T.C.
SELÇUK ÜNİVERSİTESİ FEN BİLİMLERİ ENSTİTÜSÜ
SOĞUTMA ÇEVRİMİNDE GENLEŞME İŞİ GERİ KAZANIMI İÇİN EJEKTÖRÜN KULLANILABİLİRLİĞİNİN DENEYSEL
ARAŞTIRILMASI Nagihan BİLİR SAĞ
DOKTORA TEZİ
Makine Mühendisliği Anabilim Dalı
Ağustos-2015 KONYA Her Hakkı Saklıdır
iv
ÖZET
DOKTORA TEZİ
SOĞUTMA ÇEVRİMİNDE GENLEŞME İŞİ GERİ KAZANIMI İÇİN EJEKTÖRÜN KULLANILABİLİRLİĞİNİN DENEYSEL ARAŞTIRILMASI
Nagihan BİLİR SAĞ
Selçuk Üniversitesi Fen Bilimleri Enstitüsü Makine Mühendisliği Anabilim Dalı Danışman: Doç. Dr. Halil Kürşad ERSOY İkinci Danışman: Prof. Dr. Arif HEPBAŞLI
2015, 132 Sayfa Jüri
Doç. Dr. Halil Kürşad ERSOY Prof. Dr. Muammer ÖZGÖREN
Doç. Dr. Rafet YAPICI Doç. Dr. Kemal ALDAŞ Doç. Dr. Ali KAHRAMAN
R134a akışkanlı klasik soğutma sisteminde genleşme işi geri kazanımı için, genleşme valfi yerine ejektörün genleştirici olarak kullanılabilirliği deneysel olarak araştırıldı. Karışma odası giriş kesitine göre ileri ve geri hareket edebilen primer lüleli ejektör tasarlanarak primer lülenin optimum konum araştırması yapıldı. Aynı dış ortam şartlarında ve aynı soğutma kapasitesinde klasik ve ejektörlü sistemin soğutma performans katsayısı ve ekserji verimi karşılaştırıldı. Ayrıca, tahrik lülesi boğaz çapının sistem performansı üzerine etkisi incelendi.
Araştırılan çalışma sahasında, evaporatördeki basınç düşüşünün evaporatör girişinde akışkanın kuruluk derecesine bağlı olarak, ejektörlü sistemde yok denecek kadar az iken klasik sistemde 133,7 kPa’a kadar ulaştığı tespit edildi. Klasiksisteme göre ejektör genleştiricili sistemin COP'u % 5 ila % 14,2 arasında, ekserji verimi ise % 6,6 ila % 11,2 arasında daha yüksek elde edildi. Ejektör veriminin çalışma şartına bağlı olarak % 14 ila % 42 arasında değiştiği bulundu. Araştırılan sahada, sistem performansını maksimum yapan bir optimum tahrik lülesi çapı elde edildi. Ayrıca araştırılan deney şartlarında, ejektörlü sistemde karışma odası girişine göre primer lüle konumunun COP üzerine etkisinin ±% 1’den daha az olduğu belirlendi.
v
ABSTRACT
Ph.D THESIS
EXPERIMENTAL INVESTIGATION OF USABILITY OF EJECTOR FOR EXPANSION WORK RECOVERY IN REFRIGERATION CYCLE
Nagihan BİLİR SAĞ
THE GRADUATE SCHOOL OF NATURAL AND APPLIED SCIENCE OF SELÇUK UNIVERSITY
DOCTOR OF PHILOSOPHY IN MECHANICAL ENGINEERING Advisor: Assoc. Prof. Dr. Halil Kürşad ERSOY
Second Advisor: Prof. Dr. Arif HEPBAŞLI 2015, 132 Pages
Jury
Assoc. Prof. Dr. Halil Kürşad ERSOY Prof. Dr. Muammer ÖZGÖREN
Assoc. Prof. Dr. Rafet YAPICI Assoc. Prof. Dr. Kemal ALDAŞ Assoc. Prof. Dr. Ali KAHRAMAN
Using of ejector as an expansion device instead of an expansion valve for expansion work recovery in the R134a conventional refrigeration system was experimentally investigated. The ejector with a primary nozzle that could be moved axially towards the mixing chamber was designed and its optimum position analysis for the primary nozzle was carried out. The coefficient of cooling performance (COP) and the exergy efficiency for both the basic and ejector expander refrigeration cycles (EERC) were experimentally investigated under the same external conditions and cooling capacity.
It was observed that, while the evaporator pressure drop depending on vapor quality at the evaporator inlet in the EERC was almost negligible, it rose to as far as 133.7 kPa in the basic system in the investigated operating field. The coefficient of performance was higher than in the basic system by 5% to 14.2%, while the exergy efficiency values were 6.6% to 11.2% higher than in the conventional system. Depending on the operating conditions, it was found that, the efficiency of the ejector varied between 14% and 42%. In the studied area, an optimum nozzle diameter, which maximized the system performance, was obtained. Under the experimental conditions, it was also determined that the influence of the location of the primary nozzle on the COP value in the EERC was less by ±1% with respect to the mixing chamber entrance.
vi
ÖNSÖZ
Soğutma insanoğlu için vazgeçilmez ihtiyaçtır. Çünkü soğutma gıdaların korunmasında, her türlü konfor sistemlerinde (konutlar, taşıtlar, iş yerleri vb.), sanayide, sağlık sektöründe kısacası birçok alanda yaygın olarak kullanılmaktadır. Bu soğutma sistemlerinin neredeyse tamamında kompresörlü klasik soğutma çevrimi kullanılmaktadır ve bu çevrimleri çalıştırmak için kullanan enerji toplam tüketilen enerjinin kayda değer bir kısmını teşkil etmektedir. Örneğin, ev içi elektrik tüketim paylarına bakıldığında, ilk sırayı %30 payla buzdolabı almaktadır. Bu yüzden, çok yaygın olarak kullanılan bu çevrimlerde tüketilen enerjiyi düşürmek için soğutma performansının iyileştirmesine yönelik araştırmalar oldukça önemlidir. Bu çalışmada kompresörlü klasik soğutma çevriminde genleştirici olarak ejektör kullanmanın çevrimde tüketilen enerjiyi azaltıp azaltmayacağı deneysel olarak araştırılmıştır.
Bu tez çalışmasından SCI kapsamında olan dergilerde iki adet makale yayınlanmıştır. Bunlar;
1. Ersoy HK, Bilir Sag N. Preliminary experimental results on the R134a refrigeration system using a two-phase ejector as an expander. Int J Refrig 2014;43:97–110.
2. N. Bilir Sag, H.K. Ersoy, A. Hepbasli, H.S. Halkaci, Energetic and exergetic comparison of basic and ejector expander refrigeration systems operating under the same external conditions and cooling capacities, Energy Convers. Manag. 90 (2015) 184–194.
İlk makale, tez çalışması sırasında elde edilen ilk deneysel sonuçları ve sadece enerji analizlerini içermektedir. İkinci makale ise farklı çalışma şartları için hem enerji hem de ekserji analizlerini kapsamaktadır. Ayrıca, henüz yayınlanmayan lüle konumunun ve boğaz çapının performansa etkisinin araştırıldığı kısmın sonuçlarının da (Bölüm 4.6.) yayınlanması planlanmaktadır.
Bu tez çalışmasının başarılı bir şekilde tamamlanmasını sağlayan, tezin her aşamasında derin bilgisini ve tecrübesini sabır, özveri ve hoşgörü ile aktarıp yardımcı olan ve ayrıca hem akademisyen olarak hem de insani olarak örnek aldığım ve kendisi ile çalışmaktan onur ve gurur duyduğum kıymetli tez danışmanım değerli hocam Doç. Dr. Halil Kürşad ERSOY’a minnet ve teşekkürlerimi sunarım.
vii
Tez çalışmasında ekserji alanındaki bilgi ve tecrübelerini paylaşan ikinci tez danışmanım değerli hocam Prof. Dr. Arif HEPBAŞLI’ya çok teşekkür ederim. Ayrıca, deney setinin tasarımında ve ejektörün tasarım-imalat ve kontrolünde yardımcı olan kıymetli hocam Prof. Dr. Selçuk HALKACI’ya çok teşekkür ederim.
Çalışmalarım boyunca uzakta olsalar bile her daim yanımda olduklarını hissettiren ve beni cesaretlendiren canım annem Meryem ve babam Mehmet BİLİR’e, zamanımın büyük bir kısmını tez çalışmama ayırmamı anlayışla karşılayan, her daim beni destekleyen ve deneyler boyunca geç saatlere kadar laboratuvarda bana eşlik eden ve sabır gösteren sevgili eşim Öğr. Gör. Dr. Tahir SAĞ’a ayrıca çok teşekkür ederim.
Doktora tez çalışmam sürecinde TÜBİTAK Bilim İnsanı Destekleme Daire Başkanlığının (BİDEB) yurtiçi lisansüstü burs programı kapsamında eğitimime sağladıkları maddi katkı ve motivasyondan dolayı TÜBİTAK’a teşekkür ederim.
Bu tez çalışması, Türkiye Bilimsel ve Teknolojik Araştırma Kurumu TÜBİTAK’ın 1001 programı kapsamında 110M044 numaralı projesi ile desteklenmiştir. Ayrıca bu çalışma, Selçuk Üniversitesi Bilimsel Araştırmalar Projeleri (BAP) kapsamında 13401071 nolu proje ile desteklemiştir.
Nagihan BİLİR SAĞ KONYA-2015
viii İÇİNDEKİLER ÖZET ... iv ABSTRACT ... v ÖNSÖZ ... vi İÇİNDEKİLER ... viii SİMGELER VE KISALTMALAR ... xi 1. GİRİŞ ... 1
1.1 Ejektör Genleştiricili Soğutma Çevrimi ... 2
2. KAYNAK ARAŞTIRMASI ... 7
2.1 Kritik Nokta Üstü (Transkritik) CO2’li Çevrimlerde Ejektör Kullanımı ... 7
2.2 Kritik Nokta Altı (Subkritik) Çevrimlerde Ejektör Kullanımı ... 7
2.3 Ejektörün Tasarımı, Analizi ve Separatör Verimi ... 8
2.4 Ejektör Geometrisinin Sistem Performansı Üzerine Etkisi ... 9
2.5 Çift Fazlı Ejektörün Genleştici Olarak Kullanıldığı Farklı Uygulamalar ... 10
2.6 R134a Akışkanı Kullanan Ejektörlü Deneysel Çalışmalar ... 10
2.7 Tez Çalışmasının Literatüre Katkısı... 11
3. MATERYAL VE YÖNTEM ... 13
3.1. Matematiksel Model ... 13
3.1.1. Tahrik lülesi (primer lüle) ... 13
3.1.2. Emme lülesi (sekonder lüle) ... 14
3.1.3. Sabit alan karışım odası ... 15
3.1.4. Difüzör ... 16
3.1.5. Tahrik lülesi ses hızı kontrolü ve ejektörün boyutlandırılması ... 17
3.1.6. Ejektörlü çevrim için hesaplama prosedürü ... 19
3.2. Deneysel Olarak Evaporatör Soğutma Kapasitesinin ve Kompresör Genel Veriminin Belirlenmesi ... 26
3.3. Ejektör Veriminin Hesaplanması... 27
ix
3.5. Belirsizlik Analizi ... 31
3.6. Ejektör Genleştiricili/Klasik Soğutma Deney Seti ... 33
3.7. Deney Setinin İşletmeye Alınması ve Ölçümlerin Bilgisayar Ortamına Aktarılması ... 37
3.8. Çevrim Performanslarını Karşılaştırma Yöntemi ... 40
4. ARAŞTIRMA SONUÇLARI VE TARTIŞMA ... 42
4.1. EES (Engineering Eqution Solver) ile Ejektör Geometrilerinin Tasarlanması, Ejektör ve Elemanlarının İmalatı ve Koordinat Ölçme Cihazı (CMM) ile Kontrolü ... 42
4.2. İlk Deneysel Sonuçlara Göre Tahrik Lülesi ve Difüzörün Yeniden Tasarımı ... 44
4.3. Ejektörlü Sistemde Farklı Separatör Uygulamaları ... 48
4.4. Deneysel Olarak Ejektörlü ve Klasik Buhar Sıkıştırmalı Soğutma Sisteminin Enerjetik ve Ekserjetik Karşılaştırılması (Tasarım Şartı: Kondenser Sıcaklığı 40 ºC ve Evaporatör Sıcaklığı 5 ºC) ... 52
4.5. Deneysel Olarak Ejektörlü ve Klasik Buhar Sıkıştırmalı Soğutma Sisteminin Enerjetik ve Ekserjetik Karşılaştırılması (Tasarım Şartı: Kondenser Sıcaklığı 60 ºC ve Evaporatör Sıcaklığı 10 ºC) ... 70
4.6. Tahrik Lülesi Boğaz Çapının ve Konumunun Sistem Performansı Üzerine Etkisinin Deneysel Olarak Araştırılması ... 85
4.6.1. Tahrik lülesi boğaz çapının sistem performansı üzerine etkisinin araştırılması .... 86
4.6.2. Kondenser su giriş sıcaklığının değişimi ile tahrik lülesi boğaz çapının sistem performansı üzerine etkisinin araştırılması ... 89
4.6.3. Optimum boğaz çapına (2,3 mm) sahip tahrik lülesi kullanan ejektörlü soğutma sistemi ile klasik buhar sıkıştırmalı soğutma sistemin performanslarının karşılaştırılması ... 93
4.6.4. Tahrik lülesi optimum konum araştırması ... 97
4.6.5. Ejektör eleman verimlerinin deneysel olarak belirlenmesi ... 98
5. SONUÇLAR VE ÖNERİLER ... 100
5.1. Sonuçlar ... 100
5.2. Öneriler ... 103
KAYNAKLAR ... 105
EKLER ... 109
EK-1 Ejektörün Koordinat Ölçme Cihazında (CMM) Boyut ve Eşmerkezlilik Kontrolü... 109
x
EK-3 Ejektörlü Sistem için EES Çözümleri Ekran Görünümü ... 117 EK-4 Ejektörlü Sistemin Deneysel Sonuçları ... 119 EK-5 Klasik Sistem Deneysel Sonuçları ((Tsu,kong=30 ºC ve 𝑸ev=4.28 kW) ( 1-8. Sütunlar ) .... 125 ÖZGEÇMİŞ ... 131
xi
SİMGELER VE KISALTMALAR
Simgeler
Ar : Ejektör alan oranı (-)
A : Kesit alanı (m2)
a : Alan (m2)
Cp : Sabit basınçta özgül ısı (kJ/kg.K)
d : Çap (mm)
Eẋ : Ekserji akımı (kW)
h : Özgül entalpi (kJ/kg)
L : Uzunluk (mm)
M : Mach sayısı (-)
ṁ : Kütlesel debi (kg/s)
P : Basınç (kPa)
Q̇ : Soğutma veya ısıtma kapasitesi (kW)
ρ : Yoğunluk (kg/m3) s : Özgül entropi (kJ/kg.K) T : Sıcaklık (°C) u : Hız (m/s) v : Özgül hacim (m3/kg) V̇ : Hacimsel debi (m3/h) Ẇ : Güç (kW) w : Debi oranı (-) ω : Hata oranı (-) x : Kuruluk derecesi (-) a : Ses hızı (-) η : Verim (-) Ψ : Ekserji verimi (-)
Kısaltmalar ve Alt İndisler
AK : Aşırı kızdırma AS : Aşırı soğutma
xii COP : Soğutma performans katsayısı ç : Çıkış
dif : Difüzör
e : Tahrik (primer) lülesi çıkış kesiti, boşluk oranı es : Eski
EES : Engineering Equation Solver
EGSS : Ejektör genleştiricili soğutma sistemi em : Elektrik motoru
ej : Ejektör ev : Evaporatör evg : Evaporatör giriş g : Doymuş buhar, giriş gk : Geri kazanım gv : Genleşme valfi is : İzentropik kon : Kondenser kong : Kondenser giriş komp : Kompresör
m : Karışmış akışın karışma odası çıkışı maks : Maksimum
mek : Mekanik kar : Karışım ort : Ortalama
p : Tahrik lülesi (primer lüle)
Pb : Emme lülesindeki emme odası basıncı
s : Emme lülesi (sekonder lüle) sal : Salamura
sep : Separatör sis : Sistem
t : Tahrik (primer) lülesi boğazı tç : Tahrik (primer) lülesi çıkışı ter : Tersinmezlik
top : Toplam ye : Yeni
xiii
1b : Karışma odası girişindeki primer akışın durumu 2b : Karışma odası girişindeki sekonder akışın durumu 3m : Karışma odası çıkışındaki karışmış akışın durumu
1. GİRİŞ
Dünyada nüfus yoğunluğunun ve ekonomik düzeyin gitgide artması, sanayi ve teknolojinin gelişmesi gibi etkenler enerji tüketimini her geçen gün artırmaktadır. Türkiye için bu enerji tüketimindeki artış 2005-2014 yıllarını kapsayan son 10 yıl dikkate alındığında her yıl % 5,5 oranında olmaktadır. Bu yüzden, enerjinin verimli bir şekilde kullanılması insanlığın geleceği açısından oldukça önemlidir.
Enerji verimliliğini artırmak için yapılan birçok araştırma vardır. Bu araştırmalardan biri de klasik buhar sıkıştırmalı soğutma sisteminin verimini artırma yönündedir. Çünkü buzdolapları, araç ve ev tipi klimalar gibi birçok soğutucuda klasik buhar sıkıştırmalı soğutma sistemi kullanılır ve dolayısıyla bu soğutucularda performansı artıracak herhangi bir iyileşme çok geniş bir sahayı ilgilendirir.
Son zamanlarda klasik buhar sıkıştırmalı soğutma sistemlerinin verimini artırmak için yapılan çalışmalar, kısılma esnasındaki genleşme işi kaybını azaltma yönündedir. Bu amaçla genleşme valfi yerine basit, hareketli parçası olmayan ve düşük maliyetli bir ejektörün sistem performansını artırıp artırmayacağı son zamanlarda araştırılan bir konudur. Çünkü basınç düşürme işlemi izenltalpik çalışan genleşme valfi yerine izentropik çalışan bir ejektör ile yapılması, basınç düşürme işleminde üretilebilecek enerjinin kullanılmasına imkan sağlamaktadır.
Ejektörün soğutma çevriminde genleşme valfi yerine kullanılması fikri ilk olarak Gay tarafından 1931 yılında ortaya atıldı (Pottker, 2012). Bu çevrimin termodinamik analizi ise ilk olarak Kornhauser (1990) tarafından R12 soğutucu akışkanı için yapıldı. Bu konu ile ilgili son zamanlarda yapılan çalışmalar da ise doğal soğutucu akışkan olan CO2’nin ejektörlü sistemlerde kullanılması yönündedir. Bu akışkanın tercih edilmesinin
bir sebebi doğal olmasıdır. Bir diğer sebebi ise kompresör giriş çıkış basınç farkı klima cihazları için yaklaşık 8000 kPa civarında olduğundan kısılma kayıpları çok daha fazladır ve bu nedenle bu sistemlerde genleştirici olarak ejektör kullanmanın avantajı daha belirgin olarak gözlenebilmektedir. Bu konuda kayda değer sonucu bir Japon firması olan Denso, ticari olarak CO2 akışkanlı soğutucularda elde ettiğini belirtmesine rağmen ticari
kaygılardan olsa gerek çalışma sonuçlarını bilimsel tartışmaya henüz açmadı. Halen, CO2
akışkanlı soğutucularda ejektör kullanımı üzerine hem teorik hem de deneysel araştırmalar artarak devam etmektedir.
Bu tez çalışmasında ise R134a soğutucu akışkanı kullanılmıştır. Bu soğutucu akışkanın tercih edilmesinin nedeni, R134a’nın taşıt klimalarında, ev ve ticari tip soğutucularda halen yaygın olarak kullanılmasındandır. Ayrıca, R134a soğutucu akışkanlı deney seti sistem elemanlarının (CO2 akışkana göre) piyasada daha rahat
bulunabilmesi ve 200 kPa-2000 kPa gibi nispeten düşük basınçlı çalışma ortamı nedeniyle daha kolay kontrol edilebilmesindendir.
R134a kullanan soğutucularda ejektör kullanımı üzerine ise açık literatürde deneysel çalışma oldukça azdır. Wongwises yönetimindeki araştırma ekibinin bu konuda dört adet makalesi vardır. Bu ekibin çalışmalarında evaporatör yaş tiptir ve ejektör düşük basınç tarafındaki soğutucu akışkanı kısmen resirküle etmektedir. Bu çalışmalarda ejektörlü sistemin daha yüksek soğutma performansı sağladığı ifade edilmektedir. Fakat performanstaki iyileşme oranı için bir değer verilmemiştir. Reddick (2012) tarafından da Wongwises ekibinin belirgin bir iyileşme elde edemediği ifade edilmektedir. Bu tez çalışmasında araştırılan R134a soğutucu akışkanlı kuru tip evaporatör kullanan (tek evaporatörlü) ejektör genleştiricili çevrim ile klasik çevrimin deneysel olarak karşılaştırılması konusu üzerine birkaç uluslararası bildiri vardır fakat SCI kapsamındaki bilimsel dergilerde yayınlanan bir makaleye henüz rastlanmamıştır.
Bu tez çalışmasında öncelikle, R134a akışkanlı klasik soğutucularda ejektörün genleştirici olarak kullanılmasının klasik sisteme göre soğutma performans katsayısını artırıp artırmayacağının deneysel olarak ortaya konması hedeflenmiştir. Her iki sistemin ekserjetik karşılaştırılması yapılarak ejektörün sistemdeki tersinmezliği azaltıp azaltmayacağının deneysel araştrılması amaçlanmıştır. Ayrıca, ejektörün tahrik lülesinin optimum konumunun ve boğaz çapının olup olmadığının araştırılması, deneysel olarak ejektör ve ejektör eleman verimlerinin belirlenmesi de amaçlanmıştır.
1.1 Ejektör Genleştiricili Soğutma Çevrimi
Soğutma sistemlerinde en yaygın olarak kullanılan soğutma çevrimi kompresörlü klasik buhar sıkıştırmalı soğutma çevrimidir. Genleştirici olarak ejektör kullanan çevrimin tesisat şeması tesisat Şekil 1.1. (a)’da, klasik soğutma sisteminin tesisat şeması Şekil 1.1. (b)’de verildi. Bu iki çevrim arasındaki farklar: ana (büyük) kısılma için genleşme valfi yerine ejektör kullanılması, ejektörün difüzör çıkışında sıvı-buhar ayırıcı olarak separatör kullanılması, separatör ile evaporatör arasında basınç düşüşünü
sağlayacak (∆P≤70 kPa) küçük bir kısılma için bir genleşme valfi kullanılmasıdır. Çevrimlerin diğer elemanları ise her iki soğutma sistemi için de aynıdır. Çevrimde dolaşan soğutucu akışkanın miktarına göre karşılaştırma yapıldığında ise klasik sistemin tüm elemanlarında aynı miktarda soğutucu akışkan geçerken ejektörlü sistemde ise iki faklı debide soğutucu akışkanın dolaştığı (evaporatörden geçen soğutucu akışkan debisi ile kompresörden geçen soğutucu akışkan debisi farklıdır) Şekil 1.1’de görülmektedir. Ejektörlü ve klasik soğutma sisteminin karşılaştırmalı P-h diyagramı Şekil 1.2.’de ejektörlü istemde kullanılan ejektörün şematik resmi ise Şekil 1.3.’de verildi.
Şekil 1.1. Ejektörlü ve klasik soğutma çevriminin tesisat şeması
1 2 3 4 6 7 Genleşme valfi Ejektör 2b 1b 3m Primer akış Sekonder akış 5 Kondenser 𝑄̇𝑘𝑜𝑛 Kompresör Pkomp Evaporatör 𝑄̇𝑒𝑣 8 9 10 11 1’ 2’ 7’ Genleşme valfi Kondenser Kompresör Pkomp Evaporatör 𝑄̇𝑒𝑣 10’ 11’ 8’ 𝑄̇𝑘𝑜𝑛 9’ 5’ 2 1 (a) (b)
Şekil 1.2. İdeal ejektörlü ve klasik soğutma çevrimlerinin karşılaştırmalı P-h diyagramı
Şekil 1.3. Sabit alan karışma odalı ejektörün şematik gösterimi
Ejektörlü soğutma sistemin çalışması şöyle gerçekleşir: Yüksek basınç ve sıcaklıkta kondenseden 1 durumunda gelen sıvı haldeki primer akışkan tahrik lülesine girer. Burada basınç ve sıcaklığı düşerken hızı artar ve 1b durumunda tahrik lülesini terk
eder. 1b durumundaki yüksek hızlı primer akışkan ejektörde ilerlerken emme lülesinde
vakum oluşturur. Bu emme sayesinde, evaporatörü 2 durumunda doymuş buhar olarak terk eden sekonder akışkanının basıncını ve sıcaklığını hafifçe düşürerek 2b durumunda
Kondenserden gelen akış (Primer akış)
Evaporatörden gelen akış (Sekonder akış) Separatöre (Karışmış akış) Tahrik lülesi (Primer lüle) 3
Sabit alan karışım odası Difüzör
1 2 1b 2b 3m 2b Emme lülesi (Sekonder lüle) Emme odası 5 1, 1’ 1b 2, 2’ 2b 3m 3 4 6 7 P h 5’ 7’ EGSS BSSS
ejektörün içine çeker. Primer ve sekonder akışkanlar sabit alan karışma odasında karışarak 3m durumunda karışma basıncına yükselir. Karışım ejektörün difüzör kısmına
girer ve burada akışkanın hızı, hemen hemen durgun hale gelinceye kadar düşerken basıncı artar ve ejektörü 3 durumunda terk eder. Ejektörü terk eden karışım, ayırma kabına (separatör) girer, burada doymuş sıvı ve doymuş buhar olarak ikiye ayrılır. Ayırma kabından çıkan 6 durumundaki doymuş sıvının basınç ve sıcaklığı, evaporatör basınç ve sıcaklığına küçük bir genleşme valfi kullanılarak düşürülür ve 7 durumunda evaporatöre gönderilir. Burada akışkan soğutulmak istenen ortamdan ısı çekerek buharlaşır ve 2 durumunda doymuş buhar olarak tekrar ejektöre döner. Ayırma kabından ayrılan akışkanın doymuş buhar haldeki diğer kısmı ise kompresöre 4 durumunda girer. Kompresörde akışkanın basınç ve sıcaklığı yükselir ve kızgın buhar olarak 5 durumunda kondensere gider. Burada soğutma suyuna ısı vererek 1 durumuna yoğuşur ve tekrar ejektöre gider. Ejektörü genleştirici olarak kullanan soğutma çevrimin çalışması bu şekilde devam eder.
Şekil 1.4. Ejektörle performans artırımı (Denso, 2013)
Ejektörlü ve klasik sistemin çalışma prensipleri göz önüne alındığında, klasik sistemde genleşme sırasında meydana gelen iş kaybını önlemek amacıyla ejektör kullanmanın faydalı iki etkisi ortaya çıkmaktadır. Bunlardan biri; basınç düşürme işleminde meydana genleşme işi geri kazanımı ile kompresör girişindeki basıncın klasik
Kondenser Kompresör Ejektör Evaporatör Separatör 1 5 3 7 4 2 6 Klasik soğutma sistemindeki genleşme valfinde kaybolan enerji
geri kazanılır
Evaporatöre sıvı oranı yüksek sıvı soğutucu
akışkan gönderilir
Kompresör girişinde daha yüksek basınç sağlanır
sisteme göre daha yüksek olmasını sağlamak ve böylece kompresör işini nispeten azaltmaktır. Bir diğeri ise ejektörlü sistemin evaporatörüne klasik sisteme göre sıvı oranı daha yüksek soğutucu akışkan göndererek evaporatördeki basınç düşüşünün çok daha küçük olmasını ve evaporatördeki yaş yüzeyin artarak daha etkin bir ısı transferinin gerçekleşmesini sağlamaktır. Bu ejektör kullanmanın bu iki faydalı etkisi Şekil 1.4.'te görülmektedir.
2. KAYNAK ARAŞTIRMASI
Bu bölümde ejektörün genleştirici olarak kullanılmasına yönelik çalışmalar, çevrimin tipi (kritik nokta üstü ve kritik nokta altı çevrimleri), ejektörün tasarımı, analizi ve separatör verimi, ejektör geometrisinin sistem performansı üzerine etkisi, ejektörün çevrimde farklı şekilde kullanımı ve R134a akışkanı kullanan ejektörlü deneysel çalışmalar yönünden ele alındı.
2.1 Kritik Nokta Üstü (Transkritik) CO2’li Çevrimlerde Ejektör Kullanımı
Literatürde ejektörün genleşme valfi yerine kullanıldığı CO2’li kritik nokta üstü
(transkritik) çevrim çalışmalarından biri Li’nin (2006)’da yaptığı tez çalışmasıdır. Bu çalışmada ejektör emme lülesi verimi tahmin edilenden daha düşük bulunmasına rağmen transkritik CO2’li çevrimler için elde edilen teorik sonuçların deneysel sonuçlarla ±% 10
hata aralığında uyuştuğu belirlendi. Elbel (2007) ise tez çalışmasında, ısı atılan ortam sıcaklığı 35 ºC ve soğutulan ortam sıcaklığı 15 ºC olduğunda transkritik CO2’li
çevrimlerde genleştirici olarak ejektör kullanmanın COP’u klasik sisteme göre teorik olarak % 60’dan fazla artırabileceğini ve genleşme valfinde kaybolan işin % 17’sinin geri kazanıldığını deneysel olarak tespit etti. Klasik transkritik CO2’li soğutma çevrimine
ejektör takıldığında performans katsayısının % 22 artacağı ve COP’de ki bu iyileşmenin çalışma sıcaklıklarıyla, ejektör debi oranıyla, lüle ve difüzör verimiyle değişeceği teorik olarak Deng ve ark., (2007) tarafından belirlendi. Yari ve Sirousazar (2008) yaptığı teorik çalışmada ise ejektörlü transkritik CO2’li soğutma sisteminde iç ısı değiştiricisi ve ara
soğutucu kullanıldığında COP’un klasik transkritik CO2 çevrimli ejektörlü soğutma
sisteminkine göre % 26 daha yüksek olacağı sonucuna vardı. Ersoy ve Bilir (2012) aynı çalışma şartlarında klasik CO2’li çevrimin tersinmezlik miktarının ejektörlü
çevriminkinden % 39,1 daha yüksek olduğunu belirledi.
2.2 Kritik Nokta Altı (Subkritik) Çevrimlerde Ejektör Kullanımı
Kritik nokta altı (subkritik) çevriminde genleşme valfi yerine ejektörün kullanıldığı ilk çalışma Gay tarafından 1931 yılında yapıldı (Pottker, 2012). Kornhauser (1990) R-12 soğutucu akışkanlı klasik soğutma sisteminde ejektör kullanmanın teorik olarak soğutma performansını % 21 iyileştireceğini belirledi (Menegay ve Kornhauser,
1996). Fakat soğutma performans katsayısında deneysel olarak % 2,3 ila % 3,1 arasında iyileşme elde edilebildi (Menegay ve Kornhauser, 1996). Performanstaki iyileşmenin düşük kalması, tek fazlı akış bilgisine dayalı ejektör tasarımına ve çift fazlı ejektör akış bilgisinin noksanlığına bağlandı. Bu yüzden ejektörün tasarımı ve analizi ile ilgili çalışmalar yapıldı.
Bilir ve Ersoy (2009a), araştırılan çalışma sahasında soğutucu akışkan olarak R134a kullanan ejektörlü soğutma sisteminin soğutma performansında klasik sisteme göre % 22,3’e ulaşan bir performans artışı sağlanabileceğini teorik olarak belirledi. Ayrıca, bu çalışmada sistemin tasarım dışı (off-design) çalışması durumunda bile ejektör kullanan çevrimin performans katsayısının klasik çevrime göre daha yüksek olduğu hesaplandı. Ersoy ve Bilir (2010) tarafından ejektör sistemin ekserji verimi, tersinmezlik analizi ve ejektör elemanlarının sistem performansı üzerine etkisi teorik olarak araştırıldı ve ejektör eleman verimleri arttıkça, sistem performansının yükseldiği, ejektör alan oranının ise düştüğü sonucuna varıldı.
Pottker ve ark. (2010) aynı soğutma kapasitesi ve aynı dış şartlar için (evaporatöre havanın giriş sıcaklığı 17 oC ve kondensere havanın giriş sıcaklığı 38 oC) R410A
soğutucu akışkan kullanan ejektör genleştiricili sistemin soğutma performans katsayısı klasik sisteme göre % 8,2 daha iyi olduğunu deneysel olarak belirledi. R410A akışkanının kondenser ve evaporatör arasındaki basınç farkının CO2 ye göre düşük R134a ya göre ise
yüksek olduğu burada belirtilmelidir. Çünkü bu basınç farkı arttıkça ejektörün faydası daha da belirgin hale gelmektedir (Bilir ve ark., 2011). Ayrıca, kondenser sıcaklığı arttıkça COP’daki iyileşmenin de arttığını belirledi. Hu ve ark. (2014) ise araştırdığı çalışma şartlarında R410A kullanan ejektörlü ve klasik sistemi deneysel olarak karşılaştırdığında enerji etkenlik oranında iyileşmeyi % 9,1 olarak buldu. Zhang ve ark. (2015) verilen çalışma şartları için R32 akışkanı kullanan klasik çevrimlerde genleşme valfi yerine ejektör kullanmanın toplam ekserji yıkımını % 8,84 – % 15,84 oranında azalttığını, COP’unu ve ekserji verimini ise % 5,13 –% 13.83 oranında artırdığını buldu.
2.3 Ejektörün Tasarımı, Analizi ve Separatör Verimi
Literatürde sistem performansını artırmak için ejektörün tasarımı ve analizi ile ilgili çalışmalar da vardır. Bu çalışmalardan birisi ejektör akış modelinin sistem performansı üzerine etkisinin araştırılmasıdır. Sistemin kalbi olan ejektör için başlıca iki adet ejektör akış modeli vardır. Bu modeller; sabit basınç ejektör akış modeli ve sabit alan
ejektör akış modelidir. Isıl tahrikli sistemler için, aynı çalışma sıcaklıklarında sabit alan ejektör akış modeline dayanan ejektörlü soğutma sisteminin daha yüksek COP değeri verdiği belirlendi (Yapıcı ve Ersoy, 2005). Sabit alan ejektör akış modeline dayanan ısıl tahrikli ejektörlü soğutma çevriminin deneysel sonuçlarının, teorik sonuçlarla uyuştuğu da gözlendi (Yapıcı ve ark., 2008).
Bir diğer çalışma ise ejektörün teorik analizinde, evaporatörden gelen akışkanın basıncının emme odası basıncına düşüp düşmemesi ile ilgilidir. Sekonder akışkanın emme odası basıncına düşmesini dikkate almayan (Deng ve ark., 2007; Yari ve Sirousazar, 2007) ve sabit bir değer kabul ederek (CO2 kullanan bir transkritik çevrim
için, 30 kPa=sbt) dikkate alan (Li ve Groll, 2005; Sarkar, 2008; Elbel ve Hrnjak, 2008) modeller vardır. Ancak, evaporatörden soğutucu akışkanın ejektöre emilebilmesi için emme odasındaki basıncın daha düşük olduğu ve her çalışma şartı için maksimum COP değerini veren emme odası basıncının optimum değerinin olduğu, Bilir ve Ersoy (2009a) tarafından ifade edildi ve bu optimum emme odası basıncını sağlayacak optimum ejektör alan oranı belirlendi. Buna göre optimum emme odası basınç düşüşünün evaporatör ve kondenser sıcaklığına bağlı olarak 15,7 kPa ile 39 kPa arasında değiştiği saptandı.
Ejektörlü sistemdeki separatörün ayırma veriminin sistem performansını etkilediği Reddick ve ark. (2012) tarafından belirlendi. Separatörden kompresöre giden akışkanın tamamen buhar fazında olmasını sağlamak için kompresör girişinden önce üç adet elektrikli ısıtıcı kullanıldı. Evaporatörün soğutma kapasitesine elektrikli ısıtıcıların toplam gücünü de ilave edildiğinde, ejektörlü sistemin soğutma performans katsayısı klasik sisteme göre % 11 daha yüksek olduğu belirlendi. Fakat bu ısıtıcıların gücü COP hesabına katılmadığında R134a akışkanlı ejektör genleştiricili sistemin performansı klasik sistemden daha düşük çıkmaktadır. Separatör ayırma verimsizliği % 15'in altına düştüğünde ejektör kullanmanın faydasız olacağı bulundu (Lawrence ve Elbel, 2012).
2.4 Ejektör Geometrisinin Sistem Performansı Üzerine Etkisi
Literatürde tahrik lülesi boğaz ve çıkış çapı, karışma odası çapı, difüzör açısı, karışma odası uzunluğu gibi ejektör geometrilerinin ve ölçülerinin sistem performansı üzerine etkisinin de araştırıldığı çalışmalar vardır. Bu çalışmalardan biri, Elbel (2007) yaptığı tez çalışmasında CO2 soğutucu akışkan kullanan ejektörlü sistemde difüzör
açısının ve karışma odası uzunluğunun küçük olması sistem performansını artırdığını buldu. Yine CO2 soğutucu akışkanlı sistemde sistem performansını maksimum yapan
optimum tahrik lülesi boğaz çapının ve tahrik lülesinin karışma odasına göre optimum konumunun olduğu Lee ve ark. (2011) ve Liu ve ark. (2012) tarafından da elde edildi. R410A soğutucu akışkanını kullanan ejektörlü sistemler için de benzer sonuç elde edildi (Hu ve ark., 2014). Chaiwongsa ve Wongwises (2007) tarafından R134a soğutucu akışkanlı ejektörlü sistemlerde tahrik lülesi boğaz çapı 0,8, 0,9 ve 1,0 mm olan üç farklı lüle denendi ve 0,8 mm boğaz çapına sahip lüle maksimum COP elde edildi. Chaiwongsa ve Wongwises (2008) yaptığı bir diğer çalışmada ise tahrik lülesi boğaz çapının COP üzerine etkisini araştırdı. Fakat araştırılan çalışma sahasında tahrik lülesi çıkış çapının sistem performansı üzerine belirgin bir etkisi bulunamadı.
2.5 Çift Fazlı Ejektörün Genleştici Olarak Kullanıldığı Farklı Uygulamalar
Soğutma çevrimlerinde ejektörün kullanılması ile ilgili farklı uygulamalarda vardır. Örneğin, standart soğutma çevrimi yerine çift evaporatörlü-ejektörlü çevrim kullanan soğutma çevrim önerileri de vardır (Guo ve ark., 1992; Tomasek ve Radermacher, 1995; Bilir ve Ersoy, 2009b). Bu son söz edilen çevrimlerde de ejektörün kullanım amacı aynı, ejektörün sisteme adapte edildiği yer ise farklıdır. R134a akışkanı kullanan aynı şartlardaki ejektör genleştiricili çift evaporatörlü sistem klasik çift evaporatörlü sistem ile deneysel olarak karşılaştırıldığında klasik sisteme göre COP’unun % 10 daha yüksek olduğu belirlendi (Lawrence ve Elbel, 2012). Lawrence ve Elbel (2013) separatörsüz ve çift evaporatörlü ejektörlü çevrimlerle ve çift evaporatörlü klasik çevrimi deneysel olarak karşılaştırdı. Çift evaporatörlü ejektörlü ve separatörsüz çevrimin ikinci kanun verimini, çift evaporatörlü klasik çevriminkinden % 8,5 daha yüksek olduğunu belirledi. Sumeru ve ark. (2014) split klimalarda klasik ejektörlü sistem (separatörden çift çıkış) yerine modifiye edilmiş ejektörlü sistemi (separatörden tek çıkış) kullanmanın COP değerini incelenen çalışma şartlarında % 4,17 ile % 11,78 arasında artıracağını deneysel olarak belirledi.
2.6 R134a Akışkanı Kullanan Ejektörlü Deneysel Çalışmalar
R134a akışkanlı tek evaporatörlü klasik buhar sıkıştırmalı sistemlerde genleştirici yerine ejektör kullanılması üzerine çok az sayıda deneysel çalışma vardır. Harrel ve Kornhauser'in 1995 yılında yayınladıkları bildiride R134a soğutucu akışkanlı sistemde ejektör kullanmanın ve % 3,9 ila % 7,6 arasında performansı deneysel olarak artırdığı
ifade edilmektedir (Pottker, 2012). Bu iyileşmenin düşük kalmasının sebebi tek fazlı akış bilgisine dayalı ejektör tasarımına ve çift fazlı ejektör akış bilgisinin noksanlığına bağlandı. Wongwises önderliğinde ejektörlü sistem üzerine deneysel çalışmalar yapıldı (Disawas ve Wongwises, 2004; Wongwises ve Disawas, 2005; Chaiwongsa ve Wongwises, 2007; Chaiwongsa ve Wongwises, 2008). Bu çalışmalarda evaporatör yaş tiptir ve ejektör düşük basınç tarafındaki soğutucu akışkanı kısmen resirküle etmektedir. Ancak bu çalışmalarda ejektör kullanıldığında soğutma performans katsayısında ne miktarda bir iyileşme sağlandığı açıkça belirtilmemiştir. Reddick (2012) tarafından da Wongwises yönetimindeki araştırma ekibinin belirgin bir iyileşme elde edemediği tespiti yapılmıştır.
2.7 Tez Çalışmasının Literatüre Katkısı
Tek evaporatörlü klasik buhar sıkıştırmalı soğutma sistemlerinde genleşme valfi yerine ejektörün kullanıldığı, SCI kapsamındaki dergilerde yayınlanan, çalışmaların özet listesi Çizelge 2.1.’de verildi. Buna göre, bu tez çalışması ile aşağıda sıralanan ve bu konudaki literatürü genişletecek katkıların sağlanması amaçlanmıştır:
1. R134a soğutucu akışkanlı tek evaporatörlü soğutucularda ejektör kullanımı üzerine deneysel çalışma oldukça azdır. R134a soğutucu akışkanın kullanıldığı ejektör genleştiricili çevrim ile klasik çevrimin deneysel olarak karşılaştırıldığı, bildiri hariç, SCI kapsamındaki bilimsel dergilerde yayınlanan bir makaleye henüz rastlanmamıştır. Dolayısıyla, R134a akışkanlı klasik soğutucularda ejektörün genleştirici olarak kullanılmasının soğutma performans katsayısını artırıp artırmayacağının deneysel olarak ortaya konulması, literatüre önemli bir katkı sağlayacaktır.
2. Literatür araştırması sırasında, R134a kullanan ejektörlü ve separatörlü soğutma sistem ile klasik sistemin deneysel olarak ekserjetik karşılaştırıldığı (ekserji verimi, ekserji akımı ve tersinmezlik miktarları açısından) bir çalışmaya rastlanmamıştır. Bu nedenle, bu iki soğutma sisteminin deneysel olarak ekserjetik karşılaştırılmasının ilk defa yapılacak olması literatüre yine önemli bir katkı sağlayacaktır.
3. Literatürde R134a akışkanı kullanan kuru tip evaporatörlü ve ejektörlü sistemde ejektörün tahrik lülesi boğaz çapının ve sabit alan karışma odasına göre konumunun sistem performansı üzerine etkisinin araştırıldığı sadece bir bildiriye rastlanmıştır. Dolayısıyla, bu tez çalışması ile tahrik lülesi boğaz çapının ve sabit alan
karışma odasına göre konumunun sistem performansını etkileyip etkilemeyeceğinin araştırılacak olması da bir literatüre katkı sağlayacaktır.
4. R134a akışkanlı çevrimde hem ejektörün hem de ejektör eleman verimlerinin deneysel olarak belirlenmesi yine literatürün genişlemesine bir katkı sağlayacaktır.
Çizelge 2.1 Tek evaporatörlü klasik sistemlerde genleşme valfi yerine ejektörün kullanıldığı çalışmaların
özet listesi
Yazarlar Yıl Soğutucu
akışkan Çalışma türü COP’da ki iyileşme oranı Klasik sisteme göre
Menegay ve
Kornhauser 1996 R12 Deneysel % 2,3 - % 3,1
Disawas ve Wongwises 2004
R134a (Yaş tip evaportörlü) Deneysel Belirtilmemiş Wongwises ve Disawas 2005
Li 2006 CO2 Teorik/Deneysel % 11
Elbel 2007 CO2 Teorik/Deneysel % 7
Deng ve ark. 2007 CO2 Teorik % 22
Bilir ve Ersoy 2009a R134a Teorik % 22.3
Ersoy ve Bilir 2010 R134a Teorik ~% 3 - ~% 35
Pottker ve ark. 2010 R410A Deneysel % 8,2 - % 14,8
Lee ve ark. 2011 CO2 Deneysel % 15
Ersoy ve Bilir 2012 CO2 Teorik % 66,5
Liu ve ark. 2012 CO2 Deneysel % 36
Hu ve ark. 2014 R410A Deneysel % 8,2 - % 14,8
3. MATERYAL VE YÖNTEM
3.1. Matematiksel Model
Ejektör genleştiricili çevriminin termodinamik analizinin matematiksel modelinde aşağıdaki kabuller temel alındı. Bu kabuller doğrultusunda, enerjinin, kütlenin ve momentumun korunumu denklemleri kurularak ejektörün ve ejektör genleşmeli soğutma çevriminin analizi yapıldı.
Kabuller:
1) Tahrik lülesi çıkış kesiti sabit alan karışma odası giriş kesiti ile çakışıktır. Yani ejektör sabit alan akış modeline uygundur.
2) Kondenserden atılan ısıdan hariç sistemden çevreye atılan herhangi bir ısı kaybı yoktur.
3) Genleşme valfi izentalpik çalışmaktadır.
4) Evaporatörde, kondenserde ve bağlantı borularında herhangi bir basınç düşüşü yoktur.
5) Ejektör içerisindeki akış termodinamik dengededir ve bir boyutlu üniformdur. 6) Çift fazlı karışım homojendir.
7) Separatörün ayırma verimi % 100’dür, yani separatör karışımın buhar kısmını doymuş buhar, sıvı kısmı ise doymuş sıvı olarak ayırır.
8) Tahrik lülesinden geçen primer akışkan ile emme odasından emilen sekonder akışkanların basıncı ejektörün sabit alan karışım odası girişinde birbirine eşittir (Pb=P1b=P2b) ve evaporatör basıncından daha düşük basınç değerindedir.
9) Tahrik lülesi, emme lülesi ve difüzör verimi sabit bir değerdedir.
3.1.1. Tahrik lülesi (primer lüle)
Kondenser gelen primer akış, detayları Şekil 1.3’de verilen tahrik lülesinde genişler; basıncı P1 basıncından Pb basıncına düşer ve hızı artar. Lülenin çıkışında
izentropik genişleme sonundaki primer akışın özgül entropi ve özgül entalpi değerleri aşağıdaki denklemler ile elde edilir.
𝑠1𝑏,𝑖𝑠 = 𝑠1, (3.1)
ℎ1𝑏,𝑖𝑠 = 𝑓(𝑠1𝑏,𝑖𝑠, 𝑃𝑏) . (3.2)
Primer akışkanın tahrik lülesi çıkışındaki (sabit alan karışım odası girişindeki) entalpisi izentropik verim denkleminden bulunur.
ℎ1𝑏 = (1 − 𝜂𝑝)ℎ1 + 𝜂𝑝ℎ1𝑏,𝑖𝑠 (3.3)
Sabit alan karışım odası girişindeki primer akışkanın hızı primer akışa enerjinin korunumu denklemi uygulanarak ve özgül hacmi ise özelik ilişkisiyle elde edilir.
𝑢1𝑏 = [2(ℎ1− ℎ1𝑏)]0.5 (3.4)
𝑣1𝑏 = 𝑓(ℎ1𝑏, 𝑃𝑏) (3.5)
Primer akışın sabit alan karışım odası girişinde kapladığı alan (tahrik lülesi çıkış kesit alanı), kütlenin korunumu kanunundan birim toplam ejektör akış debisi için elde edildi.
𝑎1𝑏 = 𝑣1𝑏
𝑢1𝑏
1
1+𝑤 (3.6)
burada w, sekonder akışkan (emilen akışkan) kütle debisinin, primer akışkan (tahrik akışkanı) kütle debisine oranıdır (𝑤 = 𝑚̇𝑠/𝑚̇𝑝).
3.1.2. Emme lülesi (sekonder lüle)
Sekonder akışın geçtiği emme odası bir lüle gibi davranır. Detayları Şekil 1.3’de verilen emme lülesinin analizi için tahrik lülesindeki analize benzer şekilde aşağıdaki denklemler yazılabilir.
𝑠2𝑏,𝑖𝑠= 𝑠2, (3.7)
ℎ2𝑏,𝑖𝑠 = 𝑓(𝑠2𝑏,𝑖𝑠, 𝑃𝑏) (3.8)
𝑢2𝑏 = [2(ℎ1− ℎ2𝑏)] (3.10) 𝑣2𝑏 = 𝑓(ℎ2𝑏, 𝑃𝑏) (3.11) 𝑎2𝑏 = 𝑣2𝑏 𝑢2𝑏 1 1+𝑤 (3.12)
3.1.3. Sabit alan karışım odası
Sabit alan karışma odası kesit alanı, 𝑎3𝑚, tahrik lülesi çıkış kesit alanı 𝑎1𝑏 ile emme lülesi çıkış kesit alanının 𝑎2𝑏 toplamıdır. Sabit alan karışma odasının detayları
Şekil 1.3’de görülebilir.
𝑎3𝑚 = 𝑎1𝑏+ 𝑎2𝑏 (3.13)
Ejektör alan oranı ise sabit alan karışma odası kesit alanının tahrik lülesi çıkış kesit alanına oranından bulunur.
𝐴𝑟 =𝑎3𝑚
𝑎1𝑏 . (3.14)
Sabit alan karışım odası çıkışındaki (difüzör girişindeki) karışmış akışın hızı, karışma işlemi için yapılan kabuller doğrultusunda momentumun korunumu kanunu uygulanarak, aşağıdaki denklem ile hesaplanır.
𝑢3𝑚 = 𝑃𝑏(𝑎1𝑏+ 𝑎2𝑏) +1+𝑤1 𝑢1𝑏+1+𝑤1 𝑢2𝑏− 𝑃3𝑚𝑎3𝑚 (3.15)
Karışma odası çıkışındaki karışmış akışkanın entalpisi enerjinin korunumu kanunu kullanılarak aşağıdaki denklem ile hesaplanır.
ℎ3𝑚 = 1+𝑤1 (ℎ1+ 𝑤ℎ2) −𝑢3𝑚
2
2 (3.16)
Karışmış akışın karışma odasın çıkışındaki özgül hacmi ve özgül entropisi termodinamik özelik ilişkisinden bulunur.
𝑠3𝑚 = 𝑓(ℎ3𝑚, 𝑃𝑚) (3.18)
Sabit alan karışım odası çıkışındaki birim ejektör akış debisi için kütlenin korunumu kanunu, Denklem (3.19)’un doğrulanmasını gerektirir.
𝑎3𝑚 𝑢3𝑚
𝑣3𝑚 = 1 (3.19)
3.1.4. Difüzör
Detayları Şekil 1.3’de verilen difüzörün çıkışındaki izentropik akışın özgül entropisi karışma odası çıkışındaki karışmış akışın özgül entropisine eşittir.
𝑠3𝑚,𝑖𝑠 = 𝑠3𝑚 (3.20)
Difüzör çıkışındaki akışkanın entalpisi, ejektör boyunca enerjinin korunumu kanunu uygulanarak bulunabilir.
ℎ3 =ℎ11+𝑤+𝑤ℎ2 (3.21)
Difüzör çıkışındaki izentropik entalpi difüzör veriminden elde edilir.
ℎ3,𝑖𝑠= 𝜂𝑑𝑖𝑓(ℎ3− ℎ3𝑚) + ℎ3𝑚 (3.22)
Difüzör çıkışındaki soğutucu akışkanın basıncı ve kuruluk derecesi ise özelik ilişkilerinden bulunur.
𝑃3 = 𝑓(ℎ3,𝑖𝑠, 𝑠3,𝑖𝑠) (3.23)
𝑥3 = 𝑓(ℎ3,𝑖𝑠, 𝑃3) (3.24)
Çevrimin sürekliliği için, ejektörü terk eden akışkanın kuruluk derecesi Denklem (3.25)’i doğrulamalıdır.
𝑥3 = 1+𝑤 (3.25)
3.1.5. Tahrik lülesi ses hızı kontrolü ve ejektörün boyutlandırılması
Difüzör çıkışındaki soğutucu akışkanın kuruluk derecesi denklem (3.25), şartı sağlandıktan sonra, separatöre giren karışmış akışkan doymuş sıvı ve buhar olarak ayrılırlar. Separatör çıkışında, doymuş sıvı ve doymuş buharın özgül entalpileri özelik ilişkilerinden bulunur.
ℎ6 = ℎ𝑓,3 = 𝑓(𝑃3, 𝑥 = 0) (3.26)
ℎ4 = ℎ𝑔,3= 𝑓(𝑃𝑘𝑜𝑚𝑝,𝑔, 𝑇𝑘𝑜𝑚𝑝,𝑔) (3.27)
İstenilen evaporatör soğutma kapasitesi ile evaporatörden geçen soğutucu akışkan debisi bulunur.
ℎ6 = ℎ7 (3.28)
𝑚̇𝑠 = 𝑄̇𝑒𝑣/(ℎ2− ℎ7) (3.29)
Debi oranından ise kondenserden geçen primer soğutucu akışkan debisi ve sabit alan karışma odasından geçen toplam debi hesaplanır.
𝑚̇𝑝 = 𝑚̇𝑠/𝑤 (3.30)
𝑚̇𝑚 = 𝑚̇𝑠 + 𝑚̇𝑝 (3.31)
Tahrik lülesi çıkış kesitinde Mach sayısını belirlemek için Sher ve ark.’nın (2008), çift fazlı akışlı lüle hesaplamaları için geliştirdiği homojen denge modeli (HEM) kullanıldı. Bu çözüm modeline kullanılarak hesaplanan tahrik lülesi çıkış kesitindeki Mach sayısı 1’den eşit ve büyük ise tahrik lülesi daralan-genişleyen, 1’den küçük ise sadece daralan olarak tasarlandı. Bu hesaplama ile ilgili denklemler ve lüle geometrisinin hesaplanması için kullanılan eşitlikler aşağıda verildi.
Tahrik lülesi çıkışındaki Mach sayısını belirlemek için aşağıdaki denklemler uygulandı.
𝜌𝑔,𝑡ç = 𝜌(𝑥 = 1, 𝑃𝑏) (3.32) 𝜕𝑔,𝑡ç= 𝜕(𝑥 = 1, 𝑃𝑏) (3.33) 𝜌𝑘𝑎𝑟,𝑡ç = 𝜌(ℎ1𝑏, 𝑃𝑏) (3.34) 𝑥𝑘𝑎𝑟,𝑡ç = 𝑥(ℎ1𝑏, 𝑃𝑏) (3.35) 𝑒𝑡ç = 𝑥𝑘𝑎𝑟,𝑡ç∗ 𝜌𝑘𝑎𝑟,𝑡ç/𝜌𝑔,𝑡ç (3.36) 𝜕𝑡ç = (𝜌𝑔,𝑡ç∗ 𝜕𝑔,𝑡ç2/𝜌𝑘𝑎𝑟,𝑡ç/𝑒𝑡ç) 0.5 (3.37) 𝑀𝑡ç = 𝑢1𝑏 𝜕𝑡ç (3.38)
Tahrik lülesi boğaz kesitindeki Mach sayısını belirlemek için ise Denklem (3.39-3.48) ile hesaplanır. ℎ𝑡,𝑖𝑠= ℎ(𝑠1, 𝑃𝑡) (3.39) ℎ𝑡= ℎ1− 𝜂𝑛(ℎ1 − ℎ𝑡,𝑖𝑠) (3.40) 𝜌𝑔,𝑡 = 𝜌(𝑥 = 1, 𝑃𝑡) (3.41) 𝜕𝑔,𝑡= 𝜕(𝑥 = 1, 𝑃𝑡) (3.42) 𝜌𝑘𝑎𝑟,𝑡 = 𝜌(ℎ𝑡, 𝑃𝑡) (3.43) 𝑥𝑘𝑎𝑟,𝑡 = 𝑥(ℎ𝑡, 𝑃𝑡) (3.44) 𝑒𝑡 = 𝑥𝑘𝑎𝑟.𝑡∗ 𝜌𝑘𝑎𝑟.𝑡/𝜌𝑔.𝑡 (3.45) 𝑢𝑡 = [2(ℎ1− ℎ𝑡)]0.5 (3.46) 𝜕𝑡 = (𝜌𝑔.𝑡∗ 𝜕𝑔.𝑡2/𝜌𝑘𝑎𝑟.𝑡/𝑒𝑡)0.5 (3.47) 𝑀𝑡 =𝑢𝑡 𝜕𝑡 (3.48)
Tahrik lülesi boğazının ve çıkışının kesit alanı ve çapı, sabit alan karışma odası kesit alanı ve çapı Denklem (3.49-3.56)’dan belirlenir.
𝐴𝑝 = 𝑚̇𝑝(𝑣1𝑏/𝑢1𝑏) (3.49) 𝐴𝑠 = 𝑚̇𝑠(𝑣2𝑏/𝑢2𝑏) (3.50) 𝐴𝑚 = 𝑚̇𝑚(𝑣3𝑏/𝑢3𝑏) (3.51) 𝑑𝑝 = (𝐴𝑝∗ 4/𝜋)0.5 (3.52) 𝑑𝑠 = (𝐴𝑠∗ 4/𝜋)0.5 (3.53) 𝑑𝑚 = (𝐴𝑚∗ 4/𝜋)0.5 (3.54)
𝐴𝑡 = (1/𝑣1𝑏) ∗ 𝑢1𝑏∗ 𝐴𝑝/(𝜌𝑘𝑎𝑟.𝑡∗ 𝑢𝑡) (3.55)
𝑑𝑡 = (𝐴𝑡∗ 4/𝜋)0.5 (3.56)
3.1.6. Ejektörlü çevrim için hesaplama prosedürü
Ejektörün; tahrik lülesi, emme lülesi ve sabit alan karışma odası çapları, difüzörün çıkış basıncı, entalpisi ve kuruluk derecesi gibi değerler Denklem (3.1-3.56) eşzamanlı çözülmesi ile bulundu. Verilen soğutma kapasitesi, evaporatör, kondenser sıcaklıkları ve ejektör elemanlarının verimleri (𝜂𝑝, 𝜂𝑠, 𝜂𝑑𝑖𝑓) için ejektörü boyutlandırmasında kullanılan çözüm prosedürü şöyledir:
1. Primer ve sekonder akışkanların sabit alan karışım odasına girmeden önceki basıncı (Pb), ve ejektördeki debi oranı, w kabul edilir.
2. Denklem (3.1-3.12) ile primer lüle ve sekonder lüle çıkış entalpileri, çıkış hızları ve çıkış kesit alanları hesaplanır.
3. Sabit alan karışma odası çıkış basıncı P3m tahmin edilir. Denklem (3.13-3.17)’den ejektörün; karışma odası kesit alanı, alan oranı, çıkış entalpisi ve çıkış hızı hesaplanır.
4. Denklem (3.19) sağlanıncaya kadar P3m, sabit adım aralığı yöntemine uygun olarak, yenilenir.
5. Denklem (3.19-3.24) ile difüzör çıkışındaki entalpi, basınç ve kuruluk derecesi bulunur.
6. Difüzör çıkışındaki bu kuruluk derecesinin (3.25) nolu denklemi sağlayıp sağlamadığı kontrol edilir.
7. Denklem (3.25) sağlanıncaya kadar Pb ve w, sabit adım aralığı yöntemine göre, yenilenir ve 1. maddeden itibaren işlemler tekrarlanır.
8. Elde etmek istenilen soğutma kapasitesi girilerek evaporatörden, kondenserden ve sabit alan karışma odasından geçen soğutucu akışkan debisi Denklem (3.29-3.31)’den hesaplanır.
9. Tahrik lülesi çıkışındaki Mach sayısına Denklem (3.32-3.38) kullanılarak bakılır. 10. Tahrik lülesi çıkışındaki Mach sayısı 1’den küçük ise tahrik lülesi sadece daralan olarak tasarlanır ve Denklem (3.49-3.54)’den tahrik lülesi çıkışı kesit alanı ve çapı, sabit alan karışma odası kesit alanı ve çapı bulunur.
11. Tahrik lülesi çıkışındaki Mach sayısı 1’e eşit veya 1’den büyük ise tahrik lülesi daralan genişleyen olması gerekir ve tahrik lülesi boğazında ki basınç tahmin edilir.
12. Boğazdaki Mach sayısını belirlemek için Denklem (3.39-3.48) uygulanır.
13. Boğazdaki Mach sayısının 1 olup olmadığına bakılır ve 1 oluncaya kadar tahrik lülesi boğazında ki basınç sabit adım aralığı yöntemine göre yenilenir ve 12. madde tekrarlanır.
14. Denklem (3.49-3.56)’dan tahrik lülesi çıkışı kesit alanı ve çapı, sabit alan karışma odası kesit alanı ve çapı ve tahrik lülesi boğaz çapı bulunur.
Yukarıda verilen çözüm prosedürüne uygun olarak EES’de (Klein, 2011) yazılan programın akış diyagramı Şekil 3.1.’de verildi.
Şekil 3.1. EES’ye aktarılan matematiksel model akış diyagramı (1. Kısım) BAŞLA
𝑄̇𝑒𝑣, 𝑇𝑒𝑣, 𝑇𝑘𝑜𝑛, 𝜂𝑝, 𝜂𝑠, 𝜂𝑑𝑖𝑓
𝑃𝑑𝑖𝑓,𝑒𝑠 = 𝑃𝑒𝑣+ 10
𝑃𝑏’yi tahmin et 𝑃𝑏’ye yeni bir değer ver
A
𝑤’yi tahmin et 𝑤’ye yeni bir değer ver B ℎ1 = ℎ(𝑃𝑘𝑜𝑛,ç, 𝑇𝑘𝑜𝑛,ç) ℎ1𝑏 = (1 − 𝜂𝑝)ℎ1+ 𝜂𝑝ℎ1𝑏,𝑖𝑠 𝑢1𝑏 = [2(ℎ1− ℎ1𝑏)]0.5 𝑎1𝑏 = 𝑣1𝑏 𝑢1𝑏 1 1 + 𝑤 ℎ2 = ℎ(𝑃𝑒𝑣,ç, 𝑇𝑒𝑣,ç) ℎ2𝑏 = (1 − 𝜂𝑠)ℎ2+ 𝜂𝑠ℎ2𝑏,𝑖𝑠 𝑢2𝑏 = [2(ℎ2− ℎ2𝑏)]0.5 𝑎2𝑏 = 𝑣2𝑏 𝑢2𝑏 1 1 + 𝑤 𝑃𝑚’yi tahmin et
𝑃𝑚’ye yeni bir değer ver C
Şekil 3.1. EES’ye aktarılan matematiksel model akış diyagramı (2. Kısım) C D 𝑢3𝑚 = 𝑃𝑏(𝑎1𝑏+ 𝑎2𝑏) + 1 1 + 𝑤𝑢1𝑏+ 1 1 + 𝑤𝑢2𝑏− 𝑃3𝑚𝑎3𝑚 ℎ3𝑚 = 1 1 + 𝑤(ℎ1+ 𝑤ℎ2) − 𝑢3𝑚2 2 (𝑎1𝑏+ 𝑎2𝑏)𝑢3𝑚 𝑣3𝑚 − 1 ≤ 10−3 Evet ℎ3 = ℎ1+ 𝑤ℎ2 1 + 𝑤 ℎ3,𝑖𝑠 = 𝜂𝑑𝑖𝑓(ℎ3− ℎ3𝑚) + ℎ3𝑚 𝑠3,𝑖𝑠 = 𝑠(𝑃3𝑚, ℎ3𝑚) 𝑃𝑑𝑖𝑓,𝑦𝑒 = 𝑃(ℎ3,𝑖𝑠, 𝑠3,𝑖𝑠) 𝑥3 = 𝑥(ℎ3,𝑖𝑠, 𝑃𝑑𝑖𝑓,𝑦𝑒) (1 + 𝑤) − 1 𝑥3 ≤ 10 −3 Hayır B Evet E Hayır
Şekil 3.1. EES’ye aktarılan matematiksel model akış diyagramı (3. Kısım) A Hayır Evet E 𝑃𝑑𝑖𝑓,𝑦𝑒− 𝑃𝑑𝑖𝑓,𝑒𝑠 < 0.1 ℎ6 = ℎ𝑓,3(𝑃3, 𝑥 = 0) ℎ7 = ℎ6 𝑚̇𝑠 = 𝑄̇𝑒𝑣/(ℎ2− ℎ7) 𝑚̇𝑝 = 𝑚̇𝑠/𝑤 𝑚̇𝑚 = 𝑚̇𝑠+ 𝑚̇𝑝 F 𝜌𝑔,𝑡ç= 𝜌(𝑥 = 1, 𝑃𝑏) 𝜕𝑔,𝑡ç= 𝜕(𝑥 = 1, 𝑃𝑏) 𝜌𝑘𝑎𝑟,𝑡ç= 𝜌(ℎ1𝑏, 𝑃𝑏) 𝑥𝑘𝑎𝑟,𝑡ç= 𝑥(ℎ1𝑏, 𝑃𝑏) 𝑒𝑡ç = 𝑥𝑘𝑎𝑟,𝑡ç∗𝜌𝑘𝑎𝑟,𝑡ç 𝜌𝑣.𝑡ç 𝜕𝑡ç = (𝜌𝑔,𝑡ç∗ 𝜕𝑔,𝑡ç2/𝜌𝑘𝑎𝑟,𝑡ç/𝑒𝑡ç)0.5 𝑀𝑡ç = 𝑢1𝑏 𝜕𝑡ç F
Şekil 3.1. EES’ye aktarılan matematiksel model akış diyagramı (4. Kısım) F 𝑀𝑒 > 1 Hayır H Evet G 𝑃𝑡’yi tahmin et K
𝑃𝑡’ye yeni bir değer ver
ℎ𝑡,𝑖𝑠= ℎ(𝑠1, 𝑃𝑡) ℎ𝑡= ℎ1− 𝜂𝑛(ℎ1− ℎ𝑡,𝑖𝑠) 𝜌𝑔,𝑡 = 𝜌(𝑥 = 1, 𝑃𝑡) 𝜕𝑔,𝑡 = 𝜕(𝑥 = 1, 𝑃𝑡) 𝜌𝑘𝑎𝑟,𝑡 = 𝜌(ℎ𝑡, 𝑃𝑡) 𝑥𝑘𝑎𝑟,𝑡 = 𝑥(ℎ𝑡, 𝑃𝑡) 𝑒𝑡= 𝑥𝑘𝑎𝑟,𝑡 ∗ 𝜌𝑘𝑎𝑟,𝑡/𝜌𝑣,𝑡 𝑢𝑡= [2(ℎ1− ℎ𝑡)]0.5 𝜕𝑡 = (𝜌𝑔,𝑡∗ 𝜕𝑔,𝑡2/𝜌𝑘𝑎𝑟,𝑡/𝑒𝑡) 0.5 𝑀𝑡 =𝑢𝑡 𝜕𝑡 𝑀𝑡= 1 Hayır K G
Şekil 3.1. EES’ye aktarılan matematiksel model akış diyagramı (5. Kısım) G Evet L H 𝑚̇𝑠 = 𝑄̇𝑒𝑣(ℎ2, ℎ7) 𝑚̇𝑝 = 𝑚̇𝑠/𝑤 𝑚̇𝑚 = 𝑚̇𝑠 + 𝑚̇𝑝 𝐴𝑝 = 𝑚̇𝑝(𝑣1𝑏/𝑢1𝑏) 𝐴𝑠 = 𝑚̇𝑠(𝑣2𝑏/𝑢2𝑏) 𝐴𝑚 = 𝑚̇𝑚(𝑣3𝑏/𝑢3𝑏) 𝑑𝑝 = (𝐴𝑝∗ 4/𝜋)0.5 𝑑𝑠 = (𝐴𝑠∗ 4/𝜋)0.5 𝑑𝑚 = (𝐴𝑚∗ 4/𝜋)0.5 𝐴𝑡 = (1/𝑣1𝑏) ∗ 𝑢1𝑏∗ 𝐴𝑝/(𝜌𝑘𝑎𝑟.𝑡∗ 𝑢𝑡) 𝑑𝑡 = (𝐴𝑡∗ 4/𝜋)0.5 𝑚̇𝑠 = 𝑄̇𝑒𝑣(ℎ2, ℎ7) 𝑚̇𝑝 = 𝑚̇𝑠/𝑤 𝑚̇𝑚 = 𝑚̇𝑠+ 𝑚̇𝑝 𝐴𝑝 = 𝑚̇𝑝(𝑣1𝑏/𝑢1𝑏) 𝐴𝑠 = 𝑚̇𝑠(𝑣2𝑏/𝑢2𝑏) 𝐴𝑚 = 𝑚̇𝑚(𝑣3𝑏/𝑢3𝑏) 𝑑𝑝 = (𝐴𝑝∗ 4/𝜋) 0.5 𝑑𝑠 = (𝐴𝑠∗ 4/𝜋)0.5 𝑑𝑚 = (𝐴𝑚∗ 4/𝜋)0.5 DUR
3.2. Deneysel Olarak Evaporatör Soğutma Kapasitesinin ve Kompresör Genel Veriminin Belirlenmesi
Salamura ve şebeke suyunun hacimsel debisi değişken alanlı debimetre ile ölçülmektedir. Tüm ölçümler bir saniye aralıklarla hem görüntülenebilmekte hem de kayıt altına alınabilmektedir.
Salamuranın kütlesel debisi aşağıdaki gibi belirlenir.
𝑚̇𝑠𝑎𝑙 = 𝜌𝑠𝑎𝑙 𝑉̇𝑠𝑎𝑙 (3.57)
Burada, 𝑉𝑠𝑎𝑙 evaporatörden geçen salamuranın hacimsel debisini gösterir.
Evaporatör soğutma kapasitesi; salamuranın evaporatöre giriş ve çıkış sıcaklıkları arasındaki farkın salamuranın kütlesel debisi ve salamuranın özgül ısının çarpılması ile denklem (3.58)'den bulundu:
𝑄̇𝑒𝑣 = [𝑚̇ 𝐶𝑝(𝑇𝑔− 𝑇ç)]𝑠𝑎𝑙. (3.58)
Kondenser kapasitesi ise Denklem (3.59)'da gösterildiği gibi, şebeke suyunun sisteme giriş ve çıkış sıcaklıkları arasındaki fark ile şebeke suyunun kütlesel debisi ve suyun özgül ısının çarpılması ile elde edildi:
𝑄̇𝑘𝑜𝑛= [𝑚̇ 𝐶𝑝(𝑇ç− 𝑇𝑔)]
𝑠𝑢. (3.59)
Soğutma performans katsayısı Denklem (3.60) ile bulundu:
𝐶𝑂𝑃 = 𝑄̇𝑒𝑣 𝑊̇𝑘𝑜𝑚𝑝
(3.60)
Burada 𝑊̇𝑘𝑜𝑚𝑝 kompresörün tükettiği invertör fanı da dâhil toplam elektrik gücünü göstermektedir.
Kompresörden geçen soğutucu akışkanın kütlesel debisi ise, deneysel olarak elde edilen kondenser kapasitesinin soğutucu akışkanın kondensere giriş ve çıkış entalpi farkına bölünerek bulunabilir:
𝑚̇𝑘𝑜𝑛= 𝑄̇𝑘𝑜𝑛
ℎ𝑘𝑜𝑛,𝑔−ℎ𝑘𝑜𝑛,ç (3.61)
İzentropik çalışan bir kompresörün tüketeceği güç:
𝑊̇𝑘𝑜𝑚𝑝,𝑖𝑠= 𝑚̇𝑘𝑜𝑛 (ℎ𝑘𝑜𝑚𝑝,ç,𝑖𝑠− ℎ𝑘𝑜𝑚𝑝,𝑔). (3.62)
Kompresörün genel verimi ise,
𝜂𝑘𝑜𝑚𝑝,𝑔𝑒𝑛𝑒𝑙 =
𝑊̇𝑘𝑜𝑚𝑝,𝑖𝑠
𝑊̇𝑘𝑜𝑚𝑝 (3.63)
denklemi ile bulunur. Burada kompresör genel verimi; izentropik verim, mekanik verim ve elektrik motoru verimlerinin çarpımıdır:
𝜂𝑘𝑜𝑚𝑝,𝑔𝑒𝑛𝑒𝑙 = 𝜂𝑘𝑜𝑚𝑝,𝑖𝑠. 𝜂𝑘𝑜𝑚𝑝,𝑚𝑒𝑘. 𝜂𝑘𝑜𝑚𝑝,𝑒𝑚. (3.64)
3.3. Ejektör Veriminin Hesaplanması
Ejektör verimi, ejektörde gerçekleşen genleşme işi geri kazanımı miktarının, elde edilebilecek maksimum (izentropik) genleşme işi geri kazanım miktarına oranı olarak (3.65) nolu denklemdeki gibi tanımlanır (Elbel, 2007). Ejektördeki genişleme, sıkıştırma ve net iş P-h diyagramında Şekil 3.2.'deki gibi gösterilebilir. Grafikteki net etki primer akışkanın (tahrik akışkanı) genişleme işinin sekonder akışkana (emilen akışkana) ne kadar aktarıldığını göstermektedir.
Genleşme valfi yerine tahrik lülesinde genişleyen soğutucu akışkanın (primer akışkan) izentropik genişleme esnasında üretebileceği iş, geri kazanılabilecek maksimum iş miktarıdır ve denklem (3.66)'deki gibi hesaplanır. Bu genleşme işinin ne kadarının evaporatörden çıkıp ejektöre giren akışkana aktarıldığı ise (3.67) nolu denklem ile hesaplanabilir.
𝜂𝑒𝑗 = 𝑊̇𝑔𝑘
𝑊̇𝑚𝑎𝑘𝑠,𝑔𝑘 (3.65)
𝑊̇𝑚𝑎𝑘𝑠,𝑔𝑘 = 𝑚̇𝑘𝑜𝑛(ℎ𝐴− ℎ𝐵) (3.66)
𝑊̇𝑔𝑘 = 𝑚̇𝑒𝑣(ℎ𝐶− ℎ2) (3.67)
Buradaki hA, hB, hC ve h2 entalpileri aşağıdaki gibi belirlenir:
ℎ𝐴 = ℎ(𝑃𝑘𝑜𝑛,ç, 𝑇𝑘𝑜𝑛,ç) (3.68)
ℎ𝐵 = ℎ(𝑠𝑘𝑜𝑛,ç, 𝑃𝑑𝑖𝑓,ç) (3.69)
ℎ2 = ℎ(𝑃𝑒𝑣,ç, 𝑇𝑒𝑣,ç) (3.70)
ℎ𝐶 = ℎ(𝑠𝑒𝑣,ç, 𝑃𝑑𝑖𝑓,ç) (3.71)
Şekil 3.2. Ejektördeki net işin p-h diyagramında gösterimi (Elbel, 2007)
3.4. Ekserji Analizi
Klasik soğutma sistemlerinde genleştirici olarak ejektörün kullanılmasının asıl amacı tersinmezlikleri azaltmaktır. Ekserji analizi, genleşme valfi yerine ejektör kullanılmasının sistemin her bir elemanın ve toplam tersinmezlik miktarının ne kadar azaldığını ve klasik sisteme göre ekserji veriminde herhangi bir iyileşme olup olmadığını
Ba sı nç , P 1 Entalpi,h B A 2 C G en iş le m e Sı kı şt ır m a N e t e tk i Pdif,ç Pev,ç=Ps,g PPsbb Pkon,ç=Pp,g 𝑚̇𝑝 𝑚̇𝑠 𝑚̇𝑝
belirlemek açısından önemlidir. Çünkü ekserji analizi ile sistemdeki tersinmeliklerin şiddeti ve yeri belirlenebilir (Kotas, 1985).
Çevrimlerin her bir noktasındaki fiziksel ekserjiler aşağıdaki gibi ifade edildi:
𝐸̇𝑥 = 𝑚̇[(ℎ − ℎ0) − 𝑇0(𝑠 − 𝑠0)] (3.72)
Referans durumu “0” ile gösterildi ve çevre basıncı 100 kPa ve sıcaklığı 27 ºC olarak kabul edildi (Ersoy ve Bilir, 2010). Çevrimlerin her bir elemanındaki ekserji kayıpları ve her bir elamanın ekserji verimleri (Kotas, 1985; Dincer ve Rosen, 2007; Alsuhaibani ve ark.,2012) aşağıdaki denklemler ile bulunabilir.
Kompresörde: 𝑚̇4 = 𝑚̇5 = 𝑚̇𝑐𝑝 (3.73) 𝐸̇𝑥𝑘𝑜𝑚𝑝 = (𝐸̇𝑥4− 𝐸̇𝑥5) + 𝑊̇𝑘𝑜𝑚𝑝 (3.74) Ψ𝑘𝑜𝑚𝑝 = (𝐸̇𝑥5 − 𝐸̇𝑥4)/𝑊̇𝑘𝑜𝑚𝑝 (3.75) Kondenserde: 𝑚̇5 = 𝑚̇1 = 𝑚̇𝑘𝑜𝑚𝑝 (3.76) 𝑚̇8 = 𝑚̇9= 𝑚̇𝑠𝑢 (3.77) 𝐸̇𝑥𝑘𝑜𝑛 = (𝐸̇𝑥5− 𝐸̇𝑥1) + (𝐸̇𝑥8− 𝐸̇𝑥9) (3.78) Ψ𝑘𝑜𝑛 = (𝐸̇𝑥8− 𝐸̇𝑥9)/(𝐸̇𝑥1− 𝐸̇𝑥5) (3.79) Evaporatörde: 𝑚̇2 = 𝑚̇7 = 𝑚̇𝑒𝑣 (3.80) 𝑚̇10= 𝑚̇11 = 𝑚̇𝑠𝑎𝑙 (3.81) 𝐸̇𝑥𝑒𝑣 = (𝐸̇𝑥7− 𝐸̇𝑥2) + (𝐸̇𝑥10− 𝐸̇𝑥11) (3.82) Ψ𝑒𝑣 = (𝐸̇𝑥11− 𝐸̇𝑥10)/(𝐸̇𝑥7− 𝐸̇𝑥2) (3.83) Ejektörde: 𝑚̇1 = 𝑚̇𝑘𝑜𝑚𝑝 (3.84) 𝑚̇2 = 𝑚̇𝑒𝑣 (3.85) 𝑚̇3 = 𝑚̇𝑘𝑜𝑚𝑝+ 𝑚̇𝑒𝑣 (3.86)
𝐸̇𝑥𝑒𝑗 = (𝐸̇𝑥1+ 𝐸̇𝑥2− 𝐸̇𝑥3) (3.87)
Ψ𝑒𝑗 = 𝐸̇𝑥3/(𝐸̇𝑥1+ 𝐸̇𝑥2) (3.88)
Genleşme Valfinde (BSSS’nde):
𝑚̇1 = 𝑚̇7 = 𝑚̇𝑒𝑣 (3.89)
𝐸̇𝑥𝑔𝑣,𝐵𝑆𝑆𝑆 = (𝐸̇𝑥1 − 𝐸̇𝑥7) (3.90)
Ψ𝑔𝑣,𝐵𝑆𝑆𝑆 = 𝐸̇𝑥7/𝐸̇𝑥1 (3.91)
Genleşme Valfinde (EGSS’inde):
𝑚̇6 = 𝑚̇7 = 𝑚̇𝑒𝑣 (3.92) 𝐸̇𝑥𝑔𝑣,𝐸𝐺𝑆𝑆 = (𝐸̇𝑥6− 𝐸̇𝑥7) (3.93) Ψ𝑔𝑣,𝐸𝐺𝑆𝑆 = 𝐸̇𝑥7/𝐸̇𝑥6 (3.94) Separatörde: 𝑚̇3 = 𝑚̇𝑘𝑜𝑚𝑝 = 𝑚̇𝑒𝑣 (3.95) 𝑚̇4 = 𝑚̇𝑘𝑜𝑚𝑝 (3.96) 𝑚̇6 = 𝑚̇𝑒𝑣 (3.97) 𝐸̇𝑥𝑠𝑒𝑝 = (𝐸̇𝑥3− 𝐸̇𝑥4− 𝐸̇𝑥6) (3.98) Ψ𝑠𝑒𝑝 = (𝐸̇𝑥4 + 𝐸̇𝑥6)/𝐸̇𝑥3 (3.99)
Sistemde ki toplam tersinmezlik miktarı EGSS için şöyle hesaplanır:
𝐸̇𝑥𝑡𝑜𝑝,𝑡𝑒𝑟 = 𝐸̇𝑥𝑘𝑜𝑚𝑝+ 𝐸̇𝑥𝑘𝑜𝑛+ 𝐸̇𝑥𝑒𝑣 + 𝐸̇𝑥𝑒𝑗+ 𝐸̇𝑥𝑔𝑣+ 𝐸̇𝑥𝑠𝑒𝑝 (3.100)
BSSS için toplam tersinmezlik miktarı bulunurken 𝐸̇𝑥𝑒𝑗ve 𝐸̇𝑥𝑠𝑒𝑝 sıfır alınır. Ekserji verimi ise toplam ekserji çıktısının toplam ekserji girdisine oranından bulunur (Matawala, 2012; Arrora ve Kaushikb, 2008):
Ψ𝑠𝑖𝑠 = 𝐸̇𝑥ç/𝐸̇𝑥𝑔 = 1 − (𝐸̇𝑥𝑡𝑜𝑝,𝑡𝑒𝑟+ 𝐸̇𝑥𝑘𝑎𝑦𝚤𝑝)/𝑊̇𝑘𝑜𝑚𝑝 (3.101)
Burada toplam ekserji yıkımı 𝐸̇𝑥𝑡𝑜𝑝,𝑡𝑒𝑟 , tersinmezlikten dolayı meydana gelen ve başka bir yerde kullanılmayan ekserji akımıdır. Ekserji kaybı 𝐸̇𝑥𝑘𝑎𝑦𝚤𝑝 ise sistemden
çevreye atılan ve başka sistemler için kullanılabilir olan ekserji akımıdır (Alsuhaibani ve ark., 2012). Çeşitli nedenlerle (kondenser soğutma suyunun çevreye atılması ve borulardan çevreye olan ısı kayıpları) sistemden çevreye olan ekserji kaybı Denklem (3.102) ile hesaplanır:
𝐸̇𝑥𝑘𝑎𝑦𝚤𝑝 = (𝐸̇𝑥9− 𝐸̇𝑥8) + 𝐸̇𝑥𝚤𝑠𝚤 𝑘𝑎𝑦𝑏𝚤. (3.102)
3.5. Belirsizlik Analizi
Deneyden elde edilen sonuçların hata analizini yapmak için Kline ve McClintock 1953’de ortaya attığı belirsizlik analizi yöntemi kullanıldı (Genceli, 2008). Bu yönteme göre deney setinde ölçülen R büyüklüğünün belirsizlik hata miktarı 𝜔𝑅 aşağıdaki
eşitlikten elde edilir.
𝜔𝑅 = [( 𝜕𝑅 𝜕𝑥1) ∙ 𝜔1 2+ (𝜕𝑅 𝜕𝑥2) 2 ∙ 𝜔22+. . … . . + ( 𝜕𝑅 𝜕𝑥𝑛) 2 ∙ 𝜔𝑛2] 1 2 (3.103)
Burada 𝑥1, 𝑥2, … . , 𝑥𝑛 deney setinden ölçülen değer R büyüklüğüne etki eden n adet
bağımsız değişkendir. Bu her bir bağımsız değişkene ait hata miktarları ise 𝜔1,
𝜔2, … . , 𝜔𝑛’dir.
Çizelge 3.1. Deney setinde kullanılan ölçme aletlerinin özellikleri ve hata oranları veya miktarları
Ölçme aleti Ölçüm sahası Doğruluk
Değişken alanlı debimetre (Tecfluid SC250)
(salamura tarafı) 0 ~ 0,9 m
3/h ± % 1,6 tam skala Değişken alanlı debimetre (Tecfluid
SC250) (su tarafı)
0 ~ 2,5 m3/h ± % 1,6 tam skala Kompresör güç ölçer (Accuenergy,
EV390) -9999 ~ 9999 MW ± % 1 tam skala
Sıcaklık transmitteri (RST- PT100) -40 ~ 100 oC ± 0,1 oC
Basınç ölçer (Gems S3600) 0 ~ 2500 kPa ± % 0,25 tam skala Basınç ölçer (Gems S3600) 0 ~ 600 kPa ± % 0,25 tam skala
