OTEKON 216 8. Otomotiv Teknolojileri Kongresi 23 24 Mayıs 216, BURSA HFC134a SOĞUTUCU AKIŞKANI KULLANAN OTOMOTİV ISI POMPASI SİSTEMİNİN DENEYSEL PERFORMANS ANALİZİ Erkutay Taşdemirci *, Murat Hoşöz *, İsmail Sarı **, Ertan Alptekin * * Kocaeli Üniversitesi Otomotiv Mühendisliği Bölümü, Umuttepe, 4138, KOCAELİ ** Kocaeli Üniversitesi Makine Eğitimi Bölümü, Umuttepe, 4138, KOCAELİ ÖZET İçten yanmalı motor teknolojilerindeki motor verimini artırmaya yönelik gelişmeler sonucunda, yolcu kabininin konfor amaçlı ısıtılması için sadece motor atık ısısının kullanılması yetersiz kalmaktadır. Özellikle elektrikli araçlarda kayda değer miktarda atık ısı olmadığından, ısı kaynağı olarak motordan faydalanılması imkânsızdır. Bunların sonucu olarak, hava kaynaklı ısı pompalarının otomotiv iklimlendirmesinde kullanımı önem kazanmaktadır. Bu çalışmada, soğutucu akışkan olarak HFC134a kullanan standart bir otomobil klima sistemi, aynı zamanda ısı pompası olarak da çalışabilecek şekilde masa üstü deney seti olarak kurulmuştur. Testler, C ve 1 C olmak üzere iki ayrı çevre havası sıcaklığında 8, 12, 16, 2, 24 ve 28 d/d kompresör devirlerinde gerçekleştirilmiştir. Performans analizi için gerekli ölçümler, ısı pompası sistemi sürekli rejime girdikten sonra yapılmıştır. Elde edilen veriler yardımıyla sistemin enerji analizleri gerçekleştirilmiş ve performans grafikleri, her iki çevre sıcaklığında kompresör devrinin fonksiyonu olacak şekilde mukayeseli olarak sunulmuştur. C iç ve dış ünite giriş sıcaklıklarında 8 d/d için ısıtma kapasitesi 2859 W ve şartlandırılmış hava akımı sıcaklığı 19 C iken en yüksek devir olan 28 d/d için ısıtma kapasitesi 3594 W ve şartlandırılmış hava akımı sıcaklığı 26 C olmaktadır. Ancak, çevre havası sıcaklığının artmasıyla birlikte bu değerlerin de arttığı belirlenmiştir. 1 C iç ve dış ünite giriş sıcaklıklarında 8 d/d için ısıtma kapasitesi 337 W ve şartlandırılmış hava akımı sıcaklığı 32 C iken 28 d/d için ısıtma kapasitesi 4167 W ve şartlandırılmış hava akımı sıcaklığı 39 C olarak belirlenmiştir. Anahtar kelimeler: Isı pompası, iklimlendirme, otomotiv, HFC134a, performans EXPERIMENTAL PERFORMANCE ANALYSIS of AUTOMOTIVE HEAT PUMP SYSTEM USING HFC134a as REFREGERANT ABSTRACT Due to the advances in internal combustion engine technologies aiming at increasing engine efficiency, the use of only engine waste heat for comfort heating of the passenger compartment yields insufficient results. It is impossible to utilise the engine heat particularly in electric vehicles because they do not have considerable amount of waste heat. As a result, the use of air-source heat pumps in automotive air conditioning is getting importance. In this study, a standard automobile air conditioning system using HFC134a as refrigerant was set up as a bench-top experimental system with the ability of operating as a heat pump. Tests were performed at two different ambient temperatures of and 1 C, while the compressor speed was kept at 8, 12, 16, 2, 24 and 28 rpm for each ambient temperature. All measurements were carried out after the experimental system had reached the steady-state. The energy analysis of the experimental system was performed using test data. Then, the comparative performance graphics were presented for two different ambient temperatures as a function of the compressor speed. When the air temperatures at the inlets of the indoor and outdoor units were both C at 8 rpm compressor speed, the system yielded a heating capacity of 2859 W and a conditioned air temperature of 19 C, while it resulted in a heating capacity of 3594 W and a conditioned air temperature of 26 C at 28 rpm, which was the maximum test speed. However, these values increased with rising ambient temperature. When the air temperatures at the inlets of the indoor and outdoor units were both 1 C at 8 rpm, the system yielded a heating capcity of 337 W and a conditioned air temperature of 32 C, while it resulted in a heating capacity of 4167 W and a conditioned air temperature of 39 C at 28 rpm.
Keywords: Heat pump, air conditioning, automotive, HFC134a, performance 1. GİRİŞ Düşük yakıt tüketimli içten yanmalı ve hibrit motorlara sahip araçlar, daha az atık ısı oluşturmaya başlamışlardır. Bu ise, mevcut ısıtma sistemlerinin kullanılması durumunda düşük çevre sıcaklıklarında araç içi konfor sıcaklığına ulaşma sürelerinin artmasına sebep olmuştur. Bundan dolayı, aracın yakıtını direkt ya da dolaylı (elektrik enerjisi gibi) kullanan hızlı ısıtma sistemlerinin geliştirilmesi gerekli olmuştur [1]. Özellikle çevreye olan zararın minimize edilmesi ve daha verimli enerji kullanımı amacı ile elektrikli araçların revaçta olduğu günümüzde, düşük çevre sıcaklıklarında araç içi konfor sıcaklığına ulaşmak amacıyla aracın hareketi için gerekli olan elektrik enerjisinin kullanımına gerek duyulmaktadır. Bu kullanımı olabildiğince azaltabilmenin yollarından önemli bir yolu da, çevre havasının ısı kaynağı olarak kullanılmasıdır. Çevre havasının ısı kaynağı olarak kullanılmasının en etkili yöntemlerinden birisi ise, ısı pompalarıdır. Mevcut taşıt iklimlendirme sistemlerinin basit elemanlarla ve düşük maliyetlerle ısı pompasına çevrilmesi mümkündür [2]. Fakat bu dönüşüm sonucu taşıt iklimlendirme sisteminin ısı pompası olarak performans analizinin yapılması gerekmektedir. Bu konuyla ilgili literatürde kısmen de olsa çeşitli çalışmalar vardır. Antonijevic ve Heckt, HFC134a soğutucu akışkan kullanan bir ısı pompası sistemi oluşturmuş ve araç üzerinde test etmişlerdir [3]. Çalışmaları sonucunda, ısıtma kapasitesini yakıt sarfiyatına oranladıklarında ısı pompası sisteminin yaygın olarak kullanılmakta olan diğer iki ısıtma sistemlerine göre daha iyi performans ortaya koyduğunu görmüşlerdir. Hosoz ve Direk, hava kaynaklı bir taşıt ısı pompası sistemi tasarlamış yaz ve kış performans testlerini gerçekleştirmişlerdir [4]. Her iki çalışma durumunda da, kompresör devirleri arttıkça ısıtma ve soğutma kapasitelerinin arttığını fakat ısıtma tesir katsayılarının (ITK) ve soğutma tesir katsayılarının (STK) devirle azaldığını belirlemişlerdir. Lee ve arkadaşları, elektrikli bir toplu taşıma aracında ısı pompası kullanımının taşıt içi ısıtma performansına etkilerini incelemişlerdir [5]. Tamura ve arkadaşları, soğutucu akışkan olarak CO 2 kullanan bir taşıt ısı pompası sistemi oluşturmuşlar ve yaptıkları deneysel çalışma sonucunda HFC134a kullanan sisteme yakın performans değerleri elde etmişlerdir [6]. Hosoz ve arkadaşları, hareketini dizel bir motordan alan ısı pompası sistemi oluşturmuşlardır [7]. Isı kaynağı olarak havayı, egzoz atık ısısını ve motor soğutma suyunu kullanabilen sistemin kış performans testlerini zamana göre değişen ve sürekli rejim halleri için gerçekleştirmişlerdir. Literatürde, ısı kaynağı olarak havanın kullanıldığı otomotiv ısı pompası sistemlerinin performans değerlendirmeleri ve diğer ısıtma sistemlerine göre karşılaştırmaları yapılmıştır. Yapılan bu çalışmada ise kritik sıcaklık olan C ile ısı pompası sisteminde yüksek kompresör çıkış basıncı ve sıcaklığına neden olabilecek 1 C çevre sıcaklıkları için performans testleri gerçekleştirilmiştir. 2. DENEY SİSTEMİNİN TANITIMI D segmenti bir araca ait taşıt iklimlendirme sistemi bileşenlerine, sistemi ısı pompası olarak çalıştırabilmek için gerekli elemanların, sensörlerin ve ölçüm cihazlarının eklenmesiyle otomotiv ısı pompası deney seti elde edilmiştir. Deney sisteminin şematik gösterimi Şekil 1'de mevcuttur. Sisteme eklenen ikinci bir termostatik genleşme valfi (TXV) ve dört yollu vana ile ısı pompası olarak çalışabilmesi sağlanmıştır. Sistemin soğutma ve ısıtma modlarında çalışabilmesine imkân sağlamak üzere, el ile kontrol edilen altı adet soğutma devresi vanası ile gerekli by-pass ve soğutucu akışkanın boru hatlarında uygun şekilde yönlendirilmesi sağlanabilmektedir. Soğutma devresi boru hatları, vanalar, genleşme valfleri, dört yollu vana ve sıvı tankı, elastomerik yalıtım malzemeleri ile kaplanmıştır. Hava kanalları ise 4 mm kalınlığında poliüretan levha ile dıştan yalıtılmıştır. Deneysel ısı pompası sistemine ait bir fotoğraf Şekil 1'de gösterilmiştir. Şekil 1. Deneysel sisteme ait görüntü Yedi pistonlu yalpa plakalı kompresör, hareketini üç fazlı sürücü kontrollü 5.5 kw'lık bir elektrik motorundan almaktadır. Frekans kontrolü sayesinde kompresör devri, 298 rpm arasında ayarlanabilmektedir. Elektrik motoru ile kompresör mili arasında bir tork sensörü bulunmaktadır. Bu sayede kompresöre uygulanan tork ölçülerek mekanik güç belirlenebilmektedir. İç ünite, 25 mm x 4 mm kesitinde 1 mm boyunda bir hava kanalından oluşmaktadır. Çevre
havası 1 W gücündeki salyangoz tipi ikiz fan aracılığı ile kanala üflenmektedir. Fanın ilerisinde bulunan 25 W'lık ısıtıcılarda tristörlü bir sıcaklık kontrol modülü ile kanaldaki hava sıcaklığı istenilen değerde sabit tutulabilmektedir. Hava akımı, yönlendirme kanatları sayesinde homojenize edilerek kanal içinde bulunan evaporatöre gönderilmektedir. Kanal çıkışında bulunan 26 mm x 23 mm kesitinde 1 mm kalınlığındaki lamine plakalı evaporatör, ısı pompası olarak çalışan sistemde kondenser görevi görmektedir. Dış ünite, 4 mm x 6 mm kesitinde 1 mm uzunluğunda bir hava kanalından oluşmaktadır. İki adet eksenel kondenser fanı ile hava hareketi sağlanmaktadır. Maksimum gücü 75 W olan iki adet fanın ilerisinde 45 W'lık elektrikli ısıtıcılar bulunmaktadır. İç ünitedekine benzer şekilde tristörlü sıcaklık kontrol devresi ile hava sıcaklığı ayarlanabilmektedir. Kanal kesitinin büyük olması ve sıcaklığın homojen dağılabilmesi için ısıtıcılardan sonra elekli bir yapıya sahip krom telden imal edilmiş bir difüzör monte edilmiştir. Kanal çıkışına kesit alanı 4 mm x 6 mm ve kalınlığı 25 mm olan bir kondenser yerleştirilmiştir. Mikro kanallı paralel akımlı kondenser, ısı pompası olarak çalışan sistemde evaporatör görevi görmektedir. Hava Girişi Hava Girişi Fan T 13 T 14 T 7 T 8 T 15 Elektrikli Isıtıcı Sıvı Tankı Filtre-Kurutucu Coriolis Debimetre T 9 Dış Ünite (Evaporatör) T 16 T 6 T 5 V5 V4 T 3 T 4 T 1 İç Ünite (Kondenser) Hava Çıkışı T 17 T 18 TXV1 V1 V3 V6 P 2 T 2 Tork Sensörü TXV2 V2 Dört Yollu Selenoid Vana P 1 T 1 T 11 T 12 Hava Çıkışı Wattmetre Motor Sürücü Elektrik Motoru Kompresör Şekil 2. Isı pompası deney sisteminin şematik gösterimi ve ölçüm noktaları Şekil 2'de gösterilen sistemin ısı pompası olarak çalışabilmesi, soğutucu akışkanın iletim yönlerinin değiştirilmesi ve soğutma devresindeki vanaların kullanımı ile mümkün olmaktadır. Isı pompası olarak çalışma istendiğinde, dört yollu vananın selenoidi enerjilendirilmektedir. Bu durumda kompresörden çıkan soğutucu akışkan, dört yollu vana üzerinden geçerek iç üniteye doğru ilerlemektedir. Termostatik genleşme valfinden geçmemesi için V2 vanası açık konuma getirilmektedir. Akışkan, iç ünitedeki kondenserde ısısını iç ünite kanalından geçen havaya atarak yoğuşmakta ve şartlandırılacak hava akımını ısıtmaktadır. Sıkıştırılmış sıvı olarak iç üniteyi terk eden soğutucu akışkan, V3 ve V4 vanalarının kapatılması; V5 ve V6 vanalarının açılması ile sırası ile 1 litre hacmindeki sıvı tankı, filtre kurutucu ve Coriolis tipi debimetreden geçmekte ve dış üniteye yönlendirilmektedir. Soğutucu akışkanın, dış ünite olarak görev yapan evaporatöre gelmeden önce, 1.5 frigo-ton kapasitede bir termostatik genleşme valfi olan TXV1'den geçmesi gerekmektedir. Bu sebeple, V1 vanası kapalı konumda tutulmaktadır. Genleşme valfinden geçen ve basıncı düşen soğutucu akışkan, doymuş sıvı - buhar haline geçerek çevre havası akımından ısı çekmekte ve buharlaşmaktadır. Böylece dış ünite, evaporatör görevi görmektedir. Dış üniteden kızgın buhar olarak çıkan soğutucu akışkan, dört yollu vanadan geçtikten sonra kompresöre giriş yapmakta ve basıncı artırılarak dış üniteye gitmek üzere yeniden dört yollu vanaya gönderilmektedir. Kompresör emme ve basma hatlarından basınçları algılayan iki adet basınç presostatı ile sistem korunmaktadır. Emme basıncı aşırı düştüğünde veya basma basıncı aşırı yükseldiğinde, kompresör elektromanyetik kavramasının enerjisi kesilerek sistem durdurulmaktadır.
Deneysel sistemin performansının belirlenebilmesi için bazı fiziksel ölçümlerin yapılması gerekmektedir. Şekil 2'de gösterilen ısı pompası sistemi üzerinde kritik noktalarda soğutucu akışkan sıcaklığı, hava kanallarından geçen hava akımının çeşitli noktalardaki kuru ve yaş termometre sıcaklıkları, soğutma çevrimindeki düşük ve yüksek basınç değerleri, kompresör devri, elektriksel güç, mekanik güç, hava hızı ölçümleri ve aksesuarların güç tüketim ölçümleri yapılmıştır. Tablo 1'de, kullanılan ölçüm aletlerinin çeşitli özellikleri verilmiştir. Deneysel sistemde sıcaklık verileri, bilgisayara bağlı bir veri toplama cihazı ile 5 Hz frekansında toplanmıştır. Tork sensöründen USB bağlantısı ile 5 Hz frekansında veri toplanabilmektedir. Basınç değerleri, manometreler üzerinden gözle okunarak elde edilmiştir. Tablo 2'de deneysel sistemi oluşturan ana bileşenlerin teknik özellikleri verilmiştir. Tablo 1. Ölçülen değerler ve cihaz hassasiyetleri Ölçülen Değerler Ölçüm Cihazı Ölçüm Aralığı Doğruluk Sıcaklık K tipi termokupl -5 ile 5 C ±%.3 Basınç Bourdon manometresi -1 ile 1 ve -1 ile 3 bar ±% 2 Nem Higrometre %1 - %1 ±% 3 Hava hızı Anemometre.1-15 m s -1 ±% 3 Soğutucu akışkan debisi Coriolis debimetre - 13 kg h -1 ±%.1 Kompresör devri Temassız takometre 1-1 rpm ±%2 Tork Burulmalı şaft tork ölçer -5 ile 5 Nm ±%.5 Gerilim Multimetre -6 ile +6 V (AC/DC) ±%1 Akım Pens ampermetre -6 ile 6 A (AC/DC) ±%1 Tablo 2. Isı pompası deney sistemini oluşturan bileşenlerin teknik özellikleri Sistem elemanı Özellikleri Kompresör Sabit kapasiteli yalpa plakalı, 15 cc strok hacmi, yedi pistonlu, maksimum 6 rpm İç ünite Lamine plakalı, boyutları 23 x 26 x 1 mm 3, max. soğutma kapasitesi 5.8 kw Dış ünite Paralel akımlı mikro kanallı, boyutları 6 x 4 x 25 mm 3, 7.5 kw ısı atma kapasitesi, 42 kanal Genleşme Valfi (TXV) Harici sıcaklık ölçümlü (bulblu) 5.27 kw kapasiteli 3. TERMODİNAMİK ANALİZ Isı pompası olarak çalışan otomobil iklimlendirme sisteminin performans parametreleri, termodinamiğin birinci yasası uygulanarak belirlenebilir. İç ünitenin ısıtma kapasitesi, soğutucu akışkan debisinin ve entalpilerin kullanımı ile aşağıdaki denklemden elde edilebilir: ü = h h (1) Dış ünite kanalından geçen hava akımından evaporatörün çektiği ısı kapasitesi, Denklem (2)'deki gibi belirlenebilir. ü = h h (2) Adyabatik olarak kabul edilen kompresörün soğutucu akışkana aktardığı güç Denklem (3)'de verilmiştir. = h h (3) Elektromanyetik kavrama İç ünite fanı Dış ünite fanları 48 W (12 V) elektromanyetik tip 1 W (12 V) salyangoz tip 2 x 75W (12 V) 3 mm çapında eksenel tip Dört yollu vana, eksenel ve radyal fanlar ile kompresör elektromanyetik kavramasının çektiği güçlerin toplanmasıyla sistemde kullanılan aksesuarların çektiği güç bulunabilir. = ü, + ü, +,! + #! (4) Sistemin kullandığı toplam güç, tork sensöründen alınan moment değerinin kompresör devriyle uygun şekilde çarpılması sonucu bulunan kompresörün çektiği mekanik gücün aksesuar
gücüyle toplanmasıyla aşağıdaki denklemden bulunabilir. = $% & + (5) Isıtma tesir katsayısı (ITK), ısıtma kapasitesinin soğutucu akışkana kazandırılan güce oranı olarak tanımlanmaktadır. '( = ) *ü +,-./ (6) Dört yollu vananın, eksenel ve radyal fanlar ile kompresör elektromanyetik kavramasının çektiği güçlerin kompresörün çektiği mekanik güce dahil edilerek bulunacak toplam mekanik güce göre tanımlanmış ısıtma tesir katsayısı (ITK mek ) ise, aşağıdaki şekilde hesaplanabilir. '( = )*ü +,-./,., (7) Denklemlerde kullanılan HFC134a soğutucu akışkanına ait entalpi değerleri, deneysel verilerde elde edilen sıcaklık ve basınç verileri doğrultusunda Refprop Mini programından elde edilmiştir. 4. BELİRSİZLİK ANALİZİ Moffat'ın [8] önerdiği belirsizlik analizi metodu, ısıtma kapasitesi, kompresör gücü, kompresör mekanik gücü ve ITK gibi değerlere uygulanmıştır. Bu metoda göre X1,X2, X3,... ve Xn değişkenlerine bağlı olan, aşağıdaki gibi tanımlanmış bir R fonksiyonu dikkate alınsın. 1 = 121,22,23,...27 (8) R fonsiyonundaki belirsizlik, değişkenlerdeki hatalar (doğruluklar) ile bu fonksiyonun değişkenlere göre türevlerinin çarpılıp karelerinin alınarak toplanması ve sonucun karekökünün alınmasıyla, aşağıdaki denklemde olduğu gibi bulunabilir. 81 = 9 ; <= 82 <>? * @ (9) Bahsedilen yöntem, Bölüm 3'te verilen denklemlere Tablo 1'de verilen doğruluk değerleri ile birlikte uygulanarak belirsizlik analizi yapıldığında, ısıtma kapasitesi, kompresör gücü, kompresör mekanik gücü, ve ITK'daki toplam belirsizlik sırası ile %4.9, %2.8, %4.9, %6.8 olarak hesaplanmaktadır. 5. TEST PROSEDÜRÜ Performans testleri, C ve 1 C'de iki farklı çevre sıcaklığında gerçekleştirilmiştir. Kompresör devri 8 rpm ile 28 rpm arasında 4'er rpm aralıklarla arttırılarak altı farklı devirde sistemin ısı pompası olarak çalışması sağlanmış ve sürekli rejime girmesi beklenmiştir. Test süresince iç ünitedeki havanın debisi maksimum seviyede tutulmuştur (.158 m 3 /s). Benzer şekilde, dış üniteden geçen havanın hacimsel debisi de (.728 m 3 /s ) maksimum seviyede tutulmuştur. Performans testlerine başlamadan önce iç ve dış ünite kanallarından geçen havanın evaporatör ve kondenser giriş sıcaklıkları, istenen test değerine eşit olana kadar beklenmiştir. Veri toplama işlemi başlatılarak kompresör istenen test devriyle çalışacak şekilde sürücü ayarlandıktan sonra kompresörün elektromanyetik kavraması devreye alınmıştır. Sistemin kararlı rejimde çalışabilmesi için her test, 15 dakikalık bir sürede yapılmıştır. İki farklı giriş sıcaklığında altı farklı devir için toplamda 12 farklı test gerçekleştirilmiştir. 6. BULGULAR VE TARTIŞMA Deneysel sistemin ısıtma kapasitesinin, iç ünite hava çıkışı sıcaklığının, kompresör gücünün, kompresörün mil gücünün, ITK ile ITK mek ın, kompresörden çıkan soğutucu akışkanın sıcaklığının ve sistemde dolaşan soğutucu akışkan debisinin kompresör devri ile değişimleri aşağıdaki grafiklerde verilmiştir. Şekil 3'te, iç ve dış ünitelere giriş yapan hava akımı sıcaklıklarının iki farklı çevre havası sıcaklığında olması durumları için ısıtma kapasitesinin kompresör devriyle değişimi gösterilmiştir. Her iki çevre sıcaklığı için kompresör devrindeki artış ile hem soğutucu akışkan debisinin artması hem de kompresör çıkışındaki soğutucu akışkan basınç ve sıcaklığının artması sonucu ısıtma kapasitesinin de arttığı görülmüştür. En düşük devir olan 8 rpm'de C için ısıtma kapasitesi 2859 W iken en yüksek devir olan 28 rpm'de 3594 W olarak belirlenmiştir. 1 C de ise ısıtma gücü minimum 337 W ve maksimum 4167 W olarak tespit edilmiştir. Dış üniteden geçen hava akımı sıcaklığının yükselmesi, çevreden çekilen ısı miktarını arttırmış ve bu da ısıtma kapasitesinde artışa sebep olmuştur. Kompresör devrinin ve çevre sıcaklığının artmasıyla ısıtma kapasitesinin de artması, Ref. [4] ve [7] ile uyum halindedir. Şekil 4'te, iç üniteden çıkan hava akımı sıcaklığının kompresör devriyle değişimi görülmektedir. İç ünite hava çıkış sıcaklığının, kompresör devrinin artması ile arttığı belirlenmiştir. Bu artış, Şekil 3'te gösterilen ısıtma kapasitesindeki artıştan kaynaklanmaktadır. İç ünite kanalından çıkan havanın sıcaklığının en düşük değerleri, 8 rpm'de C ve 1 C giriş sıcaklıkları için sırası ile 19.28 C ve 31.97 C iken, en yüksek değeri ise 28 rpm'de sırası ile 26.25 C ve 39.36 C olarak ölçülmüştür.
Isıtma Kapasitesi (W) 6 5 4 3 2 1 6 1 14 18 22 26 3 Tiü,havagirişi = C Tdü,havagirişi = C Tiü,havagirişi = 1 C Tdü,havagirişi = 1 C Şekil 3. Isıtma kapasitesinin kompresör devri ile değişimi İç Ünite Hava Çıkış Sıcaklığı ( C) 5 4 3 2 1 Tiü,havagirişi = C Tdü,havagirişi = C Tiü,havagirişi = 1 C Tdü,havagirişi = 1 C 6 1 14 18 22 26 3 Şekil 4. İç ünite hava akımı çıkış sıcaklığının kompresör devri ile değişimi Kompresör tarafından soğutucu akışkana verilen gücün kompresör devri ile değişimini, Şekil 5'te verilmiştir. Kompresör devri arttıkça, soğutucu akışkan debisinin, kompresör çıkış ve giriş sıcaklıkları arasındaki farkın ve kompresör çıkış/giriş basınçları oranının artması sonucu kompresör gücü de artmaktadır. Kompresör gücünün en düşük değerleri, 8 rpm'de C ve 1 C giriş sıcaklıkları için sırası ile 423W ve 619W iken en yüksek değerleri ise 28 rpm'de sırası ile 1164W ve 149W olarak belirlenmiştir. Elektrik motoru tarafından kompresöre uygulanan döndürme momenti torkmetre ile ölçülerek kompresör devri yardımıyla kompresör miline iletilen güç bulunmuş ve bu gücün kompresör devri ile değişimi Şekil 6 da verilmiştir. Şekil 5 de görülen eğilime benzer şekilde, kompresör devri arttıkça mil gücünün de arttığı görülmüştür. Şekil 7'de, kompresörde soğutucu akışkana verilen güce göre tanımlanmış ısıtma tesir katsayısının kompresör devriyle değişimi gösterilmiştir. Her iki sıcaklık girişinde de ITK'nın kompresör devri ile düştüğü görülmektedir. Şekil 3 ve Şekil 5'teki değişimler göz önünde bulundurulduğunda, ITK'daki kompresör devri ile hızlı düşüşünün sebebi, devir arttıkça ısıtma kapasitesindeki artışın kompresör gücündeki artış kadar yüksek olmayışıdır. Hava giriş sıcaklığı yükseldiğinde ise ısıtma kapasitesindeki artışa göre kompresör gücü daha fazla arttığından, ITK azalmaktadır. Kompresör devrinin ve çevre sıcaklığının artmasıyla ITK'nın düşmesi, Ref. [4] ve [7] ile uyum halindedir. Kompresör gücü (W) 2 15 1 5 Tiü,havagirişi = C Tdü,havagirişi = C Tiü,havagirişi = 1 C Tdü,havagirişi = 1 C 6 1 14 18 22 26 3 Şekil 5. Kompresör tarafından soğutucu akışkana verilen gücün kompresör devri ile değişimi Kompresör Mil Gücü (W) 3 25 2 15 1 5 Tiü,havagirişi = C Tdü,havagirişi = C Tiü,havagirişi = 1 C Tdü,havagirişi = 1 C 6 1 14 18 22 26 3 Şekil 6. Kompresör mil gücünün kompresör devri ile değişimi ITK 8 6 4 2 Tiü,havagirişi = C Tdü,havagirişi = C Tiü,havagirişi = 1 C Tdü,havagirişi = 1 C 6 1 14 18 22 26 3 Şekil 7. Isıtma tesir katsayısının kompresör devri ile değişimi Şekil 8'de, kompresöre uygulanan mekanik güce göre tanımlanmış mekanik ısıtma tesir katsayısının kompresör devriyle değişimi gösterilmiştir. Şekil 7 de sunulan ITK grafiklerindeki eğilime benzer şekilde, kompresör devrinin artması ile ITK mek
azalmıştır. Bu eğilim, Şekil 7 grafiklerinde açıklanan nedenlerden kaynaklanmaktadır. Her iki sıcaklık için aynı devirdeki ITK mek değerlerinin birbirlerine oldukça yakın çıktığı görülmektedir. sebebi, evaporatör çıkışındaki kızgınlık sabit kalacak şekilde termostatik genleşme valfinin kısılarak debinin büyük orandaki artışına izin vermemesidir. ITK mek 8 6 4 2 6 1 14 18 22 26 3 Şekil 8. Mekanik ısıtma tesir katsayısının kompresör devri ile değişimi 12 Kompresör Çıkış sıcaklığı ( C) 1 8 6 4 2 Tiü,havagirişi = C Tdü,havagirişi = C Tiü,havagirişi = 1 C Tdü,havagirişi = 1 C Tiü,havagirişi = C Tdü,havagirişi = C Tiü,havagirişi = 1 C Tdü,havagirişi = 1 C 6 1 14 18 22 26 3 Şekil 9. Kompresör çıkış sıcaklığının kompresör devri ile değişimi Şekil 9'da, kompresör çıkışındaki soğutucu akışkan sıcaklığının kompresör devriyle değişimi görülmektedir. Kompresör çıkış sıcaklığı, devir artışıyla kompresör gücünün ve çıkış basıncının artmasından dolayı yükselme göstermektedir. Kompresör çıkış sıcaklığının yüksek olması kompresör ömrünü olumsuz yönde etkilese de, ısı pompası uygulamalarında yüksek kompresör çıkış sıcaklığı durumunda dış ünitede atılan ısı da artar. Bu nedenle, ısı pompası uygulamalarında yüksek kompresör çıkış sıcaklığına ihtiyaç duyulur. Şekil 1'da, çevrimde dolaşan soğutucu akışkan debisinin kompresör devriyle değişimi gösterilmiştir. Kompresör devri arttıkça sistemde dolaşan soğutucu akışkan debisinin az da olsa arttığı görülmektedir. Yüksek çevre sıcaklığında soğutucu akışkan debisinin düşük sıcaklıktakine göre daha yüksek çıkmasının sebebi, dış ünitede hava akımından daha fazla ısı çekilebilmesidir. Termostatik genleşme valfi, çevrimde dolaşan soğutucu akışkan debisini buharlaştırıcı çıkışındaki kızgınlık sabit kalacak şekilde ayarlamaktadır. Kompresör devrindeki artışa karşın akışkan debisindeki değişimin çok fazla olmamasının temel Soğutucu Akışkan Debisi (g/s) 3 25 2 15 1 5 6 1 14 18 22 26 3 Şekil 1. Soğutucu akışkan debisinin kompresör devri ile değişimi 7. SONUÇ Otomobil kliması bileşenlerine eklenen elemanlar ile deneysel bir otomobil ısı pompası sistemi kurulmuştur. Sistem, çeşitli kompresör devirleri ile farklı çevre sıcaklıklarında test edilmiştir. Yapılan deneyler sonucunda elde edilen bulgular, aşağıda özetlenmiştir: Kompresör devrinin artması ile beraber, deneysel sistemin ısıtma kapasitesi artmıştır. Fakat devre göre ısıtma kapasitesinin artış oranı, kompresör gücünün artış oranından daha az olduğu için ısıtma tesir katsayısının azaldığı tespit edilmiştir. Kompresör devrinin artması ile soğutucu akışkana verilen gücün arttığı ve kompresör çıkış sıcaklığının buna bağılı olarak yükseldiği görülmüştür. Şartlandırılmış hava akımı sıcaklıklarının, hava kaynaklı ısı pompası sisteminin içten yanmalı motora sahip araçlarda kış ısıtmasında yardımcı ısıtma sistemi olarak kullanılabilmesine imkan sağlayacak kadar yüksek olduğu görülmüştür. Sistem, elektrikli araçlarda ise kabin ısıtmasını tek başına yapabilecek düzeyde ısıtma kapasitesi sunmaktadır. Yapılan çalışma ile elektrikli araçlar ve yüksek verimli dizel motorlu araçlarda yetersiz atık ısıdan kaynaklanan konfor ısıtması sorununun ısı pompası kullanılarak çözülebileceğini göstermiştir. TEŞEKKÜR Tiü,havagirişi = C Tdü,havagirişi = C Tiü,havagirişi = 1 C Tdü,havagirişi = 1 C Bu çalışma, Kocaeli Üniversitesi Bilimsel Araştırmalar Proje Birimi 214/51 nolu proje ile desteklenmiştir.
KAYNAKLAR [1] Koch, P., Neumeyer, F., Waas, P., Nothen, M., 1989, "Optimization of Water Heating Systems", SAE Technical Paper 895, doi:1.4271/ 895. [2] Meyer, J., Yang, G., Papoulis, E., 24, "R134a Heat Pump for Improved Passenger Comfort", SAE Technical Paper 24-1-1379, doi:1.4271/ 24-1-1379. [3] Antonijevic, D., Heckt, R., 24, "Heat Pump Supplemental Heating System for Motor Vehicles", Proc. Inst. Mech. Eng. Part D, Journal of Automobile Engineering, Vol. 218, pp. 1111-1115. [4] Hosoz, M., Direk, M., 26, "Performance Evaluation of an Integrated Automotive Air Conditioning and Heat Pump System", Energy Conversion and Management, Vol. 47, pp. 545-559. [5] Lee, D.Y., Cho, C.W., Won, J.P., Park, Y.C., Lee,M.Y., 213,"Performance Characteristics of Mobile Heat Pump for a Large Passenger Electric Vehicle", Applied Thermal Engineering, Vol. 5, pp. 66-669. [6] Tamura, T., Yakumaru Y., Nishiwaki, F., 25, "Experimental Study on Automotive Cooling and Heating Air Conditioning System Using CO 2 as a Refrigerant", International Journal of Refrigeration, Vol. 28, pp. 132-137. [7] Hosoz, M., Direk, M., Yigit, K. S., Canakci, M., Turkcan, A., Alptekin, E., Sanli, A., 215, "Performance Evaluation of an R134a Automotive Heat Pump System for Various Heat Sources in Comparison with Baseline Heating System", Applied Thermal Engineering, Vol. 78, pp. 419-427. [8] Moffat, R.J., 1988, "Describing the Uncertainties in Experimental Results", Experimental Thermal and Fluid Science, Vol. 1, pp. 3 17.