DİKMEN NİSAN 2008 ISPARTA

Proje No: 106M522 Alternatif Soğutucu Akışkanların Kullanıldığı Bir Soğutma Sisteminin Kompresör Hızının Değiştirilmesiyle, Isı Transferi Analizi ve Enerji Ekonomisi Açısından İncelenmesi Prof. Dr. Ali Kemal YAKUT Arş. Gör. Önder KIZILKAN Arş. Gör. Ahmet KABUL Arş. Gör. Erkan DİKMEN NİSAN 2008 ISPARTA

ÖNSÖZ TÜBİTAK tarafından desteklenen ve üniversitelerde ve araştırma enstitülerinde yürütülecek acil, kısa süreli, küçük bütçeli araştırma ve geliştirme projelerine destek sağlamaya yönelik bir program olan Hızlı Destek Programı (1002) kapsamındaki 106M522 nolu proje ile, alternatif soğutucu akışkan R404a nın kullanıldığı iki farklı tez çalışmasında kurulan deneysel soğutma sistemlerindeki performans ölçümlerinin yapılabilmesi için gerekli cihazlar tamamlanmıştır. Süleyman Demirel Üniversitesi tarafından desteklenen 1265-D- 05 ve 1266-D-06 nolu iki adet doktora projesi kapsamında kurulan deney düzenekleri üzerinde ölçümler yapılmıştır. TÜBİTAK Hızlı Destek Programı (1002) kapsamındaki bu proje desteği ile iki farklı doktora proje çalışmaları tamamlanmış bulunmaktadır. Projemizin tamamlanmasında bizlere destek olan TÜBİTAK a şükranlarımızı sunarız. i

İÇİNDEKİLER Sayfa ÖNSÖZ... i İÇİNDEKİLER... ii TABLO VE ŞEKİLLER LİSTESİ... iii SİMGELER VE KISALTMALAR DİZİNİ... v ÖZET... vii ABSTRACT... viii 1. GİRİŞ... 1 2. GENEL BİLGİLER... 2 2.1. Kompresörlü Buhar Sıkıştırmalı Soğutma Sistemi... 2 2.2. Değişken Hız Kavramı... 4 2.3. Isı değiştiricileri... 5 3. GEREÇ VE YÖNTEM... 6 3.1. Deney Düzenekleri... 6 3.2. Soğutma Sistemi Hesaplamaları... 10 3.3. Ekserji Analizi... 16 4. BULGULAR... 18 4.1. Değişken Hızlı Kompresörlü Soğutma Sistemi Bulguları... 18 4.2. Gövde Borlu Isı Değiştiricili Soğutma Sistemi Bulguları... 27 5. TARTIŞMA VE SONUÇ... 33 6. REFERANSLAR... 38 EK - 1 Değişken Devirli Kompresörlü Soğutma Sisteminde Kullanılan Cihazlar... 43 EK - 2 Gövde Borulu Isı Değiştiricili Soğutma Sisteminde Kullanılan Cihazlar... 50 EK - 3 Deney Düzeneğinde Kullanılan Ölçüm Cihazları... 54 TÜBİTAK PROJE ÖZET BİLGİ FORMU... 58 ii

TABLO VE ŞEKİLLER LİSTELERİ Sayfa Şekil 1. İdeal buhar sıkıştırmalı soğutma çevriminin tesisat şeması... 2 Şekil 2. İdeal Buhar sıkıştırmalı soğutma çevrimi a) lnp-h diyagramı, b) T-s diyagramı... 2 Şekil 3. Gerçek bir soğutma çevrimin lnp-h diyagramı... 4 Şekil 4. Değişken devirli deneysel sistemin önden görünüşü... 6 Şekil 5. Değişken devirli deneysel sistemin içerisi, kumanda panosu ve hava kanalı içerisi... 7 Şekil 6. Değişken devirli soğutma sistemi şematik gösterimi... 7 Şekil 7. Deney sisteminin genel görünümü... 8 Şekil 8. Deney sisteminin çalışma şeması... 9 Şekil 9. Kompresör frekansı ile basma ve emme basınçlarının değişimi... 19 Şekil 10. Kompresör frekansı ile basınç oranının değişimi... 20 Şekil 11. Kompresör frekansı ile basma ve emme sıcaklıklarının değişimi 20 Şekil 12. Kompresör frekansı ile evaporatör ve kondanser sıcaklıklarının değişimi... 21 Şekil 13. Kompresör frekansı ile aşırı kızdırma ve aşırı soğutma sıcaklıklarının değişimi... 21 Şekil 14. Kompresör frekansı ile soğutucu akışkan debisinin değişimi... 22 Şekil 15. Kompresör frekansı ile kompresör volümetrik veriminin değişimi... 22 Şekil 16. Kompresör frekansı ile kompresör izentropik veriminin değişimi... 23 Şekil 17. Kompresör frekansı ile kompresör mekanik ve elektrik veriminin değişimi... 23 Şekil 18. Kompresör frekansı ile COP değerlerinin değişimi... 24 Şekil 19. Kompresör frekansı ile sistem elemanlarının tersinmezliklerinin değişimi... 25 Şekil 20. Kompresör frekansı ile toplam sistem tersinmezliğinin değişimi 25 Şekil 21. Kompresör frekansı ile sistem elemanlarının ekserji verimlerinin değişimi... 26 Şekil 22. Kompresör frekansı ile kompresör güç tüketiminin değişimi... 26 Şekil 23. Kompresör frekansı ile elektrik tüketiminin değişimi... 27 Şekil 24. Sabit 5.7 bar evaporatör basıncında toplam ısı transfer katsayısının ve gövde tarafındaki su hızının soğutma suyu sıcaklığına göre değişimi... 28 Şekil 25. Sabit 20 C soğutma suyu sıcaklığında toplam ısı transfer katsayısının ve soğutucu akışkan debisinin evaporatör basıncına göre değişimi... 28 Şekil 26. Kondanser basıncına göre toplam ısı transfer katsayısının değişimi... 29 Şekil 27. Gövde borulu ısı değiştiricine giren su debisiyle toplam ısı transfer katsayısının değişimi... 29 Şekil 28. Gövde borulu ısı değiştiricide oluşan ısı akısına göre toplam ısı transfer katsayısının değişimi... 30 Şekil 29. Toplam ısı transfer katsayısının soğutma performans katsayısına göre değişimi... 30 iii

Şekil 30. Toplam ısı transfer katsayısın ikinci yasa verimine göre değişimi... 31 Şekil 31. Toplam ısı transfer katsayısının sistemin toplam tersinmezliğine göre değişimi... 31 Şekil 32. Toplam ısı transfer katsayısının sistemin ekserjik verimine göre değişimi... 32 Şekil 33. Farklı ısıtıcı güçlerinde enerji tasarrufu... 34 Şekil 34. Farklı ısıtıcı güçlerinde yıllık enerji maliyeti... 35 iv

SİMGELER VE KISALTMALAR DİZİNİ A COP C c p D E & F ε ε g h I& UA ΔT m m& n N NTU P P R q Q & S & S s T W & V η Alan Performans katsayısı Isı kapasitesi Özgül ısı Çap Ekserji Düzeltme katsayısı Özgül ekserji Isı Değiştiricinin etkenliği Yerçekimi ivmesi Özgül entalpi Tersinmezlik Toplam ısı transfer katsayısı Ortalama logaritmik sıcaklık farkı (LMTD) Akışkan debisi Devir sayısı Piston sayısı Geçiş birimi sayısı Basınç Isı değiştiricinin etkenliği Isı değiştiricinin kapasite oranı Isı akısı Isı Entropi Strok Özgül entropi Sıcaklık İş Hız Verim v

Alt İndisler C Kompresör c Çıkış E Evaporatör g Giriş GV Genleşme valfi h Hidrolik H Yüksek ısı kaynağı sıcaklığı is İzentropik K Kondanser L Düşük ısı kaynağı sıcaklığı R Soğutucu akışkan s Su TP Termik ve pompalama V Volümetrik 0 Çevre şartları 1 Kompresör girişi 2 Kondanser girişi 2 Kompresör çıkışındaki gerçek değer 3 Genleşme valfi girişi 4 Evaporatör girişi 5 Evaporatör su girişi 6 Evparatör su çıkışı vi

ÖZET Bu çalışmanın amacı, soğutma sistemlerinde kullanılan eski nesil soğutucu akışkanların yerini alması düşünülen yeni nesil alternatif soğutucu akışkan R404a nın kullanıldığı bir deney düzeneği üzerinde ölçümler yaparak performansını araştırmak, enerji tüketiminin azaltılması için çözüm önerileri sunmak ve enerjiyi en etkin biçimde kullanan soğutma sistemi yapısını oluşturmaktır. Bu amaçla, hem su soğutmalı hem de hava soğutmalı ısı değiştiricileri ile çalışan bir soğutma sistemi tasarlanmıştır. Tasarlanan sistemde klor içeren ve uzun vadede kullanılması durdurulacak olan R22 gibi soğutucu akışkanlar yerine kullanılması düşünülen R404a kullanılmıştır. Belirli soğutma kapasiteleri için ısı değiştirgeçlerinde akışkanların ısı transfer katsayıları hesaplanarak sistemin optimum çalışma şartları tespit edilmiştir. Bu tür bir çalışma ile, alternatif soğutucu akışkanın kullanıldığı soğutma sistemlerinde kompresör hızının değişken sistem parametrelerine göre en uygun şekilde ayarlanarak enerjinin optimum olarak kullanılması amaçlanmaktadır. Hem yeni nesil akışkan olan R404a nın çalışma performansı tespit edilmiş ve hem de ısı değiştirgeçlerinde belirli soğutma yükleri için ısı transfer katsayıları hesap edilerek yeni nesil akışkanlarla çalışan uygun sistem yapıları belirlenmiştir. Sistemin deneysel sonuçları, yoğuşma sıcaklığı, sıkıştırma oranı, yoğuşturma gücü, ısı transferi katsayısı, optimum ısı değiştiricisi boyutları ve COP gibi sistem parametreleri açısından değerlendirilmiştir. Bununla beraber, kompresör hızı değişimi sonucunda alternatif soğutucu akışkan ile çalışan soğutma sisteminin enerji tüketimi belirlenmiş değişken soğutma yüklerindeki enerji tasarrufu belirlenmiştir. Bunların yanında sistem performansındaki değişikliklerin incelenmesi açısından ekserji analizi de yapılmıştır. Anahtar Kelimeler: Alternatif Soğutucu Akışkanlar, Soğutma Sistemi, COP, Enerji, Ekserji vii

ABSTRACT Scope of this work to compare the performances of R404a which is an alternative of old refrigerants in terms of energy savings and determine the ways of decreasing energy consumption of the cooling system. For this experimental study, a cooling system was designed with both water cooled and air cooled heat exchangers. In the designed cooling system, alternative refrigerant R404a was used which was the replacement of refrigerants that will be phased out because of chlorine content. For the specified cooling capacities, optimum working conditions of the system will be determined by using heat transfer coefficients of the refrigerants through the heat exchangers. With this project, energy consumption can be minimized by regulating the compressor speed for variable cooling loads in cooling systems working with alternative refrigerants. Performances of new alternative refrigerant R404a was determined and optimum system structures was designed by determining heat transfer coefficients for specified cooling loads. Experimental results of the system were evaluated in terms of system parameters such as condensation temperature, compression ratio, condenser load, evaporator load, heat transfer coefficient, optimum heat exchanger dimensions and coefficient of performance. Furthermore, energy consumption of the cooling system by regulating compressor speed was calculated and energy savings by variable cooling loads was determined. Finally, exergy analysis will be carried out for investigation of the system performances. Key Words: Alternative Refrigerants, Cooling System, COP, Energy, Exergy viii

1. GİRİŞ Kompresörlü soğutma sistemleri, soğutma ve iklimlendirme uygulamalarında en çok kullanılan sistemlerdir. Bir soğutma sistemi tasarlanırken, sistemin termodinamik ve ısı transferi açısından incelenmesi sonunda, yeterince belirlenmiş bir proje veya çevrim için tüm enerji akışları ile sistemin veya onun alt bölümlerinin verimlerinin belirlenmesi gerekir. Amaç, bilinmeyen enerji miktarlarının veya özeliklerin belirlenmesi olabileceği gibi sistem parametrelerinin değerlendirilmesi de olabilir. Mühendislik uygulamalarının birçoğunda, katı bir cidar tarafından ayrılmış ve farklı sıcaklıklarda bulunan iki akışkan arasında ısı alış verişi meydana gelir. Bu, tesis edilen süreçlerde çoğu kez amaçlanan ve son derece önemli olan olaylardan biridir. Kazanlar, kondanserler, evaporatörler, su ısıtıcıları, otomobil radyatörleri, hava ısıtma ve soğutma kabinleri gibi bir sıcak ve bir soğuk akışkan arasında ısı alış verişi olduğu süreçlerdir. Bu ısı alış verişini sağlamak için ısı değiştiriciler kullanılır ve kimyasal proses, atık ısı, güç üretimi ve ısıtma havalandırma alanlarında kullanılır (SENYÜCEL, 1995). Ekserji analizleri, bir sistemdeki veya sistemin alt bölümlerindeki kayıpları ortaya çıkarır. Bu analizlerle nerede ne kadar iyileştirme potansiyeli olduğu ve bunların önem sıraları dolaylı olarak belirlenmiş olur. Hatta kayıpları en aza indirecek optimum tasarım ve işletmeler belirlenir. Ancak mühendislik uygulamaları teknik ve ekonomik kıstasları da göz önüne almalıdır. Örneğin sadece ekserji kaybı göz önünde tutularak bulunan bir optimum ısı eşanjörü alanı, en ekonomik çözüm olmayabilir (KOTAS, 1985). Bu çalışmada birisi değişken devirli kompresörlü soğutma sistemi, diğeri sabit hızlı ve gövde borulu ısı değiştiricili soğutma sistemi olmak üzere iki farklı deney düzeneği kurulmuştur. Deneylerin ilk safhasında değişik soğutma yükleri altında kompresörün hızı değiştirilmiş ve farklı frekanslarda çektiği güç ölçülmüştür. Farklı soğutma yüklerinde sistemi simüle etmek için deney düzeneğin soğuk oda kısmına ısıtıcılar yerleştirilmiş ve bir varyak sayesinde ısı yükü simüle edilmiştir. Bununla beraber kompresör elektrik motoruna bağlanan bir frekans düzenleyici ile kompresör hızı değiştirilerek farklı frekanslarda çekilen güçler ölçülmüştür. Deneylerin diğer kısmında ise gövde borulu ısı değiştiricisine sahip olan sistem üzerinde ölçümler yapılmıştır. Bu kısımda, gövde borulu ısı değiştiricisinin bir tarafından soğutucu akışkan diğer tarafından ise su geçirilerek belirli noktalarda sıcaklık ve basınç ölçümleri yapılmıştır. Yapılan ölçümler ile yeni nesil soğutucu akışkan olan R404a nın toplam ısı transfer katsayısı belirlenmiştir. Her iki sistemde dolaşan soğutucu akışkan debisi, sistemlerin farklı noktalarındaki sıcaklık ve basınçlar, kompresörün çektiği güç gibi parametreler ölçülerek sistem performansları belirlenmiştir. 1

2. GENEL BİLGİLER 2.1. Kompresörlü Buhar Sıkıştırmalı Soğutma Sistemi Buhar sıkıştırmalı kompresörlü bir soğutma sisteminde düşük sıcaklıktaki bir ortamdan çekilen ısı daha yüksek sıcaklıktaki bir ortama atılır. Bu işlemin gerçekleşebilmesi için sistemde soğutucu akışkan dolaştırılır ve dışarıdan iş verilir. Bu süreç sırasında soğutucu akışkan bir takım işlemlere tabi tutularak faz değiştirir. Tüm bu işlemler serisi çevrim olarak bilinir (SİNCAR, 1999). İdeal bir buhar sıkıştırmalı kompresörlü soğutma sistemleri temel olarak kompresör, kondanser, genleşme valfi ve evaporatör olmak üzere dört ana elemandan oluşmaktadır. Böyle bir soğutma sisteminin tesisat şeması Şekil 1 de ve lnp-h ile T-s diyagramları Şekil 2 de gösterilmiştir. Şekil 1 ve 2 de, 1 noktasından doymuş buhar olarak çıkan soğutucu akışkan, bir kompresör yardımıyla basıncı arttırılarak kondansere basılır. Yüksek basınçta kompresörden çıkan soğutucu akışkan kondansere girer (2 noktası) ve burada ısısını dış ortama atarak sabit basınçta yoğuşur. Yoğuşan akışkan genleşme valfine girer (3 noktası). Genleşme valfinden geçen soğutucu akışkan sabit entalpide genleşerek ıslak buhar haline gelir (4 noktası). Islak buhar halinde evaporatöre giren soğutucu akışkan dış ortamın ısısını çekerek buharlaşır ve buradan geçerek buhar halinde tekrar kompresöre girer (1 noktası). Çevrim böylece devam eder (YAMANKARADENIZ vd., 2002). ısı ısı 3 2 4 1 ısı Şekil 1. İdeal buhar sıkıştırmalı soğutma çevriminin tesisat şeması ısı lnp 3 2' 2 T 3 2' 2 4 1 1 4 h s a) b) Şekil 2. İdeal Buhar sıkıştırmalı soğutma çevrimi a) lnp-h diyagramı, b) T-s diyagramı Şekil 2 de lnp-h ve T-s diyagramları verilen ideal buhar sıkıştırmalı soğutma çevrimini, çevrim üzerinde verilen numaralardan yararlanarak aşağıdaki şekilde özetlemek mümkündür (DOSSAT, 1997). 2

1-2: Adyabatik sıkıştırma 2-3: İzobar soğutma (Yoğuşma) 3-4: İzentalpik genleşme 4-1: İzobar ısıtma (Buharlaşma) Gerçek soğutma sistemleri, ideal soğutma sistemlerinden biraz farklılık gösterirler. Bunun nedeni, ideal çevrimlerde, gerçek çevrimler için geçerli olmayan belirli kabuller yapılmasıdır. Örneğin, ideal soğutma çevrimlerinde, soğutucu akışkanın evaporatör ve kondanserden geçişi esnasındaki sürtünmelerden kaynaklanan basınç düşmeleri ihmal edilir. Bundan başka, sıvı soğutucu akışkanı aşırı soğutmak ve buhar halindeki akışkanı evaporatörde aşırı kızdırmak çoğu zaman göz önüne alınmaz. Aynı zamanda kompresördeki sıkıştırma işlemi izentropik olarak kabul edilir. İdeal bir soğutma çevriminde, evaporatör çıkışındaki buharın, kompresör girişine doyma sıcaklığı ve basıncında doymuş halde geldiği varsayılır. Gerçek uygulamalarda, bu çok doğru değildir. Sıvı akışkanın evaporatörde tamamen buharlaşmasından sonra, soğuk ve doymuş buhar genellikle ısı çekmeye devam eder ve bu suretle aşırı kızgın hale gelir. Akışkanın ısı çekmesi, ya evaporatörün biraz büyük olmasından veya soğutulan ortamdan çıktıktan sonra emiş borusundan geçerken dış ortamdan ısı almaya devam etmesinden kaynaklanır. Birinci durumda alınan ısı ortamdan çekileceği için yararlı soğutma yapılabilir. İkinci durumda ise, ısı tamamen dış ortamdan alınacağı için soğutmaya bir etkisi yoktur. Aynı şekilde kondanserde yoğuşan soğutucu akışkan, genleşme valfine gelene kadar ortama ısı atmaya devam edecektir. Bu durum da soğutucu akışkanın aşırı soğumasına sebep olur. Buhar sıkıştırmalı gerçek soğutma sistemlerinde, soğutucu akışkan sistem içerisinde boruların içinden geçerek evaporatöre, kondansere, sıvı deposuna ve çeşitli valflere uğrar. Bu devir daim süresince, boru yüzeyleri ile akışkan arasında bir sürtünme ve dolayısıyla basınçta bir düşme meydana gelir. Basınç düşmesinden dolayı, soğutucu akışkan evaporatörden daha düşük basınçta ve doyma sıcaklığında çıkar. Bunun yanında özgül hacmi, basınç düşümünün olmadığı duruma göre daha yüksektir. Bu yüksek özgül hacimden dolayı, kompresörün iş yaptığı soğutucu akışkan debisi, birim kapasite başına artar. Aynı zamanda, soğutucu akışkanın evaporatörden daha düşük bir basınçta çıkmasından dolayı buharın, sıkıştırma işlemi esnasında, daha yüksek bir basınca basılması gerekecektir. Bunun anlamı, birim kapasite başına çekilen güç artacaktır. Şekil 3 te gerçek bir soğutma çevrimin lnp-h diyagramı, ideal bir soğutma çevrimininkiyle beraber verilmiştir (DOSSAT, 1997; ÇENGEL ve BOLES, 1994; SAVAŞ, 1987) 3

lnp d e f 3 G 3 2 G,is 2 G 2 Şekil 3. Gerçek bir soğutma çevrimin lnp-h diyagramı Şekil 3 te lnp-h diyagramı verilen gerçek soğutma sisteminde, a, b ve c harfleri ile gösterilen kısımlar aşırı soğuma veya aşırı kızdırmayı, d, e, f, g, h ve i harfiyle gösterilen kısımlar ise basınçtaki değişimleri göstermektedir. Bu şekle göre: a) sıvı hattında aşırı soğutma b) emiş hattında aşırı kızdırma c) kompresör silindirinden dolayı aşırı kızdırma d) kompresör basma valfleri basınç düşümü e) basma hattı ve kondanser basınç düşümü f) sıvı hattı basınç düşümü g) evaporatör basınç düşümü h) emiş hattı basınç düşümü i) kompresör emiş valfleri basınç düşümü 2.2. Değişken Hız Kavramı 4 G a 4 1 Soğutma sistemlerinde kompresör frekansının değiştirilmesi için tercih edilen yöntem giriş frekansını değiştiren bir frekans değiştiricili sürücü kullanmaktır. Bu düzeneğin en yaygın şekli gerilim kaynaklı darbe genişlik modülasyonlu (PWM) frekans konvertörünün sincap kafesli motorlara uygulanması ile elde edilir. Üç fazlı alternatif akım voltajı ilk başta doğru akıma dönüştürülmekte, sonra düzgünleştirilmekte ve son olarak doğru akım/alternatif akım invertörü doğru akım voltajını motora uygulanacak olan ve frekansı değiştirilebilen değişken voltajlı çıkış büyüklüklerine çevirmektedir (BİNGÖL, 2005). Yarı hermetik pistonlu kompresörlerde, kompresörün elektrik motoru üç fazlı asenkron motor olabilir. Üç fazlı asenkron motorlar, stator, rotor, rotor yatakları, pervane ve yan kapaklardan meydana gelen enerji dönüşümü yapabilen elektrik makineleridir. b c 1 G g h i h 4

Stator üzerinde üç fazlı alternatif akım sargıları bulunmaktadır. Bu sargılar uygun şekilde düzenlenerek motorun istenilen kutup sayısında çalışması sağlanır. Her bir faza ait sargı uçları motor gövdesi üzerindeki bağlantı kutusuna toplam altı uç olarak bağlanır. Daha sonra motorun çalışma durumuna göre bu uçlar yıldız veya üçgen bağlanırlar. Rotor ise kısa devre çubuklu ve sargılı olmak üzere iki değişik yapıda olabilir. Kısa devre çubukları rotor gövdesine açılmış olukların içerisine eritilmiş alüminyum dökülerek oluşturulur. Bu çubukların uçları rotorun her iki dış kenarlarındaki birer alüminyum halka ile kısa devre edilmiştir. Rotoru sargılı olanlarda ise rotor sargıları statorda olduğu gibi üç fazlı olarak sarılırlar ve sargı uçları fırça ve bilezikler yardımıyla dışarı çıkartılarak motor gövdesi üzerindeki bağlantı kutusuna bağlanır (ÇOLAK ve BAYINDIR, 2004). Stator döner alanı senkron hızında dönerken, asenkron motorun hızı daima senkron hızdan daha küçüktür. Bileşke döner alanın rotora göre hızı ise, senkron hız ile rotor hızı arasındaki fark kadardır. Stator ve rotor hızları arasındaki fark, diğer bir ifadeyle bileşke döner alan hızı genellikle kayma hızı olarak ifade edilir. 2.3. Isı değiştiricileri 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 adlandırılmaktadır. Isı değiştiricileri endüstrinin en önemli ısı tekniği cihazları olup, bunlar buharlaştırıcı, yoğuşturucu, ısıtıcı, soğutucu vb. değişik adlar altında termik santrallerde, kimya endüstrisinde, ısıtma, iklimlendirme, soğutma tesisatlarında, taşıtlarda, elektronik cihazlarda, alternatif enerji kaynaklarının kullanımında, ısı depolanması gibi her kademede değişik tip ve kapasitelerde görülebilmektedir. 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. Gövde borulu ısı değiştiriciler endüstride en çok kullanılan ısı değiştiricilerden birisidir. Gövde borulu ısı değiştiriciler, silindirik bir gövde ile bu gövde içine yerleştirilen birbirine paralel borulardan meydana gelir. Akışkanlardan birisi boruların içinden, diğeri ise gövde tarafından akar. Gövde borulu ısı değiştiriciler, borular veya boru demeti, gövde, iki baştaki kafalar, boruların tespit edildiği ön ve arka aynalar ile levhaları veya destek çubukları gibi elemanlardan oluşur. Farklı uygulamalar için soğutma ve ısıtmada kullanılan bu ısı değiştiriciler endüstride petrol rafinelerinde, termik santrallerde, kimya endüstrisinde uygulama alanı bulmaktadır (GENCELİ, 2005; FRAAS, 1989; ENGİN, 1995). 5

3. GEREÇ VE YÖNTEM 3.1. Deney Düzenekleri Doktora tezi projesi kapsamında kurulan iki adet deney düzeneğinden ilki olan değişken hızlı kompresörlü soğutma sistemi esas olarak yarı hermetik bir kompresör, dıştan dengelemeli bir genleşme valfi, hava soğutmalı ve kanatçıklı borulu evaporatör ve kondanserden oluşmaktadır. Evaporatör, soğutulacak ortam olan özel olarak imal edilmiş bir soğuk oda içerisinde bulunmakta ve kondanser de dışardan izole edilmiş bir hava kanalı içerisine yerleştirilmiştir. Soğuk oda içerisindeki soğutma yükünü simüle etmek için ısıtıcılar kullanılmıştır. Isıtıcıların homojen olarak ısıtma yapabilmesi için ayak ısıtıcısı olarak kullanılan model seçilmiş ve soğuk odanın tabanına yerleştirilmiştir. Isıtıcıların çektiği elektrik gücü bir güç ölçer ile ölçülmektedir. Aynı zamanda ısıtıcıların gücü bağlanan bir varyak sayesinde 0 W ile 800 W arasında ayarlanabilmektedir. Yine aynı şekilde kondanserin içerisinde bulunduğu hava kanalı girişine, kanala giren havanın sıcaklığını sabit tutmak için ısıtıcı yerleştirilmiştir. Hava kanalı girişinde bulunan sıcaklık sensörü ile istenen hava sıcaklığı şartına göre ısıtıcı açılıp kapanmaktadır. Deney sdüzeneğinin fotoğrafı ve şematik gösterimi Şekil 4, 5 ve 6 da verilmiştir. Şekil 6 da gösterilen şematik resimde T ve P harfleri ölçüm noktalarını göstermektedir. Ayrıca deney düzeneğinde kullanılan cihazların özellikleri ayrıntılı olarak EK 1 de verilmiştir. Termostatik genleşme valfi Debi ölçer Soğuk oda kabini Termokupullar Yağ ayırıcı Gözetleme camı Basınç sensörleri Kumanda panosu Basınç prosestatı Kompresör Emiş hattı akümülatörü Likit deposu Filtre kurutucu Kondanser hava kanalı Kondanser girişi Kondanser çıkışı Konnektörler Şekil 4. Değişken devirli deney düzeneğinin önden görünüşü 6

Frekans değiştirici Soğuk oda termostatı Güç metre (Kompresör) Hava kanalı termostatı Evaporatör Güç metre (Isıtıcılar) Termokupullar Isıtıcılar Kondanser Şekil 5. Değişken devirli deney düzeneğinin içerisi, kumanda panosu ve hava kanalı içerisi P T P T P T T P T P T P T P T T Şekil 6. Değişken devirli soğutma sistemi şematik gösterimi 7

Değişken devirli soğutma sisteminde kompresör hızı, elektrik motoruna bağlanan bir frekans değiştirici ile ayarlanmaktadır. Frekans değiştiricisi 0 Hz ile 50 Hz arasında istenilen bir değere ayarlanabilmektedir. Kompresörün çektiği elektrik gücü yine bir güç ölçer ile ölçülmektedir. Kompresör hızının değiştirilmesi için kullanılan frekans değiştiricisi, kompresör ve soğuk oda içerisindeki ısıtıcıların gücünü ölçen güç ölçerler ve varyak bir kumanda panosu içerisinde bulunmaktadır. Sistemde dolaşan soğutucu akışkan debisi bir debi ölçer ile ölçülmektedir. Deney düzeneğinin çalışması esnasında ölçümlerin yapılabilmesi için çeşitli yerler sıcaklık ve basınç sensörleri yerleştirilmiştir. İkinci doktora çalışması olan diğer deneysel soğutma sistemi, soğutucu akışkan devresi ve su devresi olmak üzere iki döngüden oluşmuştur. Soğutma devresi, hermetik kompresör, yağ ayırıcı, kondanser, gövde borulu evaporatör, soğutucu akışkan deposu ve termostatik kısma valfini içeren tek kademeli buhar sıkıştırmalı soğutma sistemidir (Şekil 7). Soğutma suyu deposu Kumanda panosu Evaporatör Basınç Otomatiği Gözetleme camı Su için debi ölçer Filtre Veri toplama ünitesi Debi ölçer Kondanser Yağ ayırıcı Likit deposu Kompresör Şekil 7. Deney düzeneğinin genel görünümü Su devresi ise sirkülasyon pompası, suyun sağlandığı depo ve yükü karşılamak için kullanılan elektrikli ısıtıcılardan oluşmaktadır. Geçen suyun miktarını ölçebilmek için evaporatörün girişinde debimetre kullanılmıştır. Evaporatör, su döngüsü ve soğutucu akışkan döngüsü olmak üzere iki bölümden oluşmaktadır. Gövde borulu ısı değiştiricinin gövde tarafında su dolaşırken boru içerisinde soğutucu akışkana R404A geçmektedir. Soğutucu akışkanın geçtiği borular içerisinde ısı transfer katsayısını artırmak için metal şeritler 8

kullanılmıştır. Ayrıca deney düzeneğinde kullanılan cihazların özellikleri ayrıntılı olarak EK 2 de verilmiştir. Bu çalışmada amaç faz değişimi esnasındaki soğutucu akışkanı incelemek olduğu için evaporatör girişinde buhar oranının ve evaporatör çıkışında ise aşırı kızdırma sıcaklığı (0 3 C) en düşük seviyede tutulmaya çalışılmıştır. Sıcaklıkların ölçülmesi için kullanılan K tipi termokupullar, soğutucu akışkan sıcaklığı için bakır borunun yüzeyine yerleştirilerek ortam sıcaklığından ve hava akımlarından etkilenmemesi için boru izolasyon malzemesiyle yalıtılarak monte edilmiştir. Su sıcaklıklarının ölçülebilmesi için K tipi termokupullar gövde borulu evaporatörün giriş ve çıkışında suya daldırılmıştır. Toplam olarak 10 tane termokupullun 7 tanesi soğutucu akışkan sıcaklığını, 2 tanesi su sıcaklığını ve bir tanesi de ortam sıcaklığını ölçmek için kullanılmıştır. Bunlara ilaveten depo sıcaklığı ve gövde borulu evaporatörün sıcaklıkları termostatla kontrol edilmiştir. Çevrim boyunca oluşan basınç değişimleri dört farklı noktadan ölçülmüştür. Evaporatör girişinde su debisi ve aynı zamanda soğutucu akışkan debileri ölçülmüştür. Bu ölçüm elemanlarının sistem üzerindeki yerleri Şekil 8 üzerinde gösterilmiştir. Ayrıca bu ölçüm elemanlarının özellikleri ayrıntılı bir şekilde EK 3 te verilmiştir. T T T P T T P P T P T T Şekil 8. Deney düzeneğinin çalışma şeması Deneylerin yapılışın dikkate alınan prosedürler iki şekildedir. İlk olarak evaporatör basıncı sabit tutularak depo sıcaklığı 40 C sıcaklıktan 20 C sıcaklığa düşürülmüştür. Bu depo sıcaklığı aralığında bütün sıcaklık değerleri için değerler alınmıştır. Her sıcaklık değeri için yaklaşık 27 tane veri alınmıştır ve bu sıcaklıklara karşılık gelen veriler kullanılırken ortalama değerleri alınmıştır. Bu şekilde birinci deney tamamlandık sonra evaporatör basıncı tekrar değiştirilerek aynı depo şartlarını yakalayabilmek için depo elektrikli rezistanslarla 40 C sıcaklığa ısıtıldıktan sonra deneylere devam edilmiştir. T 9

Deneyler, evaporatör basıncı 2.7, 3.2, 3.7, 4.2, 4.7, 5.2 ve 5.7 bar olmak üzere 7 sefer yapılmıştır. Deney için depo sıcaklıkları aynı aralıkta tekrarlanmıştır. Her sıcaklık ve basınç değeri için toplam 10 noktadan sıcaklık, dört noktadan basınç ve su soğutucu akışkan olmak üzere iki noktadan debi ölçümleri veri toplama ünitesi kullanılarak 10 saniyede aralıklarla bilgisayara kaydedilmiştir. Deneyler tamamlandıktan sonra alınan verilerin kontrol edilebilmesi için 9 adet daha deney yapılmıştır. Bu deneyler depo sıcaklığı sabit tutularak evaporatör basıncı değiştirilmiştir. Depo sıcaklıkları 20, 25 ve 30 C sıcaklıkta sabit tutulurken evaporatörden çıkan su depoya tekrar verilmemiştir. Her depo sıcaklığına karşılık evaporatör basıncı 3, 4 ve 5 bar değerlerinde sistem tekrar çalıştırılarak dokuz adet deney daha yapılmıştır. Tüm deneylerde evaporatör çıkışında kızgınlık değerinin en düşük seviyede tutulabilmesi için su devresi üzerinde bulunan vana ile deney süresi boyunca debi ayarlanmıştır. Bu sayede alınan değerler sadece faz değişimi esnasında ortaya çıkan değerler olarak dikkate alınmıştır. 3.2. Soğutma Sistemi Hesaplamaları Doktora tez çalışmaları için yapılan deneysel analizler ve ölçümlerin değerlendirilmesi için sistemlerin termodinamik analizleri aşağıdaki yöntem izlenerek yapılmıştır. İdeal buhar sıkıştırmalı bir kompresörlü soğutma sisteminin termodinamik analizini yapmak için öncelikle sistemin çalışma karakteristiklerini belirlemek gerekir. Şekil 2 de lnp-h ve T-s diyagramları gösterilen ideal soğutma sisteminde kompresör gücü aşağıdaki eşitlikten hesaplanır: W C m = & R ( h h ) 2' η is 1 Burada W C kompresör kapasitesi, m& R sistemde dolaşan soğutucu akışkan debisi, h, entalpi ve η is kompresörün izentropik verimidir. 1 ve 2' alt indisleri ise sırasıyla kompresör girişi ve çıkışını temsil etmektedir. Kompresörün izentropik verimi η is kompresörün ideal sıkıştırma ısısının gerçek sıkıştırma ısına oranıdır (YAMANKARADENİZ vd., 2002). h h 2' 1 η is = (2) h2 h1 (1) Burada h 2, kompresör çıkışındaki gerçek entalpidir. Sistemin soğutma kapasitesi veya bir diğer tabir ile evaporatör kapasitesi aşağıdaki şekilde tanımlanır: Q E R ( h h ) = m& (3) 1 4 Kondanser kapasitesi ise aşağıda verilmiştir. 10

Q K R ( h h ) = m& (4) 2 3 Denklem 3 ve 4 te Q E, evaporatör tarafından çekilen ısı (soğutma kapasitesi) ve Q K kondanser tarafından atılan ısıdır. Evaporatör veya soğutma kapasitesi aynı zamanda, Termodinamiğin I. Kanununa göre, kondanserden atılan ısı miktarıyla kompresör tarafından harcanan gücün farkı olarak tanımlanmıştır (DOSSAT, 1997): Q E = Q W (5) K C Yukarıda verilen Denklem 5, kondanser, evaporatör ve kompresör arasındaki bağıntıyı vermektedir. Bu eşitliğe göre, soğutulacak ortamdan çekilen ısı ile kompresöre harcanan gücün toplamı, sistemden dışarı atılan ısıya eşittir. İdeal bir soğutma sisteminde, kompresörden birim zamanda geçen soğutucu akışkan debisi sistemin kapasitesini belirler. Soğutma kapasitesi bilinen bir soğutma sisteminde akışkan debisi Denklem 3 düzenlenerek aşağıdaki eşitlikten belirlenir: Q & E R = (6) ( h1 h4 ) m Bir soğutma makinesi veya ısı pompasının performansı, performans katsayısı (COP) ile değerlendirilir. İdeal buhar sıkıştırmalı bir soğutma çevrimi için COP aşağıdaki gibi tanımlanır (ÖZKOL, 1999): elde edilmek istenen soğutma etkisi COP = (7) harcanan iş girişi Bu tanıma göre soğutma sistemi için COP değeri; Q E COP = (8) WC şeklinde bulunur. Denklem açık bir şekilde yazılırsa aşağıdaki hale gelir: COP Q W E 1 4 = = (9) C h h h h 2 1 Termodinamiğin II. Kanununun daha ileriki uygulamaları bize tersinir soğutma çevrimi için COP değerini aşağıdaki şekilde tanımlamaktadır: 1 COP (10) T H 1 T L 11

Burada T H, yüksek ısı kaynağı sıcaklığı ve T L düşük ısı kaynağı sıcaklığıdır. Her iki sıcaklık ta Kelvin cinsindendir. Denklem (10) ile belirlenen COP değeri, T H ile T L sıcaklıkları arasında çalışan bir soğutma makinesinin alabileceği en yüksek değerdir ve COP CARNOT olarak ifade edilir: COP CARNOT T T T L = (11) H L Bu tanıma göre, T H ile T L sıcaklıkları arasında çalışan tüm gerçek soğutma makinelerinin performans katsayıları daha düşük olacaktır. Ayrıca denklemden de görüleceği üzere soğutma çevriminde, sistemin soğutma tesir katsayısının maksimum olabilmesi için iki ısı kaynağı arasındaki sıcaklıkların birbirine çok yakın olması gerekir. Yani T H ile T L birbirine ne kadar yakın olursa COP değeri o kadar büyük olur (ÇENGEL ve BOLES, 1994). Soğutma sisteminde sistemin volümetrik verimi aşağıdaki şekilde tanımlanır: 1 V P n S 0 K η V = ηtp 1 1 (12) VS PE Denklem 12 de politropik üs olan γ değeri aşağıdaki şekilde tarif edilmiştir (SAVAŞ, 1987). P log P γ = ν log ν 2 1 1 2 (13) Li ve Deng (2007), volümetrik verim denkleminde η tp değerini 1, politropik katsayısı olan γ değeri 1.18 olarak sabit kabul edip ve V S0 /V S oranını da 0.015 olarak alıp volümetrik verimi aşağıdaki şekilde tanımlamışlardır (Lİ ve DENG, 2007): 1 P 1.18 2 η V = 1 0.015 1 (14) P1 Wang vd., yarı hermetik pistonlu bir kompresör için volümetrik verim değerini aşağıdaki şekilde tanımlamışlarıdır (WANG vd., 2007a, 2007b): η V P 2 = 0.851 0.0241 (15) P1 Kompresörün süpürme hacmi aşağıdaki şekilde tanımlanır (SAVAŞ, 1987): 12

V 2 πd n n = S N VS N (16) 4 60 60 H = Burada, n, kompresörün dakikadaki devir sayısı ve N ise kompresördeki piston sayısıdır. Kompresör tarafından basılan soğutucu akışkanın hacimsel debisi (SAVAŞ, 1987): V & = m& ν (17) 1 Kompresör elektrik motorunun içerisindeki statorun toplam kutup sayısı P ve uygulanan gerilim frekansı da ƒ ise, statorun devir/dakika cinsinden senkron hızı; ƒ120 n s = (18) P Stator döner alanı, n s senkron hızında dönerken, asenkron motorun hızı daima senkron hızdan daha küçüktür. Bileşke döner alanın rotora göre hızı ise, senkron hız ile rotor hızı arasındaki fark kadardır. Stator ve rotor hızları arasındaki fark, diğer bir ifadeyle bileşke döner alan hızı genellikle kayma hızı olarak ifade edilir. Stator ve rotor arasındaki kayma s ile gösterilip aşağıdaki şekilde hesaplanır. ns n s = (19) ns Burada n, asenkron motorun devir/dakika cinsinden hızıdır (ÇOLAK, 2001). Kompresörlü teorik soğutma sisteminde evaporatör olarak kullanılan gövde borulu ısı değiştirici için genel ısı dengesi, sadece içindeki akışkanlar arasında ısı alış verişi olduğu, yani ortama bir ısı kaybının olmadığı kabulüyle aşağıdaki şekilde yazılabilir (ROHSENOW ve HARTNETT, 1973). Soğutucu akışkan tarafında buharlaşma söz konusu olduğu için transfer edilen ısı entalpi farkları kullanılarak belirlenir. Q = ms cp,s ΔT s = m r Δh (20) Bu denklemde m s gövde tarafından geçen suyun kütlesel debisi (kg/s), m r boru içerisinden geçen soğutucu akışkanın kütlesel debisi (kg/s), c p,s sabit basınçta suyun özgül ısı (kj/kg C) ve Δh soğutucu akışkanın evaporatöre giriş çıkış noktalarındaki entalpileri (kj/kg C) göstermektedir. İlk olarak, ısı değiştiricinin performansı aşağıdaki denklemde verildiği gibi ortalama logaritmik sıcaklık farkı kullanılarak hesaplanır. Q = U. A.LMTD.F (21) 13

Burada, U değeri ısı değiştiricinin toplam ısı transfer katsayısını (kw/m 2 C), A iki akışkanı ayıran ısı geçiş yüzeyi (m 2 ), LMTD bütün ısı değiştiricide etkili olan sıcaklık farkı (ortalama logaritmik sıcaklık farkı yöntemi, C) ve F ise ısı değiştirici için düzeltme katsayısını göstermektedir. Ters akımlı bir gövde iki boru geçiş hali için ortalama logaritmik sıcaklık farkı aşağıdaki şekilde yazılabilir (KERN, 1984). ( T T ) ( T T ) s,c r,g s,g r,c LMTD = (22) T s,c Tr,g ln Ts,g Tr,c Burada s ve r alt indisleri sırasıyla suyu ve soğutucu akışkanı, g ve c alt indisleri ise sırasıyla evaporatöre giriş ve çıkışı temsil etmektedir. Literatürde F düzeltme katsayısı, ( R,P, akis düzeni) F = f (23) R ısı değiştiricinin kapasite oranını, P etkenliğinin ve akış düzeninin bir fonksiyonu olarak tanımlanır. T R = T T P = T s,g r,c r,c s,g T T T T s,c r,g r,g r,g (24) Düzeltme faktörü bir gövde iki boru geçiş ısı değiştirici için, ( ) F R,P = 1 P 2 ln R + 1 1 PR R 1 2 P R ln 2 P R 2 + 1 R + 1 2 ( + 1+ R + 1) (25) şeklinde hesaplanır ve aynı zamanda bu ifade literatürde bulunan grafiklerden de okunabilir. Bu işlerin ardın denklem (21) den UA (kw/ C) ifadesi çekilerek ısı değiştiriciye ait toplam ısı transfer katsayısı tespit edilir. Q U.A = (26) LMTD.F İkinci olarak ısı değiştiricinin performansı etkenlik geçiş birimi sayısı yöntemi dikkate alınarak ta hesaplanabilir. Isı değiştiricinin etkenliği gerçek ısı transferinin hiçbir sınırlama girmeden teorik olarak elde edilebilecek maksimim ısı transferine oranı olarak aşağıdaki şekilde ifade edilir. 14

ε = Q Q max (27) Hesabı yapılan evaporatörde basınç düşümünü dikkate almadan gerçekleşen akışta, soğuyan su minimum ısı kapasitesine sahip olduğu kabul edilir C min = m c, çünkü soğutucu akışkan dikkate alındığında faz değişimi olduğu s p,s için ısı kapasitesi sonsuz olarak kabul edilir maksimum ısı oranı, C max = mr cp, r. Transfer edilen Qmax = C min ( T T ) s,g r,g (28) şeklinde hesaplanır ve kabulle evaporatörün etkinliği aşağıdaki şekilde ifade edilir. NTU ε = 1 e (29) Denklem (29) dan geçiş birimi sayısı NTU çekilirse geçiş birimi sayısı, ( ε) NTU = ln 1 (30) gibi elde edilir (TORRELLA vd. 2006). Bununla birlikte soğutucu akışkanın sıcaklığındaki kayma ve basınç düşümünden dolayı, evaporatörün girişinde ve çıkışında farklı sıcaklıklara sahip olması durumunda ısı değiştiricinin konfigürasyonu dikkate alınması gerekir. Bu yüzden gövde borulu ısı değiştiricinin etkenliği (INCROPERA ve DEWİTT, 2009);, ε = 2 ( + C ) 0.5 NTU 1 R 2 0.5 1+ e 2 1+ CR + ( 1+ CR ) 2 0. 5 NTU( 1+ CR ) 1 e, C R = C C min max (31) şeklinde verilmiştir. Bu ifadeden NTU çekilirse, NTU = 2 ( 1+ C ) R 0.5 E 1 ln, E + 1 E = 2 ε ( 1+ C ) 2 ( 1+ C ) 0. 5 R R (32) şeklinde tanımlanır. Bu yolla NTU elde edildikten sonra alanla birlikte toplam ısı transfer katsayısı aşağıdaki şekilde ifade edilir. UA NTU = (33) C min Gerçekte evaporatörün giriş ve çıkış şartlarında ya sıcaklık kayması ya da basınç düşümü sonucu farklılıklar ortaya çıkmasına rağmen faz değişimi 15

esnasında evaporatör sıcaklığının değişmediği farz edilir ve soğutucu akışkanın özgül ısısı sonsuz çıkar. Bu problemi ortadan kaldırabilmek için R404A soğutucu akışkanın özgül ısısı aşağıdaki ifade ile hesaplanır. c p,r hr,c hr,g = (34) T T r,c r,g Tüm bu verilen sistem karakteristiklerinin yanında deney düzeneklerinden elde edilen ölçümler vasıtası ile sistemin ikinci kanun analizi de yapılmıştır. Termodinamiğin ikinci kanun analizi olan ekserji, bir sistemin veya akış halindeki bir maddenin veya enerjinin referans çevre şartlarıyla dengeye gelinceye kadar üretilebilecek en çok iş olarak tanımlanır. Ekserji, sistem veya akış potansiyelinin sebep olduğu değişimlerle ölçülür. Sürecin sonunda sistem referans çevre şartlarıyla tamamıyla dengeye gelmez. Enerjinin aksine ekserjide korunum yasasından bahsedilmez (ideal veya tersinir prosesler hariç). Gerçek bir proseste ekserji tersinmezliklerden dolayı sürekli yok olur. Proses esnasındaki ekserji tüketimi prosesle ilgili tersinmezliklerden kaynaklanan entropi oluşumuyla orantılıdır (HEPBASLİ, vd., 2006; KANOĞLU vd., 2007). 3.3. Ekserji Analizi Ekserji analizi, enerji ve diğer sistemlerin dizayn ve iyileştirilme analizi için termodinamiğin ikinci yasasıyla birlikte kütle ve enerji korunumu prensiplerinin kullanıldığı bir metottur (ROSEN, 2002). Aynı zamanda ekserji analizi kullanılan enerji kaynağının verimini artırmaya yardımcı olur. Genel olarak ekserji analizi, enerji analiziyle karşılaştırıldığında daha anlamlı bir verim verir. Çünkü ekserji analizi prosese ait verimin ideal proses verimine ne kadar yaklaştığının bir ölçütüdür. Bu sebepten dolayı ekserji analizi verimsizlikleri azaltarak daha verimli enerji sistemi için mevcut sınırları tanımlar. Süreçlerin ekserji analizinin temelini oluşturan yaklaşım, ısı ve entalpi gibi değişik enerji türlerinin biri faydalı, diğeri faydasız iki değişik kısmı olduğunun kabul edilmesidir (ARIKOL, 1985): Enerji = Ekserji + Anerji Ekserji, enerjinin işe yarayan kısmı, anerji ise işe yaramayan kısmıdır. Herhangi bir enerji türünün (ısı, entalpi, vb.) ne kadarının işe yarayan enerji olduğunun belirlenmesi için ekserjinin tanımlanması gereklidir. Ekserjiyi ilk olarak Rant teknik iş kapasitesi olarak tanımlamıştır. Ekserjinin tam olarak açıklaması ise Baehr tarafından Ekserji, enerjinin diğer enerji türlerine dönüştürülebilen kısmıdır şeklinde verilmiştir (WALL, 1977). 16

Ekserjinin bu tanımı nitel olup, nicel hesaplar için kullanılamaz. Daha ayrıntılı ve nicel hesaplar için kullanılabilecek bir tanım ise Bosnjakovic tarafından Ekserji, tersinir bir süreç sonunda çevre ile denge sağlandığı takdirde kuramsal olarak elde edilebilecek maksimum iş miktarıdır şeklinde yapılmıştır (ARIKOL, 1985). Bosnjakovic in tanımına uygun olarak ekserjinin hesaplanabilmesi için, çevrenin sıcaklık, basınç ve kimyasal kompozisyonunun kesinlikle belirtilmesi ve tersinir bir sürecin var olduğunun kabul edilmesi gereklidir. Diğer tüm termodinamik analizler gibi, ekserji analizi için de tersinir sürecin nasıl olduğunun bilinmesi gerekli değildir. Sadece sürecin başlangıç-giriş noktaları ile bitiş-çıkış noktaları için geçerli olan koşulların bilinmesi yeterlidir. Ekserji için benzer bir tanımlama Kotas (1985) tarafından Ekserji, referans noktası olarak çevresel parametrelerin kullanıldığı, enerjinin verilen bir formundan elde edilebilecek maksimum iştir yapılmıştır. Szargut vd. de aynı zamanda ekserjiyi Ekserji elde edilebilecek iş miktarıdır. şeklinde tanımlamıştır (KOÇOĞLU, 1993). Ekserji fonksiyonu veya kullanılabilir enerji, aynı şartlardaki bir prosesin karşılaştırılmasına olanak sağlar. Bununla beraber ekserji analizi, bir prosesteki enerji niteliği kaybının yol açtığı verim kayıplarının belirlenmesini sağlar. Açıkça böyle bir analiz, bir prosesin nasıl daha iyiye doğru geliştirilebileceğini sağlamayabilir, fakat bir prosesin neresinin iyileştirilebileceğini gösterir (KOTAS, 1985). Ekserji analizi yapılırken tüm ünitelerde kinetik, potansiyel ve kimyasal ekserjiler ihmal edilir. Kütle, enerji ve ekserji denge denklemleri giren ısıyı, ekserji kaybı oranı ve enerji verimini bulurken kullanılır. Ekserji denkliği aşağıdaki şekilde yazılır (BEJAN vd., 1998; BEJAN, 2002). E Q EW = mε mε + çikan giren T S 0 üretim (35) Burada E Q ve E W sırasıyla ısı transferi ve mekanik enerjiye karşılık gelen birim zamandaki ekserjileri, ε özgül ekserjiyi, T 0 çevre sıcaklığını, S üretim entropi üretimini ve m akışkan debisini temsil etmektedir. Çıkan indisi çıkışı, giren indisi ise girişi göstermektedir. Deneysel çalışmalarda ortam basıncı ve sıcaklığı ölçülerek referans noktası değerleri sırasıyla 1.01 bar ve 293,15 K alınmıştır (AKPINAR ve HEPBASLI, 2007; HEPBASLI ve AKDEMİR, 2004). Bu Denklemde; I = T 0 S üretim (36) 17

olarak tanımlanır. Burada I birim zamanda kaybolan ekserjiyi, yani tersinmezliği ifade etmektedir. (3.25) denklemindeki ısının ekserjisi E Q ve işin ekserjisi W kapalı sistemler için aşağıdaki şekilde tanımlanmıştır (ÇENGEL vd., 2002). = T 0 EQ Q (37) TT = W EW (38) Burada T yüzey sıcaklığını göstermektedir. Ekserji genellikle termomekaniksel ve kimyasal ekserjilerin toplamı olarak değerlendirilir. Termomekaniksel ekserji, herhangi bir durum (T, P) ile çevrenin sadece sıcaklığı (T 0 ) ve basıncı (P 0 ) ile dengede olan bir durum arasındaki ekserjidir. T 0 ve P 0 çevre şartlarındaki bir durumun, çevreyle kimyasal olarak dengede olduğu durum arasındaki ekserjiye kimyasal ekserji adı verilmektedir. Termomekaniksel ekserji, kimyasal ekserji terimleri ihmal edilerek özgül ekserji aşağıdaki şekilde belirlenir (BEJAN vd., 1998; BEJAN, 2002). 1 2 ε = ( h T0s) + V + gz ( h0 T0s 0 ) (39) 2 Denklem (39) daki potansiyel ve kinetik enerji terimleri ihmal edilirse; ( h T s) ( h T ) ε = (40) 0 0 0s0 Kompresörlü teorik soğutma sisteminin tüm elemanlarının tersinmezliklerinin hesaplanabilmesi için, her bir eleman için giren ve çıkan ekserji miktarlarının hesaplanması gerekir. Bunun için denklem (35) düzenlenirse ekserji ifadesi için balans denklemi aşağıdaki yazılabilir. E W = EQ + mε mε I giren çikan (41) 18

4. BULGULAR 4.1. Değişken Hızlı Kompresörlü Soğutma Sistemi Bulguları Frekans kontrollü değişken hızlı kompresörlü soğutma sisteminin birinci kanun analizi, R404a soğutucu akışkanı kullanılarak hem teorik olarak hem de deney düzeneğinden elde edilen veriler ile yapılmıştır. Farklı kompresör frekanslarında ve farklı soğutma yüklerinde yapılan incelemeler sonucu evaporatör kapasitesi, kompresör kapasitesi, kondanser kapasitesi, COP, volümetrik verim, izentropik verim, toplam mekanik ve elektrik verim ve soğutucu akışkan debisi değerlerinin değişimi grafikler halinde verilmiştir. Elde edilen sonuçlara göre kompresör frekansı arttıkça kompresör basma basıncı artmakta, emiş basıncı düşmekte ve buna paralel olarak kompresör basınç oranı da artış göstermektedir (Şekil 9, 10). Kompresör basma ve emme sıcaklıkları incelendiğinde ise her ikisi de kompresör frekansı arttıkça yükselme göstermektedir. Fakat emme sıcaklığındaki artış basma sıcaklığındakine oranla daha küçüktür (Şekil 11). Bunların yanında kompresör frekansı ile kondanserdeki yoğuşma ve evaporatördeki buharlaşma sıcaklıklarının değişimi Şekil 12 de verilmiştir. Şekilden de görüleceği üzere frekans arttıkça yoğuşma sıcaklığı artmakta, buharlaşma sıcaklığı ise düşmektedir. Ayrıca kompresör frekansı arttıkça aşırı kızdırma ve aşırı soğutma sıcaklıklarında da artış gözlemlenmektedir. Bunlardan aşırı kızdırma sıcaklığındaki artış oranı daha yüksektir (Şekil 13). Kompresör frekansı arttıkça soğutucu akışkan debisi artmakta, volümetrik verim, izentropik verim ve mekanik ve elektrik verim değerleri ise düşmektedir. Bu sonuçlar Şekil 14, 15, 16 ve 17 de gösterilmiştir. 16 14 Basma Emme P, bar 12 10 8 6 4 2 35 40 Frekans, Hz 45 50 Şekil 9. Kompresör frekansı ile basma ve emme basınçlarının değişimi 19

5 4.5 Basınç oranı 4 3.5 T, C 80 70 60 50 40 30 20 10 0-10 3 35 40 45 50 Frekans, Hz Şekil 10. Kompresör frekansı ile basınç oranının değişimi Basma Emme 35 40 45 50 Frekans, Hz Şekil 11. Kompresör frekansı ile basma ve emme sıcaklıklarının değişimi 20

45 35 T K T E 25 T, C 15 5-5 -15 35 40 45 50 Frekans, Hz Şekil 12. Kompresör frekansı ile evaporatör ve kondanser sıcaklıklarının değişimi 10 8 T AS T AK 6 T, C 4 2 0 35 40 45 50 Frekans, Hz Şekil 13. Kompresör frekansı ile aşırı kızdırma ve aşırı soğutma sıcaklıklarının değişimi 21

7.5 mr, g/s 7 6.5 6 35 40 45 50 Frekans, Hz Şekil 14. Kompresör frekansı ile soğutucu akışkan debisinin değişimi 0.8 0.76 ηv, % 0.72 0.68 0.64 0.6 35 40 45 50 Frekans, Hz Şekil 15. Kompresör frekansı ile kompresör volümetrik veriminin değişimi 22

0.65 0.6 ηis, % 0.55 0.5 0.45 0.4 35 40 45 50 Frekans, Hz Şekil 16. Kompresör frekansı ile kompresör izentropik veriminin değişimi 0.7 0.65 ηme, % 0.6 0.55 0.5 35 40 45 50 Frekans, Hz Şekil 17. Kompresör frekansı ile kompresör mekanik ve elektrik veriminin değişimi Şekil 18 de kompresör frekansının değişimiyle dört farklı COP değerinin değişimi verilmiştir. Bu hesaplanan değerler, soğutma makinesinin performans katsayısı, sistemin toplam performans katsayısı, teorik sistemin performans katsayısı ve Carnot performans katsayısıdır. Tüm deneysel ve teorik hesaplamalarda ve tüm COP değerlerinde frekans arttıkça düşüş kaydedilmiştir. COP carnot değeri deneysel ve teorik sistem çalışma şartlarında elde edilebilecek maksimum performans katsayısı değeridir. Teorik soğutma sisteminin COP Teorik değeri ise, ısıl kayıpların olmadığı ve kompresördeki sıkıştırma işleminin izentropik olduğu durum için, soğutma makinesi ve toplam sistemin COP değerleri deneysel verilerden elde edilen sonuçlara göre hesaplanmıştır. Soğutma makinesi ile toplam sistemin COP 23

değerleri arasındaki fark, soğutma makinesi çevriminde kompresör elektrik gücü harcanan iş olarak göz önüne alınmıştır. Diğerinde ise harcanan iş olarak kondanser ve evaporatör fanlarının harcadıkları elektrik güçleri kompresör elektrik gücüne eklenmiştir. 7 6 5 COP Carnot COP Teorik COP SM COP SİS COP 4 3 2 1 0 35 40 45 50 Frekans, Hz Şekil 18. Kompresör frekansı ile COP değerlerinin değişimi Değişken hızlı kompresörlü soğutma sisteminin ikinci kanun analizi tüm sistem elemanları için yapılarak her bir elemanın tersinmezlik değerleri ile ekserji verimleri hesaplanmıştır. Buna göre Şekil 5.19 da kompresör frekansı ile her bir sistem elemanının tersinmezliğinin değişimi gösterilmiştir. Grafikte I diğer ile gösterilen değer, sistem elemanları dışında kalan, kompresör basma hattı ile kondanser, evaporatör çıkışı ile kompresör emiş hattı ve kondanser çıkış ile genleşme valfi arasındaki hatlarda meydana gelen tersinmezlik miktarının toplamıdır. Kompresör frekansı arttıkça sistem elemanlarının tersinmezlik değerleri de artmaktadır. Tersinmezlik değerlerindeki en büyük artış kompresörde meydana gelmiştir. Kompresörü, kondanser, evaporatör, genleşme valfi ve diğerleri takip etmektedir. Bunların yanında kompresör frekansı ile sistemin toplam tersinmezliğinin değişimi Şekil 5.20 de gösterilmiştir. Tüm sistem elemanlarının tersinmezliklerini ifade eden toplam sistem tersinmezliği frekans arttıkça yükseliş göstermektedir. 24

I, kw 0.5 0.4 0.3 0.2 I C I K I E I GV I Diğer 0.1 0 35 40 45 50 Frekans, Hz Şekil 19. Kompresör frekansı ile sistem elemanlarının tersinmezliklerinin değişimi 0.85 0.8 0.75 IT, kw 0.7 0.65 0.6 0.55 0.5 35 40 45 50 Frekans, Hz Şekil 20. Kompresör frekansı ile toplam sistem tersinmezliğinin değişimi Sistem elemanlarının ekserji verimleri yüzde olarak Şekil 21 de verilmiştir. Kondanser ve genleşme valfinin ekserji verimleri en büyük, evaporatör ekserji verimi daha küçük ve kompresör ekserji verimi ise en küçüktür. Aynı zamanda kompresör frekansı artışı ile sistem elemanlarının ekserji verimleri azalmaktadır. 25

0.9 0.8 0.7 ε C ε K ε E ε GV ε, % 0.6 0.5 0.4 0.3 35 40 45 50 Frekans, Hz Şekil 21. Kompresör frekansı ile sistem elemanlarının ekserji verimlerinin değişimi Değişken hızlı kompresörlü soğutma sisteminin performans ve enerji tüketim analizi, deneysel ölçümlerden elde edilen veriler kullanılarak yapılmıştır. Yapılan analizlerde farklı kompresör frekanslarında kompresörün çektiği güç Şekil 22 de gösterilmiştir. Diyagramda gösterilen değerler, her bir frekans için ortalama tüketilen güç değerleridir. Görüldüğü üzere, kompresör frekansı arttıkça tüketilen güç de artmaktadır. Yapılan deneylerde soğuk oda sıcaklığının 25 C den 0 C ye düşürülmesi için tüketilen elektrik sarfiyatı Şekil 23 te gösterilmiştir. Tüm şartlarda frekans arttıkça enerji tüketiminde bir azalma söz konusudur. Fakat şekilden görüldüğü üzere ısıtıcı yükü düştükçe eğrilerin eğimi azalmaktadır. Bunun anlamı düşük ısıtıcı güçlerinde tüketilen enerjiler arasındaki fark azalmaktadır. 1 0.9 WC,EL, kw 0.8 0.7 0.6 0.5 35 40 45 50 Frekans, Hz Şekil 22. Kompresör frekansı ile kompresör güç tüketiminin değişimi 26

Elektrik tüketimi, kwh 1.2 1 0.8 0.6 0.4 0.2 0.7 kw 0.5 kw 0.3 kw 0.0 kw 0 35 40 45 50 Frekans, Hz Şekil 23. Kompresör frekansı ile elektrik tüketiminin değişimi 4.2. Gövde Borulu Isı Değiştiricili Soğutma Sistemi Bulguları Yatay gövde borulu ısı değiştiricisinde R404a soğutucu akışkanın toplam ısı transfer katsayısının analizi için sistem üzerinde değişen parametreler kısma valfiyle evaporatör basıncının değiştirilmesiyle elde edilmiştir. Öncelikle toplam ısı transfer katsayısı (UA), ortalama logaritmik sıcaklık farkı ve etkenlik geçiş birimi sayısı ısıl dizayn metotlarıyla deneysel sonuçlar kullanılarak elde edilmiştir. Deneysel çalışmada evaporatör basıncı değiştirilerek yatay boru içerisinde akmakta olan R404a soğutucu akışkanın kaynama esnasındaki ısı transfer katsayısının değişimi sistemin diğer parametrelerinin değişimine göre incelenmiştir. Bütün deneylerde kızgınlık değerinin belirtilen sınırları aşmadan hatta sıfır değerinde tutularak sadece faz değişimi esnasında ortaya çıkan toplam ısı transfer katsayısının belirlenmesi amaçlanmıştır. Bu amaçla evaporatör basıncının artırılmasıyla evaporatör içerisinden geçen soğutucu akışkanın debisi artığı için gövde tarafından gecen soğutma suyunun debisi de artırılmıştır. Bu artış deneysel çalışma süresince kızgınlık değerinin 1 3 C arasında kalması için manüel olarak ayarlanmıştır. Soğutma suyu debisinin fazla olması kızgınlığı artırırken, düşük kalması ise soğutucu akışkanın bir kısmının buharlaşmadan çıkmasına sebep olmaktadır. Evaporatör basıncı sabit tutularak yapılan deneylerde soğutma suyu debisi, evaporatöre gönderilen soğutma suyu sıcaklığına paralel olarak düşürülmüştür. Deney sonuçları kullanılarak belirlenen toplam ısı transfer katsayısının değişimi sabit basınç ve sabit soğutma suyu sıcaklığı için Şekil 24 ve 25 te verilmiştir. 27