Hình 4.14 Quan hệ lưu lượng hơi và hệ số truyền nhiệt ở = 1,6 m/s
Trong nghiên cứu này, hệ số truyền nhiệt được tính bằng cơng thức (8) ở chương 2. Từ hình 4.14 ta thấy rằng hệ số truyền nhiệt ở trường hợp đứng là nhỏ hơn so với trường hợp dàn đặt ngang khi lưu lượng hơi tăng từ 0,08 tới 0,25 g/s.
0 2 4 6 8 10 12 14 16 0 0.05 0.1 0.15 0.2 0.25 0.3 Độ chê nh n hi ệt độ k h ơ ng k hí [o C]
Lưu lượng hơi vào [g/s]
Trường hợp đứng Trường hợp ngang 0 200 400 600 800 1000 1200 1400 1600 0 0.05 0.1 0.15 0.2 0.25 0.3 Hệ số tru yề n nh iệ t [W/ m 2.K]
Lưu lượng hơi vào [g/s]
Trường hợp đứng Trường hợp ngang
Điều này là do sự thay đổi của hệ số tỏa nhiệt của khơng khí giải nhiệt và hệ số tỏa nhiệt của hơi nước ở trường hợp ngang lớn hơn trường hợp đứng, dẫn tới hệ số truyền nhiệt ở trường hợp đứng là nhỏ hơn so với trường hợp dàn đặt ngang. Tuy nhiên, đề tài này chưa đủ dữ liệu để tính được các giá trị thực nghiệm hệ số tỏa nhiệt của khơng khí giải nhiệt cũng như của hơi nước. Tại tốc độ gió là 1,6 m/s, hệ số truyền nhiệt cao nhất đạt được ở trường hợp ngang là 1380,17 W/m2.K, trong khi hệ số truyền nhiệt cao nhất đạt được ở trường hợp đứng chỉ là 1020.1 W/m2.K.
Hình 4.15 Quan hệ lưu lượng hơi và hệ số truyền nhiệt ở = 1,1 m/s
Cũng giống như trường hợp tốc độ gió là 1.6 m/s, hình 4.15 ta thấy rằng hệ số truyền nhiệt ở hai trường hợp đặt dàn, ở tốc độ gió là 1.1 m/s. Quy luật thay đổi là tương tự trường hợp tốc độ gió là1.6 m/s, tuy nhiên có sự khác biệt ở lưu lượng hơi vào, khi lưu lượng hơi tăng từ 0,08 tới 0,27 g/s. Việc hệ số truyền nhiệt ở trường hợp ngang thì lớn hơn so với trường hợp dàn đặt đứng cũng được giải thích như trên. Tại tốc độ gió là 1,1 m/s, hệ số truyền nhiệt cao nhất đạt được ở trường hợp ngang là 1601,96 W/m2.K, trong khi hệ số truyền nhiệt cao nhất đạt được ở trường hợp đứng chỉ là 1142,5 W/m2.K. 0 200 400 600 800 1000 1200 1400 1600 1800 0 0.05 0.1 0.15 0.2 0.25 0.3 Hệ số tru yề n nh iệ t [W/ m 2.K]
Lưu lượng hơi vào [g/s]
Trường hợp đứng Trường hợp ngang
60
Trong quá trình thu thập dữ liệu người nghiên cứu đã sử dụng camera nhiệt để chụp hình quá trình trao đổi nhiệt của dàn micro, để có kết quả so sánh với dữ liệu thực nghiệm. Trong mỗi hình thể hiện, tùy theo vị trí đặt dàn, phần hình màu đỏ và cam thể hiện vị trí hơi trong các ống micro, phần màu xanh đi kèm bên dưới hình thể hiện vị trí hơi đã ngưng tụ thành lỏng. Hình 4.16 và 4.17 bên dưới lần lượt thể hiện ảnh nhiệt của quá trình ngưng tụ khi dàn đặt đứng với lưu lượng hơi vào là 0,2787 g/s ở = 1,1 m/s. Và các hình 4.18 và 4.19 bên dưới lần lượt thể hiện ảnh nhiệt của quá trình ngưng tụ khi dàn đặt ngang với lưu lượng hơi vào là 0,206 g/s ở = 1,1 m/s. Màu sắc mỗi hình sẽ thay đổi từ nhiệt độ cao với màu cam thể hiện cho phần hơi nước và sẽ giảm dần nhiệt độ. Nhiệt độ là màu xanh dương, là thể hiện nước đã ngưng tụ và quá lạnh, lúc này nhiệt độ là thấp nhất. Do camera chỉ chụp được quá trình truyền nhiệt thay đổi bên ngồi dàn nên nhiệt độ ở mỗi hình nên dãy nhiệt độ thay đổi là không lớn như số liệu thu thập và thể hiện ở phần phụ lục. Các kết quả này sử dụng để phục vụ cho so sánh với nghiên cứu mô phỏng quá trình ngưng tụ hơi của thiết bị ngưng tụ ống micro cũng như đảm bảo quá trình thực nghiệm truyền nhiệt của dàn ngưng là ổn định và liên tục.
Với ảnh nhiệt như hình 4.16 thể hiện, do đây là trường hợp chụp hình dàn khi đặt đứng, quá trình ngưng tụ hơi nước sẽ bắt đầu từ phía trên hình thể hiện bằng vùng màu cam hay vị trí hơi đi vào và dãy nhiệt độ sẽ giảm dần cao nhất là 70,5 oC ở phía trên cùng màu đỏ, giảm dần đạt chừng 51 oC ở lưng chừng hình. Quá trình kết thúc tại phía dưới cùng hình thể hiện bởi vùng màu xanh dương là vị trí nước đã ngưng tụ. Tâm điểm camera chụp được là 52,6 oC cũng là ranh giới chuẩn bị xảy ra q trình lỏng hóa lạnh. Người nghiên cứu đã sử dụng phần mềm Smart View phiên bản 3.15 đi kèm theo camera nhiệt để tìm hiểu các vị trí tương ứng nhiệt độ thay đổi trên dàn với dãy nhiệt độ giảm từ 70,5 oC tới 33,3 oC.
Hình 4.17 Ảnh nhiệt phía sau dàn đặt đứng ở Gh = 0,2787 g/s tại = 1,1 m/s
Với ảnh nhiệt như hình 4.17 thể hiện, do đây là trường hợp chụp hình dàn khi đặt đứng phía sau, nên quá trình truyền nhiệt của dàn ở trường hợp này thể hiện chưa rõ so với hình 4.16. Tuy nhiên, vẫn có thể thấy được sự thay đổi nhiệt độ dàn khi đặt đứng từ cao xuống thấp tức là từ phía hơi (phần hình màu cam) tới phía nước ngưng (phần hình màu xanh dương). Do hình chụp phía sau dàn bị ảnh hưởng của nhiệt độ các cánh quạt, động cơ quạt nên dãy nhiệt độ thay đổi không trùng với giá trị ở nhiệt độ như hình 4.16.
62
Hình 4.18 Ảnh nhiệt phía trước dàn đặt ngang ở Gh = 0,206 g/s tại = 1,1 m/s
Với ảnh nhiệt như hình 4.18 thể hiện, do đây là trường hợp chụp hình dàn khi đặt ngang, quá trình ngưng tụ hơi nước sẽ bắt đầu từ phía bên phải hình thể hiện bằng vùng màu cam hay vị trí hơi đi vào và đạt nhiệt độ cao nhất là 68,5 oC ở phía bên phải hình. Q trình kết thúc tại phía bên trái hình thể hiện bởi vùng màu xanh dương là vị trí nước đã ngưng tụ. Tâm điểm camera chụp được là 34,4 oC là vị trí đang xảy ra q trình lỏng hóa lạnh.
Với ảnh nhiệt như hình 4.19 thể hiện, do đây là trường hợp chụp hình dàn khi đặt ngang phía sau dàn, nên quá trình truyền nhiệt của dàn ở trường hợp này thể hiện chưa rõ so với hình 4.18. Tuy nhiên, vẫn có thể thấy được sự thay đổi nhiệt độ dàn khi đặt đứng từ phải qua trái tức là từ phía hơi (phần hình màu cam) tới phía nước ngưng (phần hình màu xanh dương). Ở đây, do lúc này dàn đặt ngang và hình chụp phía sau dàn nên q trình có sự thay đổi nhiệt độ của q trình truyền nhiệt trường hợp này có khác đi một chút. Nhưng thực tế các thực nghiệm ở trường hợp này, hơi luôn đi vào từ phải và nước ngưng đã quá lạnh sẽ đi ra từ phía trái. Ở trường hợp này vì hình chụp phía sau dàn bị ảnh hưởng của nhiệt độ các cánh quạt, động cơ quạt nên dãy nhiệt độ thay đổi không trùng với giá trị ở nhiệt độ như hình 4.18.
64
Chương V
KẾT LUẬN VÀ KIẾN NGHỊ
5.1. Kết luận
Một nghiên cứu thực nghiệm về ảnh hưởng lực trọng trường đến hiệu truyền nhiệt của thiết bị ngưng tụ ống micro với đường kính trong là 0,8 mm đã được thực hiện bằng việc đặt dàn trao đổi nhiệt theo hai hướng là đặt đứng và đặt ngang. Thông số thực nghiệm được thể hiện trên đồ thị cũng như ở phụ lục. Dữ liệu thực nghiệm cho thấy, chênh lệch nhiệt độ khơng khí giải nhiệt tăng khi tăng lưu lượng hơi đầu vào trong cả hai trường hợp đặt nằm ngang và đứng. Hệ số truyền nhiệt cũng tăng khi tăng lưu lượng hơi vào từ 0,08 tới 0,27 g/s ở cả hai trường hợp đặt dàn tại tốc độ gió là 1,1 m/s.
Trong quá trình thực hiện đề tài người nghiên cứu cũng đã nghiên cứu thực nghiệm về q trình thay đổi tốc độ gió với thiết bị ngưng tụ ống micro đã thiết kế. Khi tốc độ gió giảm từ 1,6 m/s tới 1,1 m/s. Ở cả hai trường hợp dàn đặt đứng hay nằm ngang, chênh lệch nhiệt độ khơng khí giải nhiệt tăng với sự tăng lưu lượng hơi từ 0,08 tới 0,25 g/s, trong đó ở tốc độ gió là 1,6 m/s chênh lệch nhiệt độ khơng khí giải nhiệt ở trường hợp ngang thì cao hơn trường hợp đứng. Đặc biệt, khi tăng lưu lượng hơi từ 0,18 tới 0,25 g/s, chênh lệch nhiệt độ khơng khí giải nhiệt ở trường hợp ngang khá cao so với trường hợp đứng. Tương tự tốc độ gió như trên, nhưng ở tốc độ gió là 1,1 m/s chênh lệch nhiệt độ khơng khí giải nhiệt ở hai trường hợp đặt dàn ổn định hơn so với ở tốc độ gió là 1,6 m/s. Về cơng suất nhiệt, khi tốc độ gió tăng, cơng suất nhiệt tăng khi tăng lưu lượng hơi vào từ 0,08 tới 0,26 g/s. Công suất nhiệt khi dàn đặt đứng tại tốc độ gió 1,6 m/s lớn hơn tốc độ gió 1,1 m/s . Tuy nhiên, khi lưu lương hơi tăng từ 0,2 tới 0,26 g/s, chênh lệch công suất nhiệt giữa hai tốc độ gió là bé hơn. Tương tự khi đặt đứng, nhưng khi đặt ngang, chênh lệch công suất nhiệt giữa hai tốc độ gió là ổn định khi lưu lượng tăng. Về hệ số truyền nhiệt, tại tốc độ gió 1,6 m/s hệ số truyền nhiệt ở trường hợp đứng là nhỏ hơn so với trường hợp dàn đặt ngang khi lưu lượng hơi tăng từ 0,08 tới 0,25 g/s. Đặc biệt khi lưu lương hơi tăng từ 0,14 tới 0,25 g/s hệ số truyền nhiệt ở trường hợp ngang cao hơn nhiều so với
khi dàn đặt đứng. Hệ số truyền nhiệt cao nhất đạt được ở trường hợp ngang là 1380,17 W/m2.K, trong khi hệ số truyền nhiệt cao nhất đạt được ở trường hợp đứng chỉ là 1020.1 W/m2.K. Trong khi đó, Tại tốc độ gió là 1,1 m/s, hệ số truyền nhiệt cao nhất đạt được ở trường hợp ngang là 1601,96 W/m2.K, trong khi hệ số truyền nhiệt cao nhất đạt được ở trường hợp đứng chỉ là 1142,5 W/m2.K.
Từ các kết quả trong khoảng nghiên cứu trên, các ống đặt nằm ngang có hiệu quả ngưng tụ tốt hơn. Trường hợp dàn đặt ngang ở tốc độ gió là 1,1 m/s ở lưu lượng hơi vào từ 0,22 tới 0,27 g/s đem lại hiệu quả truyền nhiệt tốt nhất cho dàn ngưng tụ ống micro được khảo sát trong đề tài này.
5.2. Kiến nghị
Do bị hạn chế về thời gian nên đề tài chưa có đề cập phần mơ phỏng số để tìm ra các đại lượng mà thực nghiệm khơng thể thu được. Do vậy, tác giả đề xuất các nghiên cứu tiếp theo nghiên cứu thêm mô phỏng số và so sánh với kết quả thực nghiệm.
Ngoài ra, các đề tài tiếp theo cần được thí nghiệm trên nhiều loại môi chất khác nhau với thiết bị trao đổi nhiệt kênh micro ống tròn.
66
TÀI LIỆU THAM KHẢO
[1] H. Wang, W. Rose, “Film condensation in horizontal microchannels”, International Journal of Thermal Sciences 45 (2006) 1205 – 1212.
[2] G. Achkar et al, “Flow patterns and heat transfer in a square cross-section micro condenser working at low mass flux”, Applied Thermal Engineering 59 (2013) 704 – 716.
[3] Yongping Chen et al, “Numerical simulation for steady annular condensation flow in triangular microchannels”, International Communications in Heat and Mass Transfer 35 (2008) 805 – 809.
[4] Xiaojun Quan, Ping Cheng, Huiying Wu, “An experimental investigation on pressure drop of steam condensing in silicon Microchannels”, International Journal of Heat and Mass Transfer 51 (2008) 5454–5458.
[5] Sihan Chen et al, “Film condensation in horizontal microchannels”, Chemical Engineering and Processing 76 (2014) 60 –64.
[6] Srinivas Garimella et al, “Condensation heat transfer in rectangular microscale geometries”, International Journal of Heat and Mass Transfer 100 (2016) 98–110. [7] A. Sur, Dong Liu, “Adiabatic air-water two-phase flow in circular Microchannels”, International Journal of Thermal Sciences 53 (2012) 18-34.
[8] M. Venkatesan,1 Sarit K. Das1 and A. R. Balakrishnan2, “Effect of tube diameter on two-phase flow patterns in mini tubes”, The canadian journal of chemical engineering | | volume 88, december 2010.
[9] P. Zhang, X. Fu, “Two-phase flow characteristics of liquid nitrogen in vertically upward 0.5 and 1.0 mm micro-tubes: Visualization studies”, Cryogenics 49 (2009) 565 – 575.
[10] Y.S. Lim, S.C.M. Yu “Numerical simulations of heat transfer characteristics of gas - liquid two phase flow in microtubes”, International Journal of Thermal Sciences 86 (2014) 115 – 124.
[11] Koji Fukagata et al, “Numerical simulation of gas–liquid two-phase flow and convective heat transfer in a micro tube”, International Journal Heat and Fluid Flow 28 (2007) 72 – 82.
[12] L.Chen et al, “The effect of tube diameter on vertical two-phase flow regim es in small tubes”, International Journal of Heat and Mass Transfer 49 (2006) 4220–4230.
[13] Pettersen,” Flow vaporization of CO2 in microchannel tubes” Experimental Thermal and Fluid Science 28 (2004) 111 – 121.
[14] Ducoulombier et al,” Carbon dioxide flow boiling in a single microchannel – Part I: Pressure drops”,Experimental Thermal and Fluid Science 35 (2011) 581 – 596.
[15] Hoo-Kyu Oh, Chang-Hyo Son, “Condensation heat transfer characteristics of R-22, R- 134a and R-410A in a single circular Microtube”, Experimental Thermal and Fluid Science 35 (2011) 706 – 716.
[16] Srinias Garimella , Akhil Agarwal & Jesse D. Killion, Condensation Pressure Drop in Circular Microchannels, Heat Transfer Engineering.
[17] Na Liu , Jun Ming Li, Jie Sun, Hua Sheng Wang, “Heat transfer and pressure drop during condensation of R-152A in circular and square Microchannels”, Experimental Thermal and Fluid Science 47 (2013) 60–67.
[18] L.Doretti et al, “Condensation flow patterns inside plain and microfin tubes: A review”, International Journal of Refrigeration 36 (2013) 567-587.
[19] Shengchun Liu et al, “Experimental Study On R245fa Condensation Heat Transfer Properties In Horizontal Tube”, Energy Procedia 104 (2016) 419 – 424.
68
[20] Marko Matkovic et al, “Experimental study on condensation heat transfer inside a single circular mini channel”, International Journal of Heat and Mass Transfer 52 (2009) 2311–2323.
[21] Chang-Hyo Son, Hoo-Kyu Oh, “Condensation heat transfer characteristics of carbon dioxide in a horizontal smooth tube”, Experimental Thermal and Fluid Science 36 (2012) 233–241.
[22] Jatuporn Kaew-On et al, “Condensation heat transfer characteristics of R134a flowing inside minicircular and flattened tubes”, International Journal of Heat and Mass Transfer 102 (2016) 86–97.
[23] R K Al-Dadah, A D Naser, “Condensation heat transfer and pressure drop of R134a inside microfin tubes: effect of fin height and fin angle”, Part C: Journal of Mechanical Engineering Science, Vol. 221 (2007) 43-53.
[24] Sung-Min Kim, Issam Mudawar, “Analytical heat diffusion models for heat sinks with circular Micro-channels”, International Journal of Heat and MassTransfer 53 (2010) 4552–4566.
[25] Yuan Xing et al, “Experimental investigation of surface roughness effects on flow behavior and heat transfercharacteristics for circular microchannels”, Chinese Journal of Aeronautics (2016)
[26] Dorin Lelea et al, “The viscous dissipation effect on heat transfer and fl uid fl ow in micro-tubes”, International Communications in Heat and Mass Transfer 37 (2010) 1208 – 1214.
[27] H. Liu et al, “Effects of axial heat cond uction and viscous dissip ation on heat transfer in circular micro-channels”, International Journal of Thermal Sciences 66 (2013) 34 – 41.
[28] Todd M. Bandhauer, Akhil Agarwal Srinivas Garimella, “Measurement and Modelingof Condensation Heat Transfer Coefficients in Circular Microchannels”, Journal of Heat Transfer, 2006.
[29] G. Goss Jr et al, “Pressure drop during condensation of R-134a inside parallel Microchannels”, International journal of refrigeration 56 (2015) 114e125.
[30] X.Z. Du, T.S. Zhao, “Analysis of film condensation heat transfer inside a vertical microtube with consideration of the meniscus draining effect”, International Journal of Heat and Mass Transfer 46 (2003) 4669–4679.
[31] J. Wang et al, “Condensation heat transfer of steam on vertical micro-tubes”, Applied Thermal Engineering 88 (2015) 185 – 191.
[32] Kandlikar, S.G., Garimella, S., Li, D.Q., Colin. S., and King, M.R., Heat transfer and fluid flow in minichannels and microchannels. Elsevier Pte Ltd., Singapore, 2006.
[33] Dang et al, “A study on the simulation and experiment of a microchannel counter-flow heat exchanger”, Applied Thermal Engineering 30 (2010) 2163 – 2172.
[34] Zhong et al, “Experimental investigation on microchannel condensers with and without liquid-vapor seperation headers”, Applied Thermal Engineering 73 (2014) 1510-1518.
[35] Thanhtrung Dang and Minhhung Doan, “An Experimental Investigation on Condensation Heat Transfer of Microchannel Heat Exchangers”, International Journal of Computational Engineering Research Vol, 03 Issue, 12.
[36] Minhhung Doan, Thanhtrung Dang, “An Experimental Investigation on Condensation in Horizontal Microchannels”, International Journal of Civil, Mechanical and Energy Science (IJCMES) [Vol-2, Issue-2, March-April, 2016] ISSN : 2455-5304.
[37] Trung và Tân cùng cộng sự, “Nghiên cứu ảnh hưởng của hình dáng hình học kênh micro đến các đặc tính truyền nhiệt cho dịng chảy hai pha bằng phương pháp mô phỏng số”, Hội nghị khoa học và công nghệ tồn quốc về cơ khí - Lần thứ IV