Ir al contenido

Dialnet


Contributions to the study of pool boiling and spray evaporation on horizontal tubes

  • Autores: Ángel Álvarez Pardiñas
  • Directores de la Tesis: José Fernández Seara (dir. tes.)
  • Lectura: En la Universidade de Vigo ( España ) en 2016
  • Idioma: español
  • Materias:
  • Enlaces
  • Resumen
    • Refrigeration cannot stay aside from the environmental and energy challenges that humanity is about to face in the coming years. Montreal’s Protocol and later revisions marked the beginning of usage restrictions of CFCs and HCFCs, due to environmental issues such as ozone layer depletion and global warming. R134a and other HFCs will be soon phased out due to their global warming potential (GWP). Natural refrigerants such as CO2, ammonia or hydrocarbons appear as interesting alternatives from environmental and performance points of view. The high pressures of CO2 systems, the toxicity of ammonia or the flammability of hydrocarbons are important disadvantages of these fluids. Natural refrigerants combined with more efficient systems should be the investigation line followed in the future. Falling film evaporators, also known as spray evaporators, have been widely employed in petrochemical industry, desalination processes and OTEC (Ocean Thermal Energy Conversion) systems. The experience in other fields such as heat pumps and refrigeration is limited, but falling film evaporators appear as an interesting alternative to flooded evaporators due to potential benefits in terms of refrigerant charge reduction and heat transfer improvement. In addition, the boiling temperature increase caused by hydrostatic head in flooded evaporators is avoided, the temperature approach between refrigerant and cooled fluid decreases and the efficiency of the cycle improves and the evaporators can be of smaller size. The main drawback of falling film evaporators is that the design of the distribution system is critical and, if incorrect, may cause heat transfer deterioration due to dryout of the falling film. Falling film evaporators in refrigeration systems are heat exchangers with a shell-and-tube structure. Spray nozzles or other spreading devices distribute liquid refrigerant over the first rows of tubes of a tube bundle. Part of the refrigerant boils on the top row, cooling the fluid flowing inside the tubes, and the rest forms a film that flows to the following row. This boiling and flowing process occurs from one row to the next one. The exceeding refrigerant is collected at the bottom of the evaporator and recirculated to the distribution unit (with intermediate conditioning steps if needed). A large number of parameters affect the performance of falling film evaporators, but authors disagree about the effect of each of them. Those with a higher influence are heat flux, film flow rate, geometry of the tube, refrigerant properties and distribution system. The use of enhanced tubes enhances heat transfer if compared to plain tubes. In addition, most enhanced tubes delay film breakdown, maintaining the surface wet. Only those geometries that limit liquid axial movement, such as low-finned tubes with a high concentration of fins, should be avoided in these systems. An experimental setup available in the laboratory was redesigned in order to allow spray evaporation tests. These tests consist in distributing the liquid refrigerant, in conditions very close to saturation, on the tested tube/s, simulating the situation that occurs in spray evaporators. The main modification developed was to include a liquid distribution system to distribute the liquid refrigerant. The system was designed to allow testing different types of spreading devices. Among the different possibilities, full cone nozzles have been selected. The equipment permits different spacings between the nozzles, as well as choosing between two positions for the tube that receives the refrigerant from the nozzles. In addition, it allows comparing the heat transfer coefficients obtained when the tested tube receives the liquid refrigerant directly from the nozzles and when the liquid refrigerant falls by gravity from a conditioning tube above the tested one. The experimental setup does not follow a typical vapour compression cycle. Instead, pool boiling/spray evaporation and condensation occur at the same pressure and refrigerant flows from one shell-and-tube heat exchanger to the other due to the differences of density between liquid and vapour refrigerant. This configuration allows, on the one hand, testing very different conditions and refrigerants and, on the other hand, discarding the effect of lubricants on the heat transfer coefficients determined. The test rig is prepared for tubes of nominal external diameters up to 20 mm, but we tested tubes of nominal external diameter 3/4” (19.05 mm), which are widely extended in shell-and-tube heat exchangers. We chose tubes with plain and enhanced external surfaces, and the material depends on the refrigerant used (compatibility refrigerant – material). The compatibility with ammonia was the main consideration during the selection of materials for building the experimental setup. Thus, we used stainless steel (AISI-316L) in almost every component. As previously mentioned, due to the working principle of the experimental facility, a wide range of condensation and evaporation conditions can be tested. We chose liquid temperatures between 0 and 10 ºC for our pool boiling and spray evaporation tests, common temperatures in water chillers. This range of temperatures allowed using water as secondary fluid both for condensing the vapour refrigerant at the condenser tubes and for vaporising the liquid at the evaporator tubes. The use of water is very convenient since its properties are very accurately determined using the temperatures measured. The experimental facility stabilises the refrigerant pool temperature or the liquid distribution temperature (boiling saturation pressure), for pool boiling and spray evaporation tests, respectively. The distributed liquid refrigerant flow rate is also controlled accurately, maintaining the rest of the conditions constant. The temperatures and flow rates of the secondary fluids can also be regulated and stabilised at the values needed for each test. The experimental setup allowed measuring the conditions (temperature, pressure and flow rate) of the refrigerant and secondary fluids. Several sensors were also included to determine the conditions of the distributed refrigerant. We designed an experimental methodology to obtain pool boiling and spray evaporation heat transfer coefficients. The methodology is based on determining the different thermal resistances of the overall heat transfer process that occurs at the tubes. The design of experiments has focused on studying the boiling heat transfer coefficients under temperature conditions close to those found at water chillers, and with the largest range of heat fluxes possible. We have conceived a specific experimental methodology to analyse the influence of the impingement effect on the heat transfer coefficients with distribution of the liquid refrigerant. Pool boiling tests consisted in registering the values measured by the different sensors of the test rig, keeping constant the mean heating water temperature and flow rate through the tube and the refrigerant pool temperature. Except for special sets of experiments, a group of tests (constant pool temperature) started with the maximum mean heating water temperature possible. When stationary conditions were achieved, data were registered for a minimum of 15 minutes. After that, the mean heating water temperature was lowered and fixed at the next testing condition. When finished a group of tests, a new was began at another refrigerant pool temperature, repeating the procedure explained in the previous lines. In spray evaporation experiments there are two new parameters to be considered: the relative position between the tested tube and the distribution tube and the liquid refrigerant distributed mass flow rate. The relative position of the tested tube and the distribution tube was introduced as a new experimental variable because other authors observed that the liquid droplet impingement effect could enhance heat transfer. Thus, we should expect differences in the heat transfer performance between those tubes that receive refrigerant directly from the distribution devices and those that are wetted by the excess liquid from the row of tubes placed above them. Therefore, we have designed two different spray evaporation tests to illustrate these two possibilities. The first tests, named ST tests, consist in distributing the refrigerant directly from the nozzles to the tested tube, being the distance from the tip of the nozzle to the tube axis 59 mm. In the second tests, named SB tests, the refrigerant is distributed on the same tube, which works as a conditioning tube, forming a film that falls to the tube placed underneath (distance of 45 mm between tube axes). No heating water circulates through the conditioning tube to prevent liquid refrigerant from vaporising before falling to the tested tube. We started with ST tests. The liquid refrigerant distribution temperature was fixed and, for each group of tests, the mean heating water temperature started at the maximum value achievable by the experimental test rig. Then, the liquid refrigerant distribution flow rate was set at the maximum of the experimental set points considered, which was different for each of the refrigerants tested. When stationary conditions were achieved, data were registered for a minimum of 15 minutes. After that, the liquid refrigerant distribution flow rate was lowered and the process repeated. When all the flow rates were tested, the mean heating water temperature was lowered and fixed at the next testing condition and the sequence of tests was repeated. Once finished ST tests, we repeated the whole process with SB tests. Independently of the kind of tests, the heating water flow rate was kept as high as possible to minimise the inner thermal resistance at the evaporator tubes, reduce the uncertainty of the heat transfer coefficients and homogenise the boiling process along the tube (similar wall temperature conditions). The cooling water flow rate was kept as low as possible to increase the cooling water temperature difference between the inlet and the outlet of the condenser tube/s and to calculate with more accuracy the heat flow at this heat exchanger. We explain the calculation method to determine the heat transfer coefficients from the experimental data from the test rig. The methodology is based on the separation of all the thermal resistances that are part of the overall heat transfer process occurring in heat exchangers. Prior to including the refrigerant pump in the refrigerant cycle and taking into account the working principle of the experimental test rig and the good insulation applied, the overall thermal resistance was accurately calculated with the heat flow at the condenser. After its installation, we observed that the heat flow at the evaporator tubes was seen to match the electric power delivered to the heating water at the electric boiler. We also detail the method to estimate the fraction of liquid refrigerant reaching the studied tubes under spray conditions and defined the enhancement factor to compare the heat transfer coefficients calculated for different tubes and different boiling process, at the same conditions. The results shown include uncertainties and these uncertainties prove the quality and reliability of the results. There is an appendix in the document that explains the process followed to calculate these uncertainties, which is based on the Guide to the Expression of Uncertainty in Measurements. We performed validation experiments to check the assumptions considered at the calculation process. The validation process has been successful and, thus, the heat transfer coefficients obtained with this experimental facility and procedure result from a convenient process. We show the pool boiling heat transfer coefficients obtained experimentally for this thesis. The refrigerants studied have been R134a and ammonia. With the former we tested copper tubes of plain and enhanced surfaces (Turbo-B and Turbo-BII+)"; and with the latter we tested titanium tubes of plain and enhanced surface (Trufin 32 f.p.i.). We observed that the vast majority of our experimental results are included in the nucleate boiling region of Nukiyama’s boiling curve, where the slope is steep and heat flux increases rapidly with superheating. Concerning the pool boiling heat transfer coefficients, we observed that they generally increase with increasing saturation temperatures, being constant the heat flux. We also observed for all the tubes except for Turbo-B that pool boiling heat transfer coefficients rise as the heat flux rises, independently of the saturation temperature. This effect was clearer with the plain tubes. With ammonia we also tested the influence of hysteresis on the nucleation process. Several works of the literature show different results when experiments were conducted in increasing heat flux direction and in decreasing heat flux direction. We confirmed the existence of this hysteresis effect and that it is more important with the enhanced surface tested (Trufin 32 f.p.i.). However, our experiments show that increasing heat flux tests are time-dependent, i.e. the heat transfer coefficients obtained when the experimentation process follows an increasing heat flux direction rise (even when the test conditions remain constant) until they reach a value very close to that obtained with the decreasing heat flux tests. We compared our experimental results with well-known correlations from different works from the literature. In the case of plain tubes, the best agreement existed with Gorenflo and Kenning correlation with R134a and with Mostinski correlation with ammonia. The surface enhancement techniques are more effective with R134a than with ammonia. With R134a, the surface enhancement factors are as high as 11.8 and 7 with the Turbo-B and Turbo-BII+, respectively. In contrast, with ammonia the surface enhancement factor is never greater than 1.3. We included the photographic reports of the pool boiling of ammonia on the plain tube and the Trufin 32 f.p.i. tube. The pictures show the increase of density of nucleation sites and of the bubble diameters as the heat flux increases. The visual differences between tubes are very slight, confirming the surface enhancement factor results determined. Concerning spray evaporation, we studied R134a and ammonia with plain tubes. The tubes used with R134a were made of copper and the tubes used with ammonia were made of titanium. We observed that the vast majority of our spray evaporation experimental results are included in the nucleate boiling region of the boiling curve. The slope of the boiling curve is steep, i.e. heat flux increases rapidly with superheating. Spray evaporation heat transfer coefficients with R134a and the copper tube increase, generally, if the heat flux is higher, independently of the mass flow rate of the film per side and meter of tube. We also observed that the effect of the mass flow rate on the heat transfer coefficients is negligible. The spray evaporation heat transfer coefficients obtained with R134a and the tube placed directly underneath the refrigerant distribution tube (ST tests) are, on average, 13.2% greater than those determined with the tube that receives refrigerant from the conditioning tube (SB tests), if kept the heat flux and distributed mass flow rate constant. The heat transfer enhancement occurs due to the liquid droplet impingement effect. We compared spray evaporation and pool boiling under similar conditions and we observed that spray evaporation enhances heat transfer only if the heat flux is low (lower than 20000 W/m2). Enhancement is never higher than 60%. The results concerning heat transfer enhancement are in line with others shown in the specialised literature. An analysis of the photographs taken during the experiments allowed confirming the existence of dry patches on the tube. Dryout occurred even when the distributed refrigerant was significantly greater than the amount of refrigerant that vaporised on the tube (overfeed rates well over 1). The spray evaporation heat transfer coefficients with ammonia and the titanium tube depend on both heat flux and mass flow rate of refrigerant per side and meter of tube. Generally, they increase as the heat flux increases, but this trend is even opposite under conditions of high heat flux and low mass flow rate. We observed that the spray evaporation heat transfer coefficients obtained with ammonia and the tube placed directly underneath the refrigerant distribution tube (ST tests) are, on average, 38.7% higher than those determined with the tube that receives refrigerant from the conditioning tube (SB tests). Droplet impingement effect is responsible of this effect. From the comparison of spray evaporation and pool boiling of ammonia on the plain tube, we concluded that spray evaporation enhances importantly heat transfer. Spray enhancement factors are well over 1, particularly when the refrigerant on the tested tube arrived directly from the nozzles (ST tests). The maximum enhancement factor has been over 6 and the best results occurred in the low heat flux range (up to 20000 W/m2). We analysed the snapshots taken when conducting the tests and the most important conclusion is that we could confirm that dry patches occurred under certain conditions. Dryout explains some of the tendencies we obtained from our experimental results. However, we calculated the overfeed ratio for the conditions of the tests shown in the photographs and realised that dryout occurred even when the overfeed rates greater than 1. The experimental results obtained make clear the importance of having a proper distribution of the liquid refrigerant on the tubes of spray evaporators. Thus, developed a computer programme, based on a geometric study, to optimise the design of liquid distribution systems with spray nozzles. The programme calculates the percentage of liquid distributed by a given spray nozzle that reaches a generic tube, defining concepts such as those of the theoretical and real limit angles from a nozzle to a tube or the dimensionless column factor. We also developed a parametric analysis with a 1-meter-long tube bundle with 8 rows and 8 tubes per row (7 for even rows in staggered pitch layout), varying parameters such as the horizontal and vertical pitch, the tube bundle pattern, the spray nozzle angle, etc. We observed that, in general, 60º nozzles lead to an even distribution and more efficient use of the liquid distributed. However, they require a larger distance between the spray nozzles and the first row of the tube bundle to optimise distribution and, thus, there is an important part of the shell that must be clear of tubes. The performance of systems with 90º nozzles is slightly lower, but the distance required is also shorter and they are convenient from that point of view. The parametrical analysis proves that the even distribution of liquid on the different columns of inline tube bundles is easier than when the pattern is staggered. In fact, staggered tube bundles seem unsuitable for this kind of distribution systems with nozzles and without intermediate devices. Only when staggered bundles had a high horizontal pitch between tubes of the same row was high (2 in this case), we observed a convenient distribution between the different columns. However, an increase of this horizontal pitch leads to the loss of compactness of staggered bundles, which is the main advantage of such tube pattern.O sector da refrixeración non pode permanecer alleo aos retos medioambientais e enerxéticos aos que se enfrontará a humanidade nos vindeiros anos. Os protocolos de Montreal e posteriores revisións marcaron o comezo das restrición do uso de refrixerantes clorofluorocarbonados (CFCs) e hidrocloroflorocluorocarbonados (HCFCs) debido á destrución da capa de ozono. O R134a e outros refrixerantes tipo hidrofluorocarbonados (HFCs) están eliminándose gradualmente debido ao seu potencial de quecemento global (GWP). Os refrixerantes naturais, como CO2, o amoníaco ou os hidrocarburos, semellan alternativas interesantes aos anteriores desde os puntos de vista medioambiental e de eficiencia. Porén, as elevadas presións dos sistemas de CO2, a toxicidade do amoníaco ou a inflamabilidade dos hidrocarburos son as súas principais desvantaxes. A combinación de refrixerantes naturais e sistemas máis eficientes é a liña de investigación a seguir no futuro. Os evaporadores de caída de película, tamén coñecidos como evaporadores en spray, teñen sido amplamente utilizados na industria petroquímica, en procesos de desalgado de augas e en sistemas de conversión de enerxía cas diferencias térmicas do océano (OTEC). A experiencia con estes equipos noutros campos como as bombas de calor ou a refrixeración é limitado, pero estes aparecen como unha interesante alternativa aos evaporadores inundados, debido a que poden implicar unha diminución da carga de refrixerante ou unha mellora da transmisión de calor. Ademais, evítase o aumento da temperatura de ebulición que aparece nos evaporadores inundados debido á presión hidrostática; redúcese a diferenza de temperatura entre o refrixerante e o fluído a arrefriar, co que mellora a eficiencia do ciclo termodinámico;" e redúcese o tamaño dos evaporadores. A maior desvantaxe dos evaporadores con caída de película é que o deseño do sistema de distribución é crítico e pode implicar un empeoramento da transmisión de calor debido á aparición de zonas secas na película de líquido refrixerante. Os evaporadores de caída de película en sistemas de refrixeración son intercambiadores de tipo carcasa e tubos. Boquillas de spray ou outros sistemas de distribución reparten o líquido refrixerante sobre as primeiras filas do banco de tubos. Parte do refrixerante vaporiza sobre a fila superior, arrefriando o fluído que circula polo interior dos tubos, mentres que o resto forma unha película que avanza ao seguinte tubo. Este proceso de vaporización e avance continúa ao longo do banco de tubos. O exceso de refrixerante recóllese na parte inferior do evaporador e recircúlase á unidade de distribución (con acondicionamentos intermedios se son necesarios). A eficiencia dos evaporadores con caída de película vese afectada por un gran número de parámetros, pero os diferentes autores están en desacordo acerca do efecto de cada un deles. Os parámetros con maior influencia son a densidade de fluxo de calor, o caudal másico distribuído, a xeometría dos tubos, as propiedades do refrixerante e o tipo de sistema de distribución. Os tubos con superficies melloradas fan que a transmisión de calor sexa máis eficiente, se os comparamos cos tubos lisos. Ademáis, estas superficies soen retrasar a aparición de zonas secas, aínda que hai que evitar aquelas que limitan o movemento axial do líquido, tales como os tubos con aletas integradas e elevada densidade de aletas. Redeseñouse un equipo experimental existente no laboratorio para permitir a realización de ensaios de evaporación en spray. A particularidade destes ensaios é que hai que distribuír un líquido refrixerante, en condicións moi próximas ás de líquido saturado, sobre o tubo ou tubos ensaiados, simulando as condicións que ocorren en evaporadores en spray. A principal modificación realizada foi a inclusión do sistema de distribución de líquido para o refrixerante. O sistema deseñouse para que fose versátil e permitise o emprego de diferentes sistemas de distribución. De entre as diferentes posibilidades, escolléronse as boquillas de spray tipo “full cone”. O equipo permite modificar a distancia entre as boquillas, así como seleccionar entre dúas posicións para o tubo que recibe o refrixerante das mesmas. No equipo tamén se poden comparar os coeficientes de transmisión de calor para os tubos que reciben o líquido refrixerante directamente desde o sistema de distribución co daqueles tubos alimentados polo fluído restante dun tubo superior (tubo de acondicionamento). O equipo experimental non segue un ciclo de compresión de vapor típico. En cambio, os procesos de condensación e vaporización (con caída de película ou inundada) ocorren á mesma presión e de forma simultánea (en cadanseu intercambiador). O refrixerante flúe dun intercambiador de calor a outro debido ás diferencias de densidade entre o líquido e o vapor de refrixerante. Esta configuración permite, por un lado, probar un amplo rango de refrixerantes e condicións e, por outro lado, evitar a presencia de lubricante durante a determinación dos coeficientes de transmisión de calor. O banco de ensaios está preparado para tubos de ata 20 mm de diámetro nominal exterior. Para estes ensaios seleccionamos tubos de 3/4"""" (19,05 mm) de diámetro exterior, cuxo uso está moi estendido en intercambiadores de calor de carcasa e tubos. Escollemos tubos con superficies exteriores lisa e mellorada, e o material dos mesmos depende do refrixerante empregado, buscando a compatibilidade entre ambos. A compatibilidade co amoníaco foi a consideración principal á hora de seleccionar os materiais para construír o equipo experimental. Por iso, empregouse aceiro inoxidable tipo AISI-316L na maioría dos compoñentes. Como se mencionou anteriormente, debido ao principio de funcionamento do equipo experimental pódese probar un amplo rango de condicións de condensación e evaporación/ebulición. Escollemos temperaturas de líquido entre 0 ºC e 10 ºC para os ensaios de ebulición inundada e de evaporación en spray, que son temperaturas típicas en arrefriadoras de auga. Este rango de temperaturas permite empregar auga como fluído secundario tanto para condensar o vapor de refrixerante nos tubos do condensador como para vaporizar el líquido refrixerante en los tubos del evaporador. O emprego de auga é moi interesante xa que se coñecen as súas propiedades con moita precisión a partir da temperatura. O equipo experimental controla a temperatura de piscina de líquido ou a temperatura de distribución de líquido refrixerante para os ensaios de ebulición inundada e evaporación en spray, respectivamente. Tamén se pode axustar o caudal másico de líquido refrixerante distribuído mantendo o resto de condicións constantes. As temperaturas e caudais dos fluídos secundarios tamén se poden regular e estabilizar con precisión en función do ensaio. Os diferentes sensores de temperatura, presión e caudal que existen no banco de ensaios permiten medir as condicións do refrixerante e dos fluídos secundarios. Durante as modificacións do equipo, houbo que incluír novos sensores para determinar as condicións do refrixerante distribuído. Deseñamos unha metodoloxía experimental para obter os coeficientes de transmisión de calor dos procesos de ebulición inundada e evaporación en spray. Esta metodoloxía baséase en determinar as diferentes resistencias térmicas do proceso global de transferencia de calor. O deseño dos experimentos centrouse en estudar os coeficientes de transmisión de calor baixo condicións de temperatura preto das que existen en arrefriadoras de auga, e co maior rango de densidades de fluxo de calor posible. Desenvolvemos unhas metodoloxía experimental específica para analizar o efecto do impacto do líquido nos coeficientes de transmisión de calor nos evaporadores en spray. Nos ensaios de ebulición inundada rexistráronse valores dos diferentes sensores da bancada experimental, mantendo constante a temperatura media e o caudal da auga de quecemento que pasa polo tubo do evaporador, así como a temperatura da piscina de líquido refrixerante. Excepto para algún experimento con finalidade específica, cada grupo de ensaios a temperatura de piscina constante comeza co valor máximo de auga de quecemento (máxima densidade de fluxo de calor). Cando se alcanza o estado estacionario, rexístranse datos por un mínimo de 15 minutos. Despois, redúcese o valor da temperatura media da auga de quecemento e fíxase na seguinte condición de ensaio. Cando finalizan os ensaios a unha temperatura de piscina de líquido, modifícase esta e comézase un novo grupo de ensaios, repetindo o procedemento anterior. Nos experimentos de evaporación en spray hai dous novos parámetros a considerar: a posición relativa entre o tubo ensaiado e o tubo de distribución e o caudal másico de líquido refrixerante distribuído. A posición relativa introduciuse xa que hai traballos da literatura especializada nos que se indica que o impacto do líquido refrixerante sobre o tubo pode mellorar a transmisión de calor. Por iso, debemos agardar diferenzas nos coeficientes de transmisión de calor entre os tubos que reciben refrixerante directamente dos equipos de distribución e os que reciben o refrixerante doutros tubos. Deseñamos dous tipos de experimentos de evaporación en spray para ilustrar estas dúas posibilidades. No primeiro tipo de ensaios, denominados ensaios ST, o tubo ensaiado localízase directamente debaixo dos equipos de distribución, sendo a distancia entre a punta das boquillas e o centro do tubo ensaiado igual a 59 mm. No segundo tipo de ensaios, denominados ensaios SB, o refrixerante distribúese sobre o tubo anterior, que neste caso traballa como tubo de acondicionamento. Sobre el fórmase unha película de líquido que cae no tubo ensaiado, que está 45 mm por debaixo do de acondicionamento. Polo tubo de acondicionamento non circula auga de quecemento para evitar a vaporización do líquido refrixerante distribuído. O proceso comeza cos ensaios ST. A temperatura do líquido refrixerante distribuído fíxase, e establécese a temperatura media da auga de quecemento máxima que se pode alcanzar co equipo experimental. Tamén é necesario axustar o caudal de líquido refrixerante distribuído nun dos valores a ensaiar. Cando se alcanza o estado estacionario, rexístranse datos por un mínimo de 15 minutos. Despois modifícase o valor do caudal e se repite o proceso. Cando finaliza o grupo de ensaios a unha mesma temperatura media da auga de quecemento, redúcese este parámetro ata a seguinte condición de ensaio e repítese a secuencia. Unha vez rematados os ensaios ST, procédese de igual xeito cos ensaios SB. Independentemente do tipo de experimentos, mantívose o caudal de auga de quecemento polos tubos do evaporador nun valor elevado para minimizar a resistencia térmica do proceso de convección interior, reducir a incertidume dos coeficientes de transmisión de calor determinados e homoxeneizar o proceso de ebulición ao longo do tubo (temperaturas de parede semellantes en todo o tubo). O caudal de auga de arrefriamento estableceuse nun valor baixo para aumentar a diferenza de temperaturas neste fluído entre a entrada e a saída dos tubos do condensador e calcular con maior precisión os fluxos de calor no intercambiador. O método de cálculo dos coeficientes de transmisión de calor a partir dos datos rexistrados polos sensores da bancada está detallado no documento. A metodoloxía baséase na separación das resistencias térmicas que do proceso global de transmisión de calor. Antes de incluír a bomba de refrixerante no ciclo e tendo en conta o principio de funcionamento do equipo experimental e o bo illamento do mesmo, podíase calcular a resistencia térmica global nos tubos do evaporador co fluxo de calor no condensador. De todos os xeitos, trala instalación da bomba foi necesario modificar isto. Observouse que o fluxo de calor transferido no evaporador correspondíase á potencia eléctrica transmitida na caldeira á auga de quecemento dos tubos do evaporador. Desenvolveuse un método para o cálculo da fracción de líquido refrixerante do total distribuído que chega aos tubos ensaiados baixo condicións de evaporación en spray. Tamén definimos dous parámetros para a determinación dos factores de mellora derivados do emprego de tubos con superficies melloradas con respecto aos tubos lisos e derivados da utilización de técnicas de spray con respecto aos evaporadores inundados, ás mesmas condicións de ensaio. Os resultados que se mostran na tese levan asociadas as incertidumes para probar a calidade e fiabilidade dos mesmos. Inclúese un anexo no que se explica o proceso para o cálculo destas incertidumes, o cal está baseado na Guía para a Expresión da Incertidume nas Medidas. Os ensaios de validación permitiron comprobar as hipóteses consideradas para o proceso de cálculo. A validación realizouse con éxito e, polo tanto, os coeficientes de transmisión de calor obtidos con este equipo e procedemento experimental son resultado dun proceso conveniente. Os coeficientes de transmisión de calor dos procesos de ebulición inundada incluídos nesta tese de doutoramento corresponden aos refrixerantes R134a e amoníaco. Co primeiro deles ensaiamos tubos de cobre de superficie lisa e mellorada (Turbo-B e Turbo-BII+) e co segundo os tubos foron de titanio, con superficie lisa e mellorada (Trufin 32 f.p.i.). A gran maioría dos nosos resultados experimentais de ebulición inundada están incluídos dentro da zona de ebulición nucleada da curva de ebulición de Nukiyama, onde a pendente é pronunciada e a densidade de fluxo de calor medra rapidamente con pequenos aumentos da diferencia de temperaturas entre a parede e o refrixerante. En xeral, os coeficientes de transmisión de calor en ebulición inundada aumentan conforme aumenta a temperatura de saturación (sendo constante a densidade de fluxo de calor). Para todos os tubos excepto no caso do Turbo-B, ao medrar a densidade de fluxo de calor increméntanse os coeficientes de transmisión de calor, independentemente da temperatura de saturación. Este efecto observouse máis claramente para os tubos lisos. Con amoníaco tamén se fixeron ensaios para analizar a histérese no proceso de nucleación. Varios traballos da literatura mostran que, para unhas mesmas condicións, chéganse a diferentes valores dos coeficientes de transmisión de calor segundo os ensaios se realicen en sentido ascendente ou descendente da densidade de fluxo de calor. Confirmamos a existencia deste efecto e que é máis importante en superficies melloradas (Trufin 32 f.p.i.). De todos os xeitos, os nosos experimentos demostran que é un efecto que depende do tempo, xa que os coeficientes de transmisión de calor obtidos na secuencia de experimentos con densidade de fluxo ascendente van aumentando pese a que se manteñan as condicións de ensaio constantes. Ademais, tenden ao valor obtido durante os ensaios realizados en sentido decrecente da densidade de fluxo de calor. A comparación dos resultados experimentais obtidos cos tubos lisos con correlacións da literatura mostrou que as que mellor se axustan son a de Gorenflo e Kenning no caso do R134a e a de Mostinski no caso do amoníaco. Os tubos de superficie mellorada demostraron ser máis efectivos co refrixerante R134a que con amoníaco. Deste xeito, os factores de mellora chegaron a valores de 11,8 e 7 co Turbo-B e Turbo-BII+, respectivamente. Por el contrario, con amoníaco e o Trufin 32 f.p.i. o factor de mellora nunca superou 1,3. As gravacións levadas a cabo para os ensaios de ebulición inundada de amoníaco sobre os tubos de titanio serviron para complementar os resultados experimentais obtidos. As capturas dos vídeos mostran que efectivamente existe un aumento do densidade de puntos de nucleación e dos diámetros das burbullas ao aumentar a densidade de fluxo de calor. As diferencias visuais entre os tubos, a igualdade de condicións de ensaio, son moi lixeiras. Isto confirma os valores próximos á unidade do factores de mellora calculados. En canto á evaporación en spray, estudamos os refrixerante R134a e amoníaco sobre os mesmos tubos lisos utilizados para os ensaios de ebulición inundada. Observamos que, ao igual que ocorrera no caso da ebulición inundada, a maioría dos ensaios realizados atópanse dentro da rexión de ebulición nucleada da curva de ebulición. Os coeficientes de transmisión de calor no caso da evaporación en spray de R134a sobre o tubo liso de cobre aumentan, xeralmente, co aumento da densidade de fluxo de calor e independentemente do caudal másico de refrixerante distribuído polas boquillas. Tamén observamos que o efecto que ten o caudal másico sobre a transferencia de calor, dentro do rango ensaiado, é desprezable. Observouse que o incremento dos coeficientes de transmisión de calor en evaporación en spray debidos ao impacto do líquido sobre o tubo ensaiado é, de media 13,2%. Comparáronse os resultados experimentais de evaporación en spray e ebulición inundada, mantendo unhas condicións experimentais semellantes. Observouse que a evaporación en spray mellora os coeficientes de transmisión de calor sempre e cando a densidade de fluxo de calor sexa baixa (inferior a 20000 W/m2). A mellora obtida nunca superou o 60%. As tendencias e resultados calculados están en liña con outros que se atopan en traballos da literatura especializada. Un análise das imaxes gravadas durante estes ensaios permitiu confirmar a existencia de zonas secas sobre o tubo. A rotura da película ocorreu incluso cando o caudal másico de refrixerante distribuído era claramente superior ao caudal másico que evapora no tubo (taxa de sobrealimentado ben por enriba da unidade). Os coeficientes de transmisión de calor na evaporación en spray de amoníaco e o tubo de titanio dependen tanto da densidade de fluxo de calor e do caudal másico de refrixerante distribuído. En xeral, cando aumenta a densidade de fluxo calor increméntanse os coeficientes de transmisión de calor. Pola outra parte, esta tendencia é a contraria con condicións de elevada densidade de fluxo de calor e baixo caudal distribuído. O efecto do impacto do líquido sobre o tubo do evaporador é superior no caso do amoníaco que no do R134a. Esta diferenza entre o tubo que recibe o refrixerante directamente das boquillas e o que o recibe da película que se forma no tubo de acondicionamento cuantificouse nun 38.7% de media. A comparación de evaporación en spray e ebulición inundada no caso do amoníaco e o tubo liso serve para afirmar que se mellora a transmisión de calor ca primeira. Os factores de mellora debido ao spray son ben superiores a 1, en particular nos casos para os que o refrixerante chega aos tubos directamente das boquillas. Os maiores factores de mellora foron superiores a 6 e ocorreron con densidades de fluxo de calor inferiores a 20000 W/m2. Da análise das imaxes tomadas durante os experimentos de evaporación en spray con amoníaco e tubo liso extráese a conclusión de que existen zonas secas sobre o tubo baixo certas condicións experimentais. A rotura de película explica moitas das tendencias e resultados determinados. De todos os xeitos, a taxa de sobrealimentado é superior a 1 nas condicións nas que aparecen zonas secas. Os resultados experimentais obtidos serven para darse de conta da importancia que ten unha distribución de líquido apropiada e suficiente sobre os tubos dos evaporadores en spray. É por iso que desenvolvemos un programa informático, baseado nun estudo xeométrico, para optimizar os deseño dos sistemas de distribución de líquido con boquillas de spray. O programa calcula a porcentaxe do total do líquido distribuído por un sistema de sprays dado que chega a un tubo calquera do intercambiador. Para iso definíronse conceptos como o dos ángulos límite teóricos e reais entre boquilla e tubo ou o do factor de columna adimensional. Para probar o programa desenvolvido, levamos a cabo unha análise paramétrica para 1 banco de tubos de 1 m de longo, con 8 filas de tubos con 8 tubos por fila (7 tubos nas filas pares dos bancos de tubos triangulares). Variamos parámetros tales como o “pitch” horizontal e vertical entre tubos, a disposición do banco de tubos, o ángulo de cono do spray, etc. Observamos que, en xeral, as boquillas de 60º levan a unha distribución moi ben repartida e eficiente do líquido distribuído. De todas formas, requiren unha distancia entre a boquilla e a primeira fila de tubos máis longa que outras boquillas para optimizar a distribución e, polo tanto, unha parte importante da carcasa quedaría libre de tubos con esta distribución. O funcionamento dos sistemas de boquillas de 90º é lixeiramente peor, pero a distancia requirida é menor e polo tanto resulta conveniente para intercambiadores. A análise paramétrica demostra que a distribución homoxénea do líquido entre as diferentes columnas nos bancos de tubos cadrados é máis sinxela que en bancos de tubos triangulares. De feito, os triangulares semellan pouco convenientes para este tipo de sistemas de boquillas e sen distribuidores intermedios. Soamente cando os bancos triangulares teñen un “pitch” horizontal entre tubos elevado (2 no noso caso) observamos unha distribución homoxénea. De todos os xeitos, este incremento do “pitch” fai que os bancos de tubos triangulares perdan a súa principal bondade, que é a súa compactidade.


Fundación Dialnet

Dialnet Plus

  • Más información sobre Dialnet Plus

Opciones de compartir

Opciones de entorno