초록 ▼

본 연구에서는 강제 대류 공기 냉각되는 휜 튜유브형 열 교환기의 성능을 향상시키기 위하여 열교환기 내부의 유체유동 및 공기측 대류 열전달 특성을 연구하였다. 열교환기의 성능향상은 효율을 향상시키며 에너지 절약에 기여할 것이다. 본 연구는 세개의 세부과제로 이루어져 있으며 각 세부과제별로 연구 내용을 요약하면 아래와 같다.
제 1 세부과제에서는 휜-튜우브형 열교환기 내부의 유체유동 및 열전달 특성을 규명하기 위하여 세가지 형태의 모델을 제작하여 LDV 및 홀로그래픽간섭계를 사용하여 실험을 행하였

본 연구에서는 강제 대류 공기 냉각되는 휜 튜유브형 열 교환기의 성능을 향상시키기 위하여 열교환기 내부의 유체유동 및 공기측 대류 열전달 특성을 연구하였다. 열교환기의 성능향상은 효율을 향상시키며 에너지 절약에 기여할 것이다. 본 연구는 세개의 세부과제로 이루어져 있으며 각 세부과제별로 연구 내용을 요약하면 아래와 같다.
제 1 세부과제에서는 휜-튜우브형 열교환기 내부의 유체유동 및 열전달 특성을 규명하기 위하여 세가지 형태의 모델을 제작하여 LDV 및 홀로그래픽간섭계를 사용하여 실험을 행하였다. 실험모델은 유동에 직교되게 설치된 여러개의 실린더로 구성된 관군모델로 크게 나눌 수 있다.
제 2 세부과제에서는 먼저 여러가지 평판 배열에 대한 혼합대류열전달을 수치해석적으로 연구하였다. 레이놀즈수와 Grashof수 및 평판간격을 변수로 하여 point succesive ovr relaxation schemed을 사용하여 지배방정식을 풀었으며, 아래와 같은 결과를 얻었다.
1. 주어진 Reynolds수와 Grashof수에서 수직 평판의 평행배열, aligned 배열과 misaligned 배열등, 각각의 배열에 대하여 열전달을 최대로하는 최적 평판간격을 제시하였다.
2. 동일 Grashof수에서 각각의 배열에 대한 최적평판간격은 Reynolds수가 증가할수록 좁은 곳에서 나타났다.
3. 동일 Reynolds수에서 각각의 배열에 대한 최적평판간격은 Grashof수가 증가할수록 넓은 곳에서 나타났다.
4. 동일 Reynolds수와 Grshof수에서 최적 평판간격은 평행편판배열, aligned 배열, misaligned 배열순으로 점차 넓어졌다.
5. Re=300, Gr=10?에서 평행평판배열의 전체 평균 Nusselt수에 대한 alongled배열과 misaligned배열의 전체 평균 Nusselt수의 증가률은 aligned배열의 경우 b/ι=0.8에서 8.61%, misaligned배열의 경우 b/ι=1.0에서 44.97%가 되었다.
제 3 세부과제에서는 균일한 풍속을 얻기 위하여 개방형 아음속 풍동을 설계 및 제작하여 휜 튜우브형 열교환기의 성능 분석 및 모델 실험을 수행하였다. 국내에서 대량 생산하는 응축기와 증발기용 열교환기를 견본으로 실용범위에서 열교환기의 열전달 및 유체유동을 실험적으로 규명하였다. 열교환기의 열전달 성능(Q)은 열관류(U)과 열전달 면적(A) 및 두 △유체사이의 온도차 (△T)로 아래와 같이 나타낼 수 있다.
Q = U A △ T
실험을 분석한 결과 열저항(1/U)에서 열교환기와 외부 공기 사이의 대류 열저항(1/h)이 차지하는 비중이 70 - 90% 로 압도적으로 중요함을 확인했다.
또한 공기쪽의 무차원 평균 대류 열전달계수 (Nu(sub)(D) = hD/k)는 레이놀즈수에 지수적으로 비례하여 증가함을 실험으로 제시하였다.
Nu(sub)(D) ∼ C Re(sub)(D)(sup)(n)
여러가지 배열 형태의 모델 실험에서, 연기 발생에 의한 유동의 가시화와 유체의 속도, 압력 및 온도등의 측정으로, 열교환기의 설계에 중요한 자료를 얻었다.
휜과 튜우브형 구조로 인하여 유체의 자유 유동통로가 작아져서 튜우브와 휜을 통하면서 유속이 빨라져 제트 유동이 되는 영역과 낮은 속도로 감속되어 상대적으로 정체 상태에 있는 원관의 후류영역(wake zone)이 발달되어 열전달에 중요하게 작용함이 확인되었다.
유체의 유동이 원관과 서로 직교하여 원관주위로 흘러갈 때 후반부에서 유체의 유동이 원관 표면으로부터 박리현상이 발생하여 유체 유동에 큰 영향을 미친다. 모델실험에서 제 1 열과 제 2 열 관의 국소 열전달 계수 분포의 차이점을 비교하면 일반적으로 제 2 열 쪽이 제 1 열 쪽보다 훨씬 높은 대류 열전달계수값 혹은 Nusselt수를 가지고 있는 특징을 발견할 수 있다.

Abstract ▼

In order to improve the performance of a fin-tube type cross-flow heat exchanger, characteristics of air flow between fins and banks of tubes and forced convection heat transfer heat transfer coefficient between air and solid surface of the heat exchanger are investigated. High performance of heat t

In order to improve the performance of a fin-tube type cross-flow heat exchanger, characteristics of air flow between fins and banks of tubes and forced convection heat transfer heat transfer coefficient between air and solid surface of the heat exchanger are investigated. High performance of heat transfer of heat exchanger will improve the efficiency and reduce the loss of energy. This research is co posed of three part, each part is summarized as follows.
In the first part of the research, The flow field and heat transfer characteristics for a core of fin-tube type heat exchanger were investigated experimentally using laser holographic interferometry and LDV.
In the second part of research, the steady laminar mixed convection from various arrays of finite vertical plate fins - only two parallel plates, parallel array, aligned array, misaligned array - has been studied by numerical procedure. The governing equations are solved by teh finite difference method and point successive over relaxation scheme at given ranges of Reynolds number, Grashof number and dimensionless plate spacing.
The results are as follows ;
1) For each arrays, optimum plate spacings that maximize heat transfer are observed at given Reynolds numbers and Grashof numbers.
2) For each arrays, as Reynolds numbers are increased, optimum plate spacings are moved to narrow spacings at the same Grashof number.
3) For each arrays, as Grashof numbers are increased, optimum plate spacings are moved to wide spacings at the same Reynolds number.
4) The optimum spacings gradually move to wide plate spacing by order of parallel, aligned and misaigned array at given Reynolds number and Grashof number.
5) The maximum increment rate of the total mean Nusselt number of aligned array for Re=300, Gr=10? is 8.61% at b/ι=0.8 and that of misaligned array is 44.97% at b/ι=1.O by comparing with parallel array.
In the third part of the research, an open type low speed wind tunnel is designed and constructed in order to investigate a fin-tube type, crossflow heat exchanger and some experimental models. A condenser of a commercial air-conditioner is selected as a sample heat exchanger. Characteristics of air flow between fins and banks of tubes and forced convection heat transfer coefficient between air and solid surface of the sample heat exchanger are investigated.
It is a general practice to represent the total heat transfer(Q) in an exchanger ( heat transfer surface area A ) in terms of an overall rate equation that incorporates the mean overall heat transfer coefficient(U) and effective temperature difference( △T) as follows.
Q = U A △T
From experiments, it is found that thermal resistance for convection (1/h) at an outside surface(1/h) is dominated factor and that 70 - 90 X of thermal resistance is occupied by the outside convection among the total thermal resistance (1/U).
Average Nusselt nu ber(Nu(sub)(D)), dimensionless convection heat transfer coefficient(hD/k) at outside of the sample exchanger surface is expressed as an exponential function of Reynolds number by the experimental method.
NU(sub)(D) = C Re(sub)(D)(sup)(n)
Model experiments are carried out to find how to minimize the wake region behind cylinders, how to thin the thickness of the velocity boundary layer and how to increase turbulent flows near the surface.From conbined investigation of flow visualization test and measurements of velocity, pressure and temperature distribution, important design data of a fin-tube heat exchanger are obtained. It is found that preformance of heat transfer around the first cylinder is lower than the second cylinder region.
Because coming velocities around the 1st and 2nd cylinder are different and detail flows inside wake zone behind the 1st and 2nd cylinders are also different. It is found that the level of local heat transfer coefficient( or local Nusselt number) around the 2nd cylinder is much higher than the 1st cylinder.

목차 Contents

• 제 1 장 서 론...21
• 제 2 장 연구방법...26
• 제 1 절 휜-튜브형 열교환기 외부의 공기 유동 연구...26
• 제 2 절 휜-튜브형 열교환기의 열전달 특성과 촉진방법...27
• 제 3 절 휜-튜브형 열교환기의 성능향상을 위한 응용설계...28
• 제 3 장 결 과...30
• 제 1 절 휜-튜브형 열교환기 외부의 공기 유동 연구...30
• 1. 관군모델...30
• 2. 휜 모델...31
• 3. 휜-튜브모델...32
• 제 2 절 휜-튜브형 열교환기의 열전달 특성과 촉진방법...32
• 1. 문헌조사 연구결과...32
• 2. 수치해석 연구결과...33
• 3. 실험연구 결과...34
• 제 3 절 휜-튜브형 열교환기의 성능향상을 위한 응용설계...36
• 1. 실제 열교환기의 성능분석...36
• 2. 관군 모델 실험 결과...36
• 제 4 장 고 찰...38
• 제 5 장 결 론...40
• 참고문헌...43
• 제 1 세 부 목 차...47
• 제 1 장 서 론...53
• 제 1 절 연구의 목적과 범위...53
• 제 2 절 연구결과의 활용 및 건의사항...55
• 제 2 장 연구 방법...57
• 제 1 절 실험 장치...57
• 1. 레이저 도플러 유속계...57
• 2. 홀로그래픽 간섭계에 의한 등온선의 가시화...62
• 제 2 절 실험 방법...63
• 1. 유동장측정...63
• 2. 홀로그램의 형성과 재생...64
• 제 3 절 가열실린더 및 가열 평판모델...64
• 제 3 장 결 과...67
• 제 1 절 두 실린더주위의 유동장 및 온도장 특성...67
• 1. 시험 단면...67
• 2. 유동장 특성...67
• 3. 온도장의 가시화...73
• 제 2 절 네개의 실린더 주위의 유동장 및 온도장 특성...77
• 1. 시험단면 및 실험모델...77
• 2. 유동장 특성...77
• 3. 온도장의 가시화...87
• 제 3 절 슬릿트휜에서의 온도장 및 유동장 해석...90
• 1. 유동장 해석...92
• 2. 온도장 해석...95
• 3. 열전달 계수...99
• 제 4 절 투-바휜 모델의 유동장 및 온도장 특성...103
• 1. 실험모델...103
• 2. 등속도 분포...105
• 3. 온도분포의 삼차원 그래픽...107
• 4. 온도장의 가시화...107
• 5. 열전달 계수...110
• 6. 압력손실의 측정...114
• 제 5 절 경사루-바휜어서의 유동장 및 온도장 해석...117
• 1. 실험모델...117
• 2. 등속도 분포선...117
• 3. 속도분포의 삼차원적 그래픽...119
• 4. 온도장의 가시화...122
• 5. 열전달 계수의 측정...122
• 6. 압력손실 계수...124
• 제 6 절 실험식의 산출...126
• 제 7 절 휜-튜브모델에서의 유동장 및 온도장 해석...130
• 1. 실험모델...130
• 2. 첫번째 모델에 디한 실험결과...130
• 3. 두번째 모델에 대한 연구...138
• 제 4 장. 고 찰...146
• 제 5 장. 결 론...148
• 참고문헌...151
• 부 록...155
• 제 2 세 부 목 차...159
• 제 1 장 서 론...165
• 제 1 절 기 본 이 론...167
• 제 2 절 특수 fin 형상...168
• 1. Slotted fin or perforated fin...169
• 2. Fluted fin...169
• 3. V-corrugated fin...169
• 4. Slit fin or spur slit fin...170
• 5. Louvered fin or strip fin...170
• 제 2 장 연구 방법...171
• 제 1 절 문헌조사 연구...171
• 1. 단행본...171
• 2. 논 문...171
• 제 2 절 수치해석연구...172
• 1. 지배방정식...172
• 2. 수치해석...173
• 제 3 절 실험 연구...173
• 1. 실험장치...174
• 2. 실험방법...174
• 제 3 장 결 과...177
• 제 1 절 문헌조사 연구...177
• 1. 실험자료와 상관식...177
• 2. 질적인 향상을 위한 고찰...180
• 3. 해석적 접근...181
• 4. 수치적 연구...182
• 제 2 절 수치해석연구...184
• 제 3 절 실험 연구...184
• 제 4 장 고 찰...187
• 제 1 절 문헌조사 연구...187
• 1. 이론적인 자료...187
• 2. 실험적인 자료...189
• 제 2 절 수치해석연구...191
• 1. 두개의 펑행 평판 fin이 수직으로 배열된 경우...192
• 2. 평행 평판들이 수직으로 배열된 경우...201
• 3. 평판 fin이 2열로 aligned 배열된 경우...210
• 4. 펑판 fin이 3열로 misaligned 배열된 경우...216
• 5. 각각의 배열에 대한 전체적인 비교 고찰...224
• 제 3 절 실험연구...228
• 1. fin두께와 fin간격의 영향...231
• 2. louver 위치의 영향...236
• 3. louver 위치와 fin간격의 영향...241
• 제 5 장 결 론...254
• 제 1 절 문헌조사 연구...254
• 제 2 절 수치해석 연구...255
• 제 3 절 실험연구...255
• 제 6 장 참고문헌...257
• 제 3 세 부 목 차...263
• 제 1 장 서 론...267
• 제 1 절 연구의 배경...267
• 제 2 절 연구의 목적...268
• 제 2 장 연구 방법...270
• 제 1 절 실제 휜-튜우브형 열교환기에 대한 열전달 시험...270
• 1. 실험용 상용 열교환기...270
• 2. 풍동 실험...278
• 가. 저속 풍동의 제작...278
• 나. 풍동에서 열교환기의 성능 시험...278
• 3. 측정 자료...281
• 제 2 절 모델실험...285
• 1. 원관군 모델에 대한 실험...285
• 가. 실험조건...285
• 나. 유동의 가시화 실험...291
• 다. 원관 표면에서 압력분포의 측정...293
• 라. 가열 원관의 표면에서 온도 분포의 측정...295
• 제 3 장 결 과...298
• 제 1 절 실제 열교환기의 얼전달 성능분석...298
• 1. 레이놀즈 수...298
• 2. 열전달 성능 평가...299
• 제 2 절 모델 실험의 결과...305
• 1. 관 주위의 유체유동...305
• 2. 실험모델 표면에서 열전달...313
• 제 4 장 고 찰...321
• 제 I 절 열교환기의 중요 성능...321
• 제 2 절 모델 실험...326
• 제 5 장 결...326
• 참고문헌...329