Havanın soğutulması ve neminin alınması amacıyla kullanılan kanatlı borulu ısı değiştiricilerin kuramsal ve deneysel incelenmesi

Abstract

Kanatlı borulu tip ısı değiştiricileri ortam havasını şartlandırma amacıyla yaygın olarak kullanılmaktadırlar. Aynı zamanda iki akışkan arasında ısı geçişini sağlamak amacıyla başka kullanım alanları da mevcuttur. Bu tip ısı değiştiricilerin en önemli kullanım alanlarından biri konutlardaki iklimlendirme sistemleridir. İklimlendirme sistemleri konut tipi elektrik tüketiminde en ön sırada gelmektedirler. Kanatlı borulu tip ısı değiştirici tasarımı birçok parametreye bağlıdır. Soğutucu akışkanın akışı veya boru içindeki akış basit olarak boru çapına bağlıdır. Boru içindeki akış olayı fazlaca incelenmiş ve bu alandaki bilgi yerleşmiştir. Fakat boru demeti ve kanatlar arasından akan hava için olay daha karmaşıktır ve çok fazla parametreye bağlıdır. Bu sebeple hava tarafındaki akışı karakterize etmek için deneysel çalışmalara ihtiyaç duyulmaktadır. Nemli havanın ısıtıldığı ve yüzeyin kuru olduğu durumlar için literatürdeki çalışmalar oldukça fazladır. Kanatlı borulu ısı değiştiricilerin yüzey sıcaklığının nemli havanın çiğ noktası sıcaklığının altında kaldığı durumlarda havanın içindeki nem ısı değiştirici üzerinde yoğuşarak bir sıvı filmi oluşturmaktadır. Bu sıvı filmi ayrı bir ısıl direnç gibi davranmaktadır. Kanatlı borulu ısı değiştiricilerde ısı ve kütle geçişinin bir arada incelendiği çalışmalar nispeten daha azdır. Bu çalışmada öncelikle kanatlı borulu tip ısı değiştiricinin hava tarafındaki ısı ve kütle geçişini incelemek amacıyla deney tesisatı tasarlanmıştır. Daha sonra yapılan deney ve analizler ile kuru ve ıslak şartlar arasındaki farklılıklar incelenmiştir. Deney tesisatı bir iklimlendirme deney düzeneğinin değiştirilmesi ve geliştirilmesi ile elde edilmiştir. Tüm deneylerde 3 sıra sayısına sahip bir kanatlı borulu ısı değiştirici kullanılmıştır. Birinci bölümde kanatlı borulu ısı değiştiriciler hakkında genel bilgi verilmiştir. Konstrüksiyon özelliklerine göre genel bir sınıflandırma yapılmıştır. Çalışmanın amacı ve literatür özeti de bu bölümde yer almaktadır. Bu tezin ana amacı ıslak yüzey şartları altında kanatlı borulu tip ısı değiştiricilerin hava tarafındaki ısı geçişini incelemek ve kuru yüzey şartları ile kıyaslayarak bir model oluşturmaktır. Literatürdeki yöntemler ve bu yöntemlere ilişkin kabuller tablo halinde bu kısımda özetlenmiştir. Çalışmada esas olarak Threlkeld'in değiştirilmiş logaritmik ortalama entalpi farkı yöntemi kullanılmıştır. Bölüm 2 kanatlı borulu tip ısı değiştiricilerin ısı geçişini incelemek için gerekli teorik bilgiyi içermektedir. Elektriksel analojiye dayanan toplam ısıl direnç ve toplam ısı geçiş katsayısı kavramları bu bölümde detaylı olarak açıklanmıştır. Isıl direnç analizi hem kuru hem de ıslak yüzey şartları için yapılmıştır. Kanatlı borulu tip ısı değiştiricilerinde genel olarak sürekli kanatlar kullanılmaktadır. Bu tez çalışmasın da kullanılan ısı değiştirici de bu tiptir. Sürekli kanatlar için ısı geçişini analitik olarak incelemek neredeyse imkansızdır. Bu sebeple dairesel kanat yaklaşımı ve dairesel kanata ait analitik çözümlemeler bu bölümde verilmiştir. Islak yüzey şartlarında ısıl direnç benzeşimini kullanabilmek için bazı kabuller yapmak gerekir. Sanal entalpi tanımı ısıl direnç analizinde kolaylık sağlamaktadır. Sanal entalpi havanın dışındaki sıcaklıklar için hesaplanan doymuş hava entalpisidir. Bu tanımdan faydalanarak su ve hava arasındaki ısı geçişi entalpi farkı cinsinden ifade edilebilir. Sanal entalpi tanımı doğrusal bir yaklaşım olduğundan sadece küçük sıcaklık farkları için uygulanabilir. Threlkeld sanal entalpinin hesaplandığı noktanın etrafındaki 5 oC sıcaklık farkına kadar yaklaşımın uygun olduğunu öne sürmüştür. Bölüm 3'de deney tesisatı ve ölçme yöntemleri hakkında kısa bilgiler verilmiştir. Ayrıca test edilen ısı değiştiricinin geometrik özellikleri tablo halinde verilmiştir. Deney tesisatının ana elemanı hacimsel debisi değiştirilebilen fan ve hava kanalıdır. Kanal 255 mm genişlik ve 255 mm yüksekliğindedir. Test bölmesi içine yerleştirilen ısı değiştirici ile hava hem ısıtılabilmekte hem de soğutulabilmektedir. Hava hızı termal hız probu kullanılarak ölçülmüştür. Hava sıcaklığı ölçümleri için termistör kullanılmıştır. Havanın test bölmesi giriş ve çıkışındaki ortalama sıcaklığını elde etmek için 16 noktadan ölçüm alınmıştır. Su sıcaklıkları pirinç borular içine yerleştirilen kromel-alümel (k tipi) termo elemanlar kullanılarak ölçülmüştür. Sıcak su kaynağı olarak güç kontrollü bir su banyosu tasarlanmış ve imal edilmiştir. Su banyosunun maksimum debisi 0,05 kg/s ve ısıtma gücü 5 kW dır. Soğuk su kaynağı olarak endüstriyel tip su soğutma grubu kullanılmıştır. Bölüm 4'de logaritmik ortalama sıcaklık farkı tanımı verilmiş ve teorik analizdeki kabullere değinilmiştir. Bu bölümdeki önemli noktalardan biri de boru içindeki akış için yapılan incelemedir. Su tarafındaki ortalama ısı taşınım katsayısını bulabilmek için Wilson grafik yönteminden faydalanılmıştır. Nusselt teorisine uygun bir korelasyon elde edilmiştir. Bölüm 5 logaritmik ortalama entalpi farkı tanımını içermektedir. Islak şartlar için kanat verimi yine bu bölümde incelenmiştir. Ayrıca Bölüm 4 de elde edilen iç akış korelasyonuna Dittus-Boelter'in eşitliğine uygun şekilde bir düzeltme yapılmıştır. Bu tez çalışmasında kanatlı borulu tip ısı değiştiricilerin ıslak şartlar altında hava tarafındaki ısı geçiş karakteristikleri incelenmiştir. Sonuç olarak Reynolds sayısının artmasıyla Colburn faktörü azalmaktadır. Kuru yüzey şartlarına göre ıslak şartlar için hesaplanan j faktörleri % 5-20 daha fazla çıkmaktadır. Islak haldeki j faktörünün kuru haldeki j faktörüne oranı olarak bir Cj katsayısı tanımlanmıştır. Benzer bir oran Elmahdy'nin tez çalışmasında da yer almaktadır. Bu terimin değeri Reynolds sayısının artmasıyla birlikte azalmaktadır. Bunun sebebi düşük Reynolds sayılarında su filminin yüzey pürüzlülüğünün akışı daha türbülanslı hale getirmesidir. Yüksek Reynolds sayılarında sıvı filminin türbülansa katkısı azalmaktadır. Bundan dolayı 1200 Reynolds sayısı için ıslak şart j faktörü %5 mertebesinde daha fazladır.

Finned-tube heat exchangers are widely used in space conditioning systems, as well as other applications requiring heat exchange between two fluids. One important widespread use is in residential air conditioning systems. These residential air conditioners are major energy users that dominate residential electrical costs and environmental impact. The design of finned-tube condenser coils, (heat exchangers), requires the selection of over a dozen design parameters by the designer. The refrigerant side flow and heat transfer characteristics inside the tubes depend mostly on the tube diameter design parameter and have been thoroughly studied. However, the air-side flow around the tube bundle and through the fin gaps is much more complex and depends on over a dozen design parameters. Therefore, experimental measurement of the airside performance is needed. Because of the complex nature of the flow and the number of possible heat exchanger designs the airside performance has not been addressed in a comprehensive manner. When a finned tube heat exchanger is used as an evaporator, condensate liquid film is formed on the surface of the heat exchanger. The condensate liquid film acts as another thermal resistance. First of all, an experimental system was built in this study, and a method was developed for measuring the air-side heat transfer of fin-tube heat exchangers. This capability was then used to continue the goal of expanding and clarifying the present knowledge and understanding of airside performance under dry and wet conditions. An air conditioning test unit was modified for measuring air side and water side heat capacities of finned tubes heat exchanger. All experiments were carried out with a 3-row coil. In the first chapter, brief information about finned tube heat exchangers is given. Then a classification of the heat exchangers was made according to the construction. The purpose of the study and literature review is also given in this chapter. The main goal of this thesis is to investigate coil performance for wet coils and compare dry and wet cases. In general, the heat transfer process of finned tube heat exchangers under wet surface conditions is more complex than that under dry surface conditions. In the literature, there are many studies related to air-side heat transfer calculations of finned tube heat exchangers. For all that wet coil analysis are relatively less than dry coil analysis. There are some robust methods for analyzing wet coil performance. Methods and their assumptions were given in chapter 1 as a table. In this study, Threlkeld's modified log mean enthalpy difference approach was used. Chapter 2 contains a summary of the design theory necessary to predict the heat transfer behavior of a finned tube heat exchanger. The concept of overall thermal resistance and the overall heat transfer coefficient was given in this chapter. A detailed thermal resistance analysis was done in cases of both dry and wet surface conditions. Continuous plate fins are used extensively in finned tube heat exchangers. Finned-tube heat exchanger, which was tested in this thesis, has continuous plate fins. It is not possible to obtain a closed analytical solution for this type of fin. Therefore an approximate method and analytical analysis of a single circular fin were given in chapter 2. For wet surface conditions, some assumptions are needed for applying the thermal resistance approach. This leads to the introduction of a fictitious air enthalpy. The fictitious air enthalpy is the saturated air enthalpy evaluated at a temperature other than the air temperature. This allows a temperature node to be expressed in terms of an air enthalpy, thus meeting the requirement to express the entire process from chilled water to air in terms of an air enthalpy difference. Since this fictitious enthalpy is a linear approximation of the saturation line at a particular point, it can only be applied over a small range of temperatures without introducing significant error. Threlkeld suggests that this approximation only be applied to any temperature in the thermal network that deviates by less than 5 oC from the temperature at which the fictitious enthalpy is defined. In chapter 3 a brief description of the test apparatus and methods of measurements were given. Geometric parameters of sample finned tube heat exchangers were given in this chapter. The principal element of the test apparatus was a controllable flow air duct with a square test section, 255 by 255 mm, into which cores containing the heat transfer surfaces under investigation were inserted. The tested core was a cross-flow heat exchanger allowing for air heating or cooling and dehumidifying. The air velocity was measured with a hot bulb thermal velocity probe. Air temperature measurements upstream and downstream of the test section were made by a thermistor. For the duct section downstream and upstream from the test core, 16 point traverses were made in order to obtain an accurate bulk mean temperature. Water temperatures were measured by chrome-alumni (k type) thermocouples mounted in brass tubes. A circulating water bath was designed and manufactured as a hot water source. The maximum mass flow rate of the water bath is 0,05 kg/s. The water bath was capable of heating with power up to 5kW. An industrial water chiller was used for supplying chilled water. Chapter 4 contains the definition of logarithmic mean temperature difference (LMTD) and basic assumptions related to the theoretical analysis. Another important point covered in this chapter was the average heat transfer coefficient inside tubes. Wilson plot technique was used to determine the heat transfer coefficient inside tubes. A correlation was obtained based on Nusselt theory. Chapter 5 contains the definition of logarithmic mean enthalpy difference (LMED). Wet fin efficiency is also discussed in this chapter. A correction was made for internal flow correlation which was given in chapter 4. The airside performance of the finned tube heat exchanger under wet conditions was presented and discussed in this thesis. It was found that, with increasing Reynolds number, the j factor decreased. Under wet surface conditions, Colburn factors are 5-20% higher than dry surface conditions. A multiplier, Cj was defined as the ratio of Colburn factors for wet and dry conditions. A similar multiplier was given in Elmahdy's thesis work. This term decreases with increasing Reynolds number. At lower Reynolds numbers water film acts as a rough surface and this enhances turbulent flow. At higher Reynolds numbers contribution of water, the film is very limited. Therefore sensible heat transfer coefficients and Colburn factors for wet surface conditions are 5% higher at Reynolds number 1200.