusuna kanalın basınç borusunu bağlanır.

Fan üzerindeki kısma damperini en kısık pozisyonuna gelecek şekilde

kapatılıp fan üzerindeki çalıştırma düğmesine basıldıktan sonra, kanal içinde düşük

hızda hava akımı sağlamak amacıyla hava giriş manometresini gözlem altında tutarak

68

kısma damperi yardımıyla gerekli ayar yapılır. Aktif eleman yüzeyinde 30-35˚C’lik bir

sıcaklık sağlamak için potansiyometre ile ısıtıcı gerilimi ayarlanır. Süreklilik koşulları

oluştuğu zaman yani aktif eleman yüzey sıcaklığı Ts’nin sabitlendiği görüldüğünde, Ts

ve Ta ile H ve V değerleri kaydedilir.

Belirtilen hava hızını değiştirmek için egzoz fanı üzerindeki kısılma damperi

ayarlanır ve kanaldaki hız artırılır. Tekrar süreklilik sağlandığı zaman Ts, Ta, H ve V

kaydedilir. En yüksek hızlara ulaşıncaya dek(kısılma damperi sonuna kadar açıkken)

yukarıdaki işlemler tekrar edilir.

6.6. Çapraz Akımda Bir Silindir Etrafında Gerçekleşen Taşınılma Isı Transferine

Ait Katsayıdaki Değişimlerin Hesaplanması

Konsol üzerindeki ana şalter ve aynı şekilde fanın da kapalı pozisyonda

olduğu kontrol edilir. Silindir siyah plakadaki delik boşluğuna dikkatlice yerleştirilir ve

yaylı klipslerle tutturulur. Sıfır derece diskindeki sıfır çizgisi doğrudan dik yukarıyı

gösterir duruma ayarlandıktan sonra, silindirin bu pozisyonunda termokupl duyargasının

doğrudan ön durma noktasına geldiği temin edilmiş olacaktır. Silindirin kablosu konsol

üzerindeki 7 iğneli sokete takılır ve voltaj 35V’a ayarlanır. Üst manometrenin(0-

70VmmH2O) sağ el tarafında bulunan manometre borusuna kanalın basınç borusunu

bağlanır.

Fan üzerindeki kısma damperini en kısık pozisyonuna gelecek şekilde kapatıp

fan üzerindeki çalıştırma düğmesine basıldıktan sonra, kanal içinde düşük hızda hava

akımı sağlamak amacıyla hava giriş manometresini gözlem altında tutarak kısma

damperi yardımıyla gerekli ayar yapılır. Aktif eleman yüzeyinde 30-35˚C’lik bir

sıcaklık sağlamak için potansiyometre ile ısıtıcı gerilimi ayarlanır. Süreklilik koşulları

oluştuğu zaman yani aktif eleman yüzey sıcaklığı Ts’nin sabitlendiği görüldüğünde, Ts

ve Ta ile H, V ve θ yani derece diskinden ölçülecek olan açı kaydedilir. Derece diskinin

düz dikey, sıfır çizgisini gösterdiğinde sıfır dereceye eşit olduğu söylenir ve böylelikle

termokupl ön durma noktası altına konumlandırılmış demektir. Miktarı bilinen

ölçülerde(30º) silindir, derece diskinin üzerinde gösterilen çizgiler boyunca döndürülür

69

ve tekrar süreklilik koşullarının oluşması sağlandıktan sonra Ts, Ta, H ve V

parametreleri θ ile kaydedilir.

H’ın deneyler boyunca mümkün olduğunca sabit kalması gerektiği

unutulmamalıdır. θ’nın artan değerleri boyunca örneğin θ= 180˚ değerinde termokupl

akım yönünde durgunluk noktasına gelene kadar yukarıdaki ölçme işlemleri tekrar

edilmiştir.

70

7. DENEY SONUÇLARI

7.1. Sürekli Rejimde Yalnız Bir Boru Đçin Isı Transferi, Sıcaklık Farkı Ve Yüzey

Isı Transferi Katsayısının Çapraz Akımda 30m.s-1 Hıza Kadar Hesaplanması

Tablo 7.1. 65ºC’de tek borulu deney sonuçları

Test Numarası 1 2 3 4 5 6 Aktif

Elemanın Yüzey Sıcaklığı

65.10 65 65.1 65.40 65.20 65.40

Kanal Đçindeki Havanın Sıcaklığı

18.80 18.9 18.9 18.90 18.90 18.90

Emme Basıncı Farkı

3.50 10 20 35.00 55.00 63.00

Aktif Eleman Isıtıcısındaki Gerilim

27.00 30 32.5 36.00 38.00 39.50

Boru Sırası Tek Borulu Levha ∗

Watt

Q Isı Transfer Oranı

10.41 12.86 15.09 18.51 20.63 22.29

Isı Akısı

2m.Watt −

φ 4195.92 5180.15 6079.49 7459.42 8311.27 8980.37

46.30 46.10 46.20 46.50 46.30 46.50

Aktif Elemandan Havaya Taşınımla Isı Transferi Yüzeyleri Arasındaki Sıcaklık Farkı

Ortalama Yüzey Isı Transfer Katsayısı

90.6247 112.3678 131.5906 160.4177 179.5091 193.1263

Kanal Đçinde Akan Havanın Hızı

7.4745 12.6365 17.8706 23.6406 29.6351 31.7172

Etkin Hava Hızı

Reynolds Sayısı 7815.87 13213.50 18686.71 24720.19 30988.40 33165.62 Nusselt Sayısı 53.69 66.57 77.96 95.04 106.35 114.41

C

tso

C

tao

OmmH

H

2

Volts

V

K

tt as −

12.. −− KmW

h

1. −sm

U

1. −sm

Uı

71

Tablo 7.2. 90ºC’de tek borulu deney sonuçları

Test Numarası 1 2 3 4 5 6 Aktif Elemanın

Yüzey Sıcaklığı 90.00 90 90.1 90.20 90.00 90.10

Kanal Đçindeki Havanın Sıcaklığı

19.10 19.1 19.1 19.10 19.10 19.10

Emme Basıncı Farkı

3.50 10 20 35.00 55.00 63.00

Aktif Eleman Isıtıcısındaki Gerilim

33.00 39 41 47.00 49.00 50.00

Boru Sırası Tek Borulu Levha ∗

Watt

Q Isı Transfer Oranı

15.56 21.73 24.01 31.56 34.30 35.71

Isı Akısı

2m.Watt −

φ 6267.99 8754.46 9675.38 12714.40 13819.50 14389.3

2

70.90 70.90 71.00 71.10 70.90 71.00

Aktif Elemandan Havaya Taşınımla Isı Transferi Yüzeyleri Arasındaki Sıcaklık Farkı

Ortalama Yüzey Isı Transfer Katsayısı

88.4060 123.476

2 136.272

9 178.8242 194.9154

202.6664

Kanal Đçinde Akan Havanın Hızı

7.4784 12.6408 17.8768 23.6487 29.6453 31.7281

Etkin Hava Hızı

Reynolds Sayısı 7819.89 13218.02

18693.11 24728.66 30999.02

33176.98

Nusselt Sayısı 52.37 73.15 80.73 105.94 115.47 120.06

Tablolarda yapılan işlemler için örnek bir hesaplama aşağıda verilmiştir.

Aktif elemandan ısı transfer miktarı

Q = R

V 2

= 70

)0,33( 2

Watt

= 15,56 Watt

C

tso

C

tao

OmmH

H

2

Volts

V

K

tt as −

12.. −− KmW

h

1. −sm

U

1. −sm

Uı

72

Isı transfer alanı

A = 2,482 x 10-3 m-2

Isı akısı

A

Q•

=φ

=310x482,2

56,15− Watt.m-2

= 6,2679 kW.m-2

Aktif elemandan havaya taşınılma ısı transferinde yüzeyler arasındaki sıcaklık farkı

(Ts – Ta)

ts - ta = 90 – 19,1 ºC

= 70,9 K

Ortalama yüzey ısı transfer katsayısı

h = as tt −

φ

= =9,70

2679,6 0,8841 kW.m-2K-1

Kanal içinde akan havanın hızı

U = 74,294 a

a

P

HT

= 74,294.510x992,0

5,3x)19273( +m.s-1

= 7,4784 m.s-1

Literatürdeki grafiklerden 19 ºC’deki havanın kinematik viskozitesi

υ = 15,11x10-6 m2.s-1

73

Reynolds Sayısı

Re = νd.U

= 6

3

10x11,15

10x86,15x4784,7−

−

= 7820

tarafından sağlanan ve kabul edilen tahminlerle deneyden elde edilen verileri

kıyaslamak ilginçtir.

Nu=k

dh.= 0.174.Re0.618

618,0Re174,0.d

kh =

d ve k’yı ortalama kanal hava sıcaklığı 19,1˚C’deki hava sıcaklığı için ısı iletim

katsayısı grafiklerinden bulup yerine yazdıktan sonra formülde yerine koyarak;

h=0.283.Re0,618

değerini buluruz.

Benzer işlemlerle aşağıdaki korelasyon

Nu = (0,45Re0,5 + 0,06Re0,666)Pr0,425,0

s

a

νν

, h ısı taşınım katsayısını Nu formülünde

yalnız bırakacak şekilde hesaplayarak 8. Bölüm’de Sonuçlar ve Değerlendirme başlığı

altında grafiklerde çizilmiş biçimde bulabiliriz.

74

7.2. Çapraz Akışlı Isı Değiştiricisinde 1. 2. 3. 4. 5. Ve 6. Boru Sıraları Đçin Sürekli

Rejimde Ortalama Yüzey Taşınım Katsayısının Hesaplanması

Tablo 7.3. 90ºC’de 1. sıra için çok borulu deney sonuçları

Test Numarası 1 2 3 4 5 6 Aktif

Elemanın Yüzey Sıcaklığı

89.70 90.1 90.1 90.00 90.20 90.00

Kanal Đçindeki Havanın Sıcaklığı

19.60 19.8 19.8 20.00 20.00 20.00

Emme Basıncı Farkı

1.90 2.5 4.5 6.60 8.10 10.30

Aktif Eleman Isıtıcısındaki Gerilim

31.00 32.5 36.5 40.50 43.50 45.00

Boru Sırası 1 1 1 1 1 1

∗

Watt

Q Isı Transfer Oranı

13.73 15.09 19.03 23.43 27.03 28.93

Isı Akısı

2m.Watt −

φ 5531.25 6079.49 7668.07 9440.83 10891.27 11655.35

70.10 70.30 70.30 70.00 70.20 70.00

Aktif Elemandan Havaya Taşınımla Isı Transferi Yüzeyleri Arasındaki Sıcaklık Farkı

Ortalama Yüzey Isı Transfer Katsayısı

78.9052 86.4792 109.0763 134.8690 155.1464 166.5050

Kanal Đçinde Akan Havanın Hızı

5.5147 6.3280 8.4898 10.2852 11.3942 12.8487

Etkin Hava Hızı

13.03 14.95 20.06 24.30 26.92 30.36

Reynolds Sayısı 13626.26 15635.74 20977.54 25413.74 28153.94 31747.92 Nusselt Sayısı 46.75 51.23 64.62 79.90 91.91 98.64

Tablolarda yapılan işlemler için örnek bir sonraki sayfada verilmiştir.

C

tso

C

tao

OmmH

H

2

Volts

V

K

tt as −

12.. −− KmW

h

1. −sm

U

1. −sm

Uı

75

Aktif elemandan ısı transfer miktarı

Q = R

V 2

= 70

)0,31( 2

Watt

= 13,73 Watt

Isı transfer alanı

A = 2,482 x 10-3 m-2

Isı akısı

A

Q•

=φ

=310x482,2

73,13− Watt.m-2

= 5,5313 kW.m-2

Aktif elemandan havaya taşınılma ısı transferinde yüzeyler arasındaki sıcaklık farkı

(Ts – Ta)

ts - ta = 89,7 – 19,6 ºC

= 70,1 K

Ortalama yüzey ısı transfer katsayısı

h = as tt −

φ

= =1,70

5313,5 0,7891 kW.m-2K-1

Kanal içinde akan havanın hızı

U = 74,294 a

a

P

HT

76

= 74,294.510x992,0

9,1).6,19273( +m.s-1

= 5,5147 m.s-1

Etkin(efektif) hava hızı

Uı = U. 2,343

= 5,516.2,343

= 13,03m.s-1

Literatürdeki grafiklerden 19 ºC’deki havanın kinematik viskozitesi

υ = 15,11x10-6 m2.s-1

Reynolds Sayısı

Re = νd.U

= 6

3

10x11,15

10x86,15x03,13−

−

= 13626

77

Tablo 7.4. 90ºC’de 2. sıra için çok borulu deney sonuçları

Test Numarası 1 2 3 4 5 6 Aktif Elemanın

Yüzey Sıcaklığı 90.00 90.4 90.2 90.00 90.00 90.00

Kanal Đçindeki Havanın Sıcaklığı

20.40 20.4 20.4 20.40 20.40 20.40

Emme Basıncı Farkı

1.90 2.5 4.5 6.60 8.10 10.30

Aktif Eleman Isıtıcısındaki Gerilim

34.00 35 39.5 41.00 44.50 47.00

Boru Sırası 2 2 2 2 2 2 ∗

Watt

Q Isı Transfer Oranı

16.51 17.50 22.29 24.01 28.29 31.56

Isı Akısı

2m.Watt −

φ 6653.62 7050.77 8980.37 9675.38 11397.78 12714.40

69.60 70.00 69.80 69.60 69.60 69.60

Aktif Elemandan Havaya Taşınımla Isı Transferi Yüzeyleri Arasındaki Sıcaklık Farkı

Ortalama Yüzey Isı Transfer Katsayısı

95.5980 100.7252 128.6586 139.0140 163.7612 182.6782

Kanal Đçinde Akan Havanın Hızı

5.5222 6.3344 8.4985 10.2922 11.4020 12.8575

Etkin Hava Hızı

13.05 14.97 20.08 24.32 26.94 30.38

Reynolds Sayısı 13644.88 15651.75 20999.02 25431.08 28173.15 31769.58 Nusselt Sayısı 56.63 59.67 76.22 82.36 97.02 108.22

C

tso

C

tao

OmmH

H

2

Volts

V

K

tt as −

12.. −− KmW

h

1. −sm

U

1. −sm

U ı

78

Tablo 7.5. 90ºC’de 3. sıra için çok borulu deney sonuçları

Test Numarası 1 2 3 4 5 6 Aktif Elemanın

Yüzey Sıcaklığı 90.10 90.2 90.2 90.00 90.10 90.20

Kanal Đçindeki Havanın Sıcaklığı

21.00 21 21 21.00 21.00 21.00

Emme Basıncı Farkı

1.90 2.5 4.5 6.60 8.10 10.30

Aktif Eleman Isıtıcısındaki Gerilim

37.00 38.5 41.5 44.00 46.00 48.00

Boru Sırası 3 3 3 3 3 3 ∗

Watt

Q Isı Transfer Oranı

19.56 21.18 24.60 27.66 30.23 32.91

2m.Watt −

φ Isı Akısı

7879.59 8531.43 9912.80

11143.09

12179.12

13261.19

69.10 69.20 69.20 69.00 69.10 69.20

Aktif Elemandan Havaya Taşınımla Isı Transferi Yüzeyleri Arasındaki Sıcaklık Farkı

Ortalama Yüzey Isı Transfer Katsayısı

114.0317

123.2865

143.2486

161.4940

176.2535

191.6358

Kanal Đçinde Akan Havanın Hızı

5.5279 6.3409 8.5072 10.3028 11.4136 12.8706

Etkin Hava Hızı

13.06 14.98 20.10 24.35 26.97 30.41

Reynolds Sayısı 13658.82

15667.74

21020.49

25457.07

28201.94

31802.05

Nusselt Sayısı 67.56 73.04 84.86 95.67 104.42 113.53

C

tso

C

tao

OmmH

H

2

Volts

V

K

tt as −

12.. −− KmW

h

1. −sm

U

1. −sm

U ı

79

Tablo 7.6. 90ºC’de 4. sıra için çok borulu deney sonuçları

Test Numarası 1 2 3 4 5 6 Aktif Elemanın

Yüzey Sıcaklığı 90.20 90.1 90 90.30 90.00 90.30

Kanal Đçindeki Havanın Sıcaklığı

21.00 21 21 21.00 21.00 21.00

Emme Basıncı Farkı

1.90 2.5 4.5 6.60 8.10 10.30

Aktif Eleman Isıtıcısındaki Gerilim

37.00 39.5 44 47.00 48.00 49.50

Boru Sırası 4 4 4 4 4 4 ∗

Watt

Q Isı Transfer Oranı

19.56 22.29 27.66 31.56 32.91 35.00

Isı Akısı

2m.Watt −

φ 7879.59 8980.37 11143.0

9 12714.4

0 13261.1

9 14102.9

7

69.20 69.10 69.00 69.30 69.00 69.30

Aktif Elemandan Havaya Taşınımla Isı Transferi Yüzeyleri Arasındaki Sıcaklık Farkı

Ortalama Yüzey Isı Transfer Katsayısı

113.8669

129.9620

161.4940

183.4690

192.1912

203.5061

Kanal Đçinde Akan Havanın Hızı

5.5279 6.3409 8.5072 10.3028 11.4136 12.8706

Etkin Hava Hızı

13.06 14.98 20.10 24.35 26.97 30.41

Reynolds Sayısı 13658.82

15667.74

21020.49

25457.07

28201.94

31802.05

Nusselt Sayısı 67.46 76.99 95.67 108.69 113.86 120.56

C

tso

C

tao

OmmH

H

2

Volts

V

K

tt as −

12.. −− KmW

h

1. −sm

U

1. −sm

U ı

80

Tablo 7.7. 90ºC’de 5. sıra için çok borulu deney sonuçları

Test Numarası 1 2 3 4 5 6 Aktif Elemanın

Yüzey Sıcaklığı 90.10 90.1 90 90.10 90.40 90.30

Kanal Đçindeki Havanın Sıcaklığı

21.00 21 21 21.00 21.00 21.00

Emme Basıncı Farkı

1.90 2.5 4.5 6.60 8.10 10.30

Aktif Eleman Isıtıcısındaki Gerilim

36.50 39 43.6 46.00 48.00 49.50

Boru Sırası 5 5 5 5 5 5 ∗

Watt

Q Isı Transfer Oranı

19.03 21.73 27.16 30.23 32.91 35.00

2m.Watt −

φ Isı Akısı

7668.07 8754.46 10941.41 12179.12 13261.19 14102.97

69.10 69.10 69.00 69.10 69.40 69.30

Aktif Elemandan Havaya Taşınımla Isı Transferi Yüzeyleri Arasındaki Sıcaklık Farkı

Ortalama Yüzey Isı Transfer Katsayısı

110.9706 126.6926 158.5711 176.2535 191.0835 203.5061

Kanal Đçinde Akan Havanın Hızı

5.5279 6.3409 8.5072 10.3028 11.4136 12.8706

Etkin Hava Hızı

13.06 14.98 20.10 24.35 26.97 30.41

Reynolds Sayısı 13658.82 15667.74 21020.49 25457.07 28201.94 31802.05 Nusselt Sayısı 65.74 75.06 93.94 104.42 113.20 120.56

C

tso

C

tao

OmmH

H

2

Volts

V

K

tt as −

12.. −− KmW

h

1. −sm

U

1. −sm

U ı

81

Tablo 7.8. 90ºC’de 6. sıra için çok borulu deney sonuçları

Test Numarası 1 2 3 4 5 6 Aktif Elemanın

Yüzey Sıcaklığı 90.20 90 89.7 89.90 90.30 90.40

Kanal Đçindeki Havanın Sıcaklığı

21.00 21 21 21.00 21.00 21.00

Emme Basıncı Farkı

1.90 2.5 4.5 6.60 8.10 10.30

Aktif Eleman Isıtıcısındaki Gerilim

35.50 37 43 46.00 47.50 49.00

Boru Sırası 6 6 6 6 6 6 ∗

Watt

Q Isı Transfer Oranı

18.00 19.56 26.41 30.23 32.23 34.30

Isı Akısı

2m.Watt −

φ 7253.65 7879.59 10642.34 12179.12 12986.36 13819.50

69.20 69.00 68.70 68.90 69.30 69.40

Aktif Elemandan Havaya Taşınımla Isı Transferi Yüzeyleri Arasındaki Sıcaklık Farkı

Ortalama Yüzey Isı Transfer Katsayısı

104.8216 114.1970 154.9103 176.7651 187.3933 199.1282

Kanal Đçinde Akan Havanın Hızı

5.5279 6.3409 8.5072 10.3028 11.4136 12.8706

Etkin Hava Hızı

13.06 14.98 20.10 24.35 26.97 30.41

Reynolds Sayısı 13658.82 15667.74 21020.49 25457.07 28201.94 31802.05 Nusselt Sayısı 62.10 67.65 91.77 104.72 111.02 117.97

C

tso

C

tao

OmmH

H

2

Volts

V

K

tt as −

12.. −− KmW

h

1. −sm

U

1. −sm

U ı

82

7.3. Çapraz Akımlı Isı Değiştiricisinde 1’den 6’ya Kadar Seçime Bağlı Boru Sırası

Sayısı Đçin Ortalama Yüzey Taşınım Katsayısının Hesaplanması

Tablo 7.9 65ºC’de her bir boru sırası için çok borulu deney sonuçları

Test Numarası 1 2 3 4 5 6 Aktif Elemanın

Yüzey Sıcaklığı 65.10 65.2 65.2 65.30 65.00 65.00

Kanal Đçindeki Havanın Sıcaklığı

19.90 19.8 19.8 20.00 20.00 20.00

Emme Basıncı Farkı

4.50 4.5 4.5 4.50 4.50 4.50

Aktif Eleman Isıtıcısındaki Gerilim

33.00 36.5 40 42.00 40.00 39.00

Boru Sırası 1 2 3 4 5 6 ∗

Watt

Q Isı Transfer Oranı

15.56 19.03 22.86 25.20 22.86 21.73

Isı Akısı

2m.Watt −

φ 6267.99 7668.07 9209.16 10153.10 9209.16 8754.46

45.20 45.40 45.40 45.30 45.00 45.00

Aktif Elemandan Havaya Taşınımla Isı Transferi Yüzeyleri Arasındaki Sıcaklık Farkı

Ortalama Yüzey Isı Transfer Katsayısı

138.6723 168.9002 202.8450 224.1303 204.6481 194.5436

Kanal Đçinde Akan Havanın Hızı

8.4913 8.4898 8.4898 8.4927 8.4927 8.4927

Etkin Hava Hızı

20.06 20.06 20.06 20.07 20.07 20.07

Reynolds Sayısı 20981.12 20977.54 20977.54 20984.71 20984.71 20984.71 Nusselt Sayısı 82.15 100.06 120.17 132.78 121.24 115.25

C

tso

C

tao

OmmH

H

2

Volts

V

K

tt as −

12.. −− KmW

h

1. −sm

U

1. −sm

U ı

83

7.4. Çapraz Akımda Dairesel Boru Demetleri Đçin Harici Kanatçıkların Güç

Yoğunluğu Etkisinin Đncelenmesi

Tablo7.10. Periyodik sıcaklık farkları için düz çok borulu deney sonuçları

Kanatçıklı boru demeti için hesaplamalar aşağıdaki örnekte olduğu gibi yapılmıştır; Gerekli hava akım hızı

U = 20 m/s

Yerel sıcaklık ve basınç

Ta = (273 + 20) K

= 293K

Test Numarası 1 2 3 Aktif Elemanın

Yüzey Sıcaklığı 40.00 65.1 90.1

Kanal Đçindeki Havanın Sıcaklığı

21.00 19.9 19.8

Emme Basıncı Farkı

4.50 4.5 4.5

Aktif Eleman Isıtıcısındaki Gerilim

21.00 33 36.5

Boru Sırası 1 1 1

Isı Transfer Oranı

6.30 15.56 19.03

Isı Akısı

2538.28 6267.99 7668.07

19.00 45.20 70.30

Aktif Elemandan Havaya Taşınımla Isı Transferi Yüzeyleri Arasındaki Sıcaklık Farkı

Ortalama Yüzey Isı Transfer Katsayısı

133.5935 138.6723 109.0763

Kanal Đçinde Akan Havanın Hızı

8.5072 8.4913 8.4898

Etkin Hava Hızı

20.10 20.06 20.06

Reynolds Sayısı 21020.49 20981.12 20977.54 Nusselt Sayısı 79.14 82.15 64.62

C

t so

C

tao

OmmH

H

2

Volts

V

Watt

Q•

2.mWatt

φ

K

tt as −

12.. −− KmW

h

1. −sm

U

1. −sm

U ı

84

Pat=1014mbar

=1014x105N.m-2

OmmHT

Px

x

U

a

atı

22)

167,2294,74( =

OmmH5,4293

10x1014x)

167,2x294,74

20( 2

52 =

Aktif elemandan ısı transferi oranı

Q = R

V 2

Q = 6,93

)24( 2

Q = 6,15 Watt

Isı transfer yüzey alanı(Kanatçık alanı hariç)

A = 2,194x10-3

Isı Akısı

A

Q•

=φ = 23 m.W10x194,2

15,6 −− = 2804,85 W.m-2

85

Tablo 7.11. Kanatçıklı boruyla gerçekleştirilen deneysel çalışma sonuçları

Test Numarası 1 2 3 4 Aktif Elemanın

Yüzey Sıcaklığı 25.00 30 40.1 50.10

Kanal Đçindeki Havanın Sıcaklığı

18.90 19 19.1 19.30

Emme Basıncı Farkı

4.50 4.5 4.5 4.50

Aktif Eleman Isıtıcısındaki Gerilim

24.00 34 52 62.00

Boru Sırası 1 1 1 1 Isı Transfer Oranı

6.15 12.35 28.89 41.07

Isı Akısı

2804.85 5629.18 13167.22 18718.49

6.10 11.00 21.00 30.80

Aktif Elemandan Havaya Taşınımla Isı Transferi Yüzeyleri Arasındaki Sıcaklık Farkı

Ortalama Yüzey Isı Transfer Katsayısı

459.8119 511.7439 627.0107 607.7433

Kanal Đçinde Akan Havanın Hızı

8.4768 8.4782 8.4797 8.4826

Etkin Hava Hızı

18.37 18.37 18.38 18.38

Reynolds Sayısı 19208.04 19211.33 19214.62 19221.19 Nusselt Sayısı 272.40 303.17 371.46 360.04

C

t so

C

tao

OmmH

H

2

Volts

V

2.mWatt

φ

K

tt as −

12.. −− KmW

h

1. −sm

U

1. −sm

U ı

86

7.5. Direkt Isı Transfer Silindiri Kullanarak Çapra z Akımda Bir Silindirin Ön

Durma Noktası Đçin Nusselt Ve Reynolds Sayıları Arasındaki Đlişkinin Ortaya

Çıkarılması

Tablo 7.12 Direkt ısı transfer silindiriyle ön durma noktası için sabit basınçta ölçümler

Test Numarası 1 2 3 4 5 6 7

Aktif Elemanın Yüzey Sıcaklığı

30.20 29.2 28.7 28.30 28.00 27.60 27.40

Kanal Đçindeki Havanın Sıcaklığı

19.80 19.9 19.9 19.90 19.90 19.90 19.90

Emme Basıncı Farkı

1.50 1.8 2 2.30 2.80 3.10 3.20

Aktif Eleman Isıtıcısındaki Gerilim

22.00 22 22 22.00 22.00 22.00 22.00

Boru Sırası Tek Borulu Levha

Isı Transfer Oranı

4.17 4.17 4.17 4.17 4.17 4.17 4.17

Isı Akısı

927.20 927.20 927.20 927.20 927.20 927.20 927.20

10.40 9.30 8.80 8.40 8.10 7.70 7.50

Aktif Elemandan Havaya Taşınımla Isı Transferi Yüzeyleri Arasındaki Sıcaklık Farkı

Ortalama Yüzey Isı Transfer Katsayısı

89.1541 99.6993 105.3640 110.3813 114.4695 120.4160 123.6271

Kanal Đçinde Akan Havanın Hızı

4.9016 5.3704 5.6609 6.0706 6.6980 7.0477 7.1605

Etkin Hava Hızı

Reynolds Sayısı 7189.04 7876.54 8302.60 8903.55 9823.77 10336.66 10502.05 Nusselt Sayısı 54.41 60.84 64.30 67.36 69.86 73.49 75.45 Havanın Yoğunluğu 3m.kg −

ρ 1.22 1.22 1.22 1.22 1.22 1.22 1.22

Havanın Isıl Đletkenliği 11Km.W

k−−

0.02589 0.02589 0.02589 0.02589 0.02589 0.02589 0.02589

s.m

υ Havanın kinematik

viskozitesi 1.50E-05 1.50E-05 1.50E-05 1.50E-05 1.50E-05 1.50E-05 1.50E-05

2m.s.N −

µ Havanın mutlak

viskozitesi 1.84E-05 1.84E-05 1.84E-05 1.84E-05 1.84E-05 1.84E-05 1.84E-05

C

t so

OmmH

H

2

Volts

V

Watt

Q•

2.mWatt

φ

K

tt as −

12.. −− KmW

h

1. −sm

U

1. −sm

U ı

C

t so

87

Deney tablosu için örnek hesaplama aşağıda verildiği gibidir;

Yüzey taşınım katsayısı

)(

2

as TTRxAx

Vh

−=

)8,192,30(x10x5,4x116

223

2

−= − =89,15 W.m-2K-1

Hava akımının yoğunluğu

a

a

RT

P=ρ =

)8,19273(287

106,139,756

+x

xx =1,22 kg.m-3

Hava akımının ısıl iletkenliği(literatürdeki tablolardan)

k = 2,589x10-2 W.m-1.K-1

Hava akımının kinematik viskozitesi(literatürdeki tablolardan)

5105,1 −= xν m2s-1

Hava Akımının Mutlak Vizkositesi

ρνµ x=

= 1,5x10-5x1,22 =1,84x10-5m2.s-1

Hava Kanalındaki Akım Hızı

V = 74,294a

a

P

TH .m.s-1 = 74,294

510029,1

8,2925,1

x

x = 4,902 m.s-1

Bir silindirik çap için Nusselt formülü

Nu = k

dh.

22mm silindir çapı için, d = 22mm

88

Nu = 2

3

10589,2

102215,89−

−

x

xx = 54,41

V hızı etkisinde d çapında bir silindir için akımın Reynolds Rakamı

Re = µ

ρVxdx =

5

3

1084,1

22,110229,4−

−

x

xxx = 7189

89

7.6. Çapraz Akımda Bir Silindir Etrafında Gerçekleşen Taşınılma Isı Transferine

Ait Katsayıdaki Değişimlerin Hesaplanması

Tablo 7.13 Direkt ısı transfer silindiriyle ön durma noktası için sabit sıcaklıkta ölçümler

Test Numarası 1 2 3 4 5 6 7 Aktif Elemanın

Yüzey Sıcaklığı 24.80 24.8 25.5 27.70 28.60 28.00 27.00

Kanal Đçindeki Havanın Sıcaklığı

20.20 20.2 20.2 20.20 20.20 20.20 20.20

Emme Basıncı Farkı

3.00 3 3 3.00 3.00 3.00 3.00

Aktif Eleman Isıtıcısındaki Gerilim

16.40 16.4 16.4 16.40 16.40 16.40 16.40

Derece 0 30 60 90 120 150 180

Isı Transfer Oranı

2.32 2.32 2.32 2.32 2.32 2.32 2.32

Isı Akısı

515.25 515.25 515.25 515.25 515.25 515.25 515.25

4.60 4.60 5.30 7.50 8.40 7.80 6.80

Aktif Elemandan Havaya Taşınımla Isı Transferi Yüzeyleri Arasındaki Sıcaklık Farkı

Ortalama Yüzey Isı Transfer Katsayısı

112.0107 112.0107 97.2168 68.6999 61.3392 66.0576 75.7719

Kanal Đçinde Akan Havanın Hızı

6.9367 6.9367 6.9367 6.9367 6.9367 6.9367 6.9367

Etkin Hava Hızı

Reynolds Sayısı 10073.05 10073.05 10073.05 10073.05 10073.05 10073.05 10073.05 Nusselt Sayısı 68.36 68.36 59.33 41.93 37.43 40.31 46.24 Havanın Yoğunluğu 3m.kg −

ρ 1.22 1.22 1.22 1.22 1.22 1.22 1.22

Havanın Isıl Đletkenliği 11Km.W

k−−

0.02589 0.02589 0.02589 0.02589 0.02589 0.02589 0.02589

s.m

υ Havanın kinematik

viskozitesi 1.52E-05 1.52E-05 1.52E-05 1.52E-05 1.52E-05 1.52E-05 1.52E-05

2m.s.N −

µ Havanın mutlak

viskozitesi 1.85E-05 1.85E-05 1.85E-05 1.85E-05 1.85E-05 1.85E-05 1.85E-05

C

t so

C

tao

OmmH

H

2

Volts

V

Watt

Q•

2.mWatt

φ

K

tt as −

12.. −− KmW

h

1. −sm

U

1. −sm

U ı

90

8.SONUÇLAR VE DEĞERLENDĐRME

Deneylerde amaçlanan, tek borulu çapraz akışlı ısı değiştiricisinden yola çıkarak,

çok borulu çapraz akışlı ısı değiştiricisi için tahminlerde bulunmak. Tüm bu sistemler

için literatür karşılaştırması yapmaktır. Literatürden alınan ampirik korelasyonların

deney sonuçlarıyla karşılaştırılmasına, 65ºC ve 90ºC’de yapılan tek borulu çapraz akım

deneyiyle başlanmıştır. Borulara dik akışta çapraz akımda çok borulu sistemler için

yapılan deneylerde kullanılan aktif eleman, aşağıda verilen tek borulu deneylerde

kullanılan aktif eleman borusuyla aynıdır. Deneysel sonuçlar mavi renkteki doğruyla ve

diğer korelasyonlar sarı ve pembe doğrularla verilmiştir.

Sarı doğruyla çizilmiş korelasyon

618,0Re.74,1.d

kh = şeklindedir.

0

50

100

150

200

250

13213 18686 24720 30988 33165

Reynolds

Isı

taş

ınım

kat

sayı

sı Deneysel

Korealsyon 2

(k/d)x0.174xRe^0.618

Doğrusal (Korealsyon 2)

Doğrusal ((k/d)x0.174xRe^0.618)

Doğrusal (Deneysel)

Şek.8.1. 65˚C’de gerçekleştirilen tek borulu deney için sonuçlar

91

0

50

100

150

200

250

13218 18693 24729 30999 33176

Reynolds

Isı

taş

ınım

kat

sayı

sı Deneysel

Korelasyon 2

(k/d)x0.174xRe^0.618

Doğrusal (Deneysel)

Doğrusal (Korelasyon 2)

Doğrusal ((k/d)x0.174xRe^0.618)

Şek.8.2. 90˚C’de gerçekleştirilen tek borulu deney için sonuçlar

Korelasyon 2 biçiminde, grafikte izah edilen denklem, 56. sayfada 5. bölümdeki Denklem(5.8)’dir.

65ºC’de gerçekleştirilen deney için korelasyonların değerlendirilmesiyle

deneysel sonuca bakılması bağlamında eğimin giderek küçük bir açı farkıyla artması

deneysel sonuçların artan Reynolds değerleri için daha yüksek ısı taşınım katsayısı

değerleri elde edildiği yargısına ulaştırır.

Ani açı artışının sebeplerinden bir tanesi sistemin entropi üretiminin özellikle

65ºC’de gerçekleştirilen deneyle karşılaştırıldığında soğutucu hava tarafından yüksek

hızlarda daha az karşılandığına, sistemin ısı kaybının 90ºC’de daha düşük, havanın ısı

kazanımının daha yüksek olduğuna işaret eder.

92

Isıtıcı boru elemanı etrafında aynı sıcaklıkta sürekli rejimdeki akım havasının

yoğunluğu 90ºC’de daha düşük, böylece sabit kanal ve basınç farkı koşulları için

karşılaştırmada mutlak viskozite sabit kabul edilerek yerel kinematik viskozitenin

90ºC’de daha yüksek ve Korelasyon 2 bağıntısını yani Denklem (5.8)’de yer

alan viskozite oranları hesaba katıldığında karşılaştırmada 90ºC’de daha yüksek Nusselt

rakamları elde edileceği sonucu deney sonuç tablolarına bakıldığında da görülmektedir.

Bunun başlıca sebebi yerel mutlak viskozitenin serbest akım mutlak viskozitesine

oranının artan sıcaklık ve basınç değerlerinde git gide değerinin artacağıdır.

0

50

100

150

200

250

13659 15668 21021 25458 28201 31802

Re Sayısı

Isı

Taş

ınım

Kat

sayı

sı

1. Sıra

2. Sıra

3. Sıra

4. Sıra

Doğrusal (4. Sıra)

Doğrusal (3. Sıra)

Doğrusal (2. Sıra)

Doğrusal (1. Sıra)

Şek.8.3. 1’den 4’e kadar boru sıralarının Re sayısı taşınım katsayısı değerleri

93

Şek.8.4. 5. ve 6. boru sıralarının Re sayısı taşınım katsayısı değerleri Çok borulu sistemle gerçekleştirilen deney sonuçlarında düzgün artan sıcaklık ve

akım hızları için orantılı bir taşınımla ısı transfer katsayısı artışı gözlenmiştir. 4. sıradan

sonra başlayan taşınım katsayısının azalmasının sebebi ileriki sayfalarda açıklanacaktır.

Verilerin analizi aktif boru elemanının her 6 pozisyonunda elde edilen tekil

yüzey ısı transfer katsayılarının aritmetik ortalamasının hesaplanmasıyla yapılmaktadır.

65ºC’de, Re ≅ 20984 için

Tablo 8.1. Artan boru sırasına karşılık ısı değiştiricisi borularının toplam yüzey taşınım katsayısının hesaplanması

Isı Değiştiricisi Đçindeki Boru Sırası Adeti

1 2 3 4 5 6

139 154 170 184 188 189

Isı Değiştiricisi için Ortalama Yüzey Isı Transferi

Katsayılarının Aritmetik Ortalaması

0 %9,7 %18,2 %24,3 %26,1 %26,5

Ortalama Yüzey Isı Transfer Katsayısı, h için Tek Adet

Sırayla Kıyaslandığında Yüzde Artış

0

50

100

150

200

250

13659 15668 21021 25457 28201 31802

Reynolds

Isı t

aş

ınım

kat

sayı

sı

5.Sıra

6.Sıra

Doğrusal (5.Sıra)

Doğrusal (6.Sıra)

94

. Boru sıra sayısı arttıkça, ısı değiştiricisinin verimliliğinin de artmakta olduğu

görülmektedir.

Birden altıya kadar boru sırasına sahip ısı değiştiricilerinin korelasyonlarının

incelenmesi için, her bir boru sırası için elde edilen ortalama yüzey ısı transfer

katsayıları, kendi özelliklerini temsil eden boyutsuz Nusselt sayıları formüllerine

dönüştürülürler.

Diyelim ki dört sıra borulu çapraz akımlı ısı değiştiricisinin korelasyonunun

incelenmesi amacıyla, sistemin sabit Reynolds sayısında dört boru sırası için öncelikle

ortalama Nusselt sayıları bulunur.

Đlk dört boru sırası için ortalama Nusselt sayısı

Nu 4

68675646 +++=

= 59,25

Bu deneylerin her biri için Reynolds sayıları yaklaşık olarak sabittir ve ortalama değer:

Rem = 4

13659136591364513626 +++

= 13646,75

Altı deneyin her birinde ilk dört boru sırası için bu işlemler tekrarlanmalı ve

sonuç hesaplanmalıdır.

Tablo 8.2. Đlk dört boru sırası için ortalama Reynolds ve Nusselt sayıları

Test Numarası 1 2 3 4 5 6 13647 15668 21021 25457 28201 31802

Đlk Dört Boru Sırası için Ortalama Reynolds Rakamı

59 66 81 92 102 110

Đlk Dört Boru Sırası için Ortalama Nusselt Rakamı

95

Şek.8.5. Deney 8.3-8.9 sonuçlarından elde edilen Re-Nu grafiği Bu sayfada verilen logaritmik çizim şu şekilde bir denklem formuyla açıklanabilir:

96

Nu= c.Rem (8.1)

Burada c ve m sabitlerdir.

Bu yüzden

logNu = logc +m.logRe (8.2)

Böylelikle grafikteki çizgi üzerinde 2 rastlantısal nokta seçilip denklem(8.2)’de yerine

yazıldığında:

log56 = logc +m.log11180

log126 = logc + m.log38483

Yukarıdaki denklemlerde logaritma fonksiyonlarının değerleri yazıldığında:

m = 0,656

m değeri, denklemde yerine yazıldığında

-0,908 = logc

c = 0,124

Zikzaklı boru düzenlemesi için çapraz akımlı ısı değiştiricilerde Nusselt, Prandtl ve

Reynolds Sayıları arasında kabul edilen bir korelasyon

Nu= (0,273Pr0.34Fn)Re0,635

Deneysel verilerden elde edilen Nusselt Rakamı

Nu= 0,124Re0,656

Bu yüzden

0,124= (0,273Pr0,34Fn)

Pr sayısını yerine yazdığımız taktirde Fn sıra düzeltme faktörünü hesaplayabiliriz.

97

Deneylerde kanal içindeki ortalama hava akım sıcaklığı 21˚C’dir. Grafik verilerinden:

Pr = 0,703

Böylece

0,124 = 0,273(0,703)0,634Fn

0,512 = Fn

Şek.8.6. Boru düzeltme faktörünün boru sırası adetiyle değişimi

Bu sonuçlardan anlaşılan 10 boru sırasından sonra eğrinin stabil bir hal aldığı

türbülansın doygun hale geldiğinin söylenmesidir.

Nu = 0,273.Re0,635.Pr0,34.FN

FN = 0,9 kritik değerini aldığında formül yaklaşık olarak

34,0635,0 PrReNu ≅ şeklini alır.

98

FN > 0,9 için birbirine yaklaşık hatta çok küçük farklarla azalan Nusselt Sayıları

için formüldeki sabit katsayı düzgün aralıklarla artar ve bunun bir sonucu olarak

Reynolds sayısı yani basınç gitgide azalmaya başlar, bizim yaptığımız deneylerde de

sonuç hemen hemen böyle olmuştur.

Yapılan ısı değiştiricisi deneylerinin sonucunda 3. sıra civarına karşılık gelen boru

düzeltme faktörünün, boru sıcaklığı elden geldiğince sabit tutulduğu için akımın ısı

iletim katsayısında bir değişim ve benzer şekilde korelasyona bakıldığında Reynolds

sayısını etkileyen bir değişime değil fakat beklenenden küçük çıkmasından ötürü

Nusselt sayısıyla olan düz orantısından kaynaklı tahminin altında değerler geldiğine

işaret etmektedir, elde edilen sonuçlara bakıldığında 3 ve 4’üncü sıraların ısı taşınım

katsayısı değerleri arasında kayda değer bir değişme olmamıştır. Bulunan Reynolds

sayılarında düşük ısı taşınım katsayısı elde etmemizin sebebi deneyde akımın beklenen

türbülans etkisini yaratmadığı aradaki farkın formülde geçen sabit sayıyla dengelendiği

ve ideal koşullarla karşılaştırıldığında türbülansın derecesinin düşüklüğünden söz

edebiliriz.

99

0

2000

4000

6000

8000

10000

12000

14000

16000

18000

20000

6 11 21 31

Sıcaklık Farkı

Isı

Akı

sı

Kanatçıklı Boru

Düz Boru

Doğrusal (Kanatçıklı Boru)

Doğrusal (Düz Boru)

Şek.8.7. Kanatçıklı ve düz boru için sıcaklık farkı ısı taşınım katsayısı değişimi grafiği

Bu tablonun eğiminin tanjant değeri h = T∆φ ısı taşınım katsayısını verir. Buna

göre kanatçıkların düz boruya eklenmiş halinin açıkça ısı taşınım katsayısı değerini

yaklaşık üç kat artırdığı görülmektedir. Kanatçık alanının beklenen verim artışını

sağladığı görülmektedir.

Isı transfer silindiriyle gerçekleştirilmi ş deney sonuçlarından yola çıkılarak

çizilmiş bulunan Nu-Re grafiği aşağıda verilmiştir.

100

Şek.8.8. Deneysel çalışma 8.6’nın sonuçlarından çıkarılan Re-Nu grafiği

Şunu biliyoruz ki; Nu=C.Rem.Prn, mevcut literatürdeki tablolardan, hava için Pr

rakamı büyük sıcaklık değişimleri için bile az miktarda değişir ve böylece;

Nu=C.Rem Burada ‘C’, Prn’yi temsil etmektedir.

Denklemi logaritmik formda düzenleyecek olursak

logNu = log C + mlogRe

101

Nu-Re grafiğinden iki noktanın seçilmesiyle

log(63) = logC + m.log(8054)

log(84) = logC + m.log(12224)

Đki bilinmeyenli denklem çözüldüğünde

C=0,127

m=0,69

Böylece denklem

Nu=0,127xRe0,69

Geidtl tarafından kütle geçişinin düzeltmesi amacıyla kullanılan korelasyon

Nu=1.01xRe0,5 şeklindedir.

Bu sonuca bakıldığında deney setinin tolere edebileceği uygunlukta sonuç elde

edilmiştir diyebiliriz.

Direkt ısı transfer silindiri etrafında derece diski döndürülerek sabit yüzey

sıcaklığında, yani homojen eşsıcaklık dağılımı için ısı taşınım katsayısı değişiminin

şematik gösterimi aşağıdaki şekilde verilmiştir.

102

Şek.8.9. Direkt ısı transfer silindiri etrafında taşınım katsayısı değişimi

Deney sonuçlarına genel olarak bakıldığında sonuçlar literatür karşılaştırmasında çok

büyük farklılıklar göstermemekle birlikte, hava emici fanla ilgili olabilecek elverişsizlikler

nedeniyle türbülans etkisi çok net gözlenememiştir. Direkt ısı transfer silindiri etrafında

gerçekleşen ısı taşınım katsayısı dağılımı, özellikleri bakımından, teorik gözlemlerle uyum

içindedir.

103

KAYNAKLAR

E. Buyruk, M.W. Johnson, I. Owen, 1997,. Numerical and Experimental Study of Flow

and Heat Transfer around a Tube in Cross Flow at low Reynolds Number,.

International Journal of Heat and Fluid Flow Vol.19 (1998) 223-232

R.S. Matos, J.V.C. Vargas, T.A. Laursen, F.E.M Saboya, 2000, Optimization study and

comparison of staggered circular and elliptic tubes in Forced Convection,.

International Journal of Heat and Mass Transfer Vol.44 (2001) 3953-3961

R. Tuğrul Oğulata, Füsun Doba, Tuncay Yılmaz, 2000,. Irreversibility Analysis of cross

Flow Heat Exchangers,. Energy Conversion and Managment Vol.41 (2000)

1585-1599

W.A Khan, J.R Culham, M.M Yavonnovich, 2006,. Convection heat transfer from tube

banks in cross flow: Analythical Approach. International Journal of Heat and

Mass Transfer Vol.49 (2006) 4831-4838

W.A Khan, J.R Culham, M.M Yavonnovich, 2006,. Analythical Model for Convective

Heat Transfer from Tube Banks., Journal of Thermophysics and Heat

Transfer Vol.20, No.4, (2006)

V.K Mandhani, R.P Chhabra, V. Eswaran, 2001,. Forced Convection Heat Transfer in

Tube Banks in Cross Flow, Chemical Engineering Science Vol.57(2002) 379-

391

P.A Hilton Ltd. Experimental Operating & Maintenance Manual Cross Flow Heat

Exchanger H350, Jan 90

104

Frank P. Incorpera, David P. DeWitt, 1981 Isı ve Kütle Geçişinin Temelleri, (Çev,

Taner Derbentli) ĐTÜ Makine Fakültesi 2001,. 954 s.

Osman F. Genceli, 1999,. Isı Değiştiricileri, Birsen Yayınevi Ltd. Şti,. 421 s.