Kondenser boyutlarının otomobil klima sisteminin performansına etkisinin deneysel analizi

KOCAELĐ ÜNĐVERSĐTESĐ * FEN BĐLĐMLERĐ ENSTĐTÜSÜ

KONDENSER BOYUTLARININ OTOMOBĐL KLĐMA

SĐSTEMĐNĐN PERFORMANSINA ETKĐSĐNĐN DENEYSEL

ANALĐZĐ

YÜKSEK LĐSANS

Ekrem TOSUN

Anabilim Dalı: Makina Eğitimi

Danışman: Doç.Dr. Murat HOŞÖZ

i

ÖNSÖZ ve TEŞEKKÜR

Đnsanın doğasından gelen bir özelliği, rahat olmak istemesi ve buna bağlı olarak sürekli konforu aramasıdır. Đnsan, çok sıcak veya çok soğuk, çok nemli veya çok kuru olmayan bir ortamda yaşamak ister. Fakat bu koşulları sağlamak kolay değildir. Çünkü insan vücudunun rahat edebileceği koşullarla, iklim koşulları genellikle birbirleriyle uyuşmaz. Đnsan vücudunun rahat edebileceği koşulların, kısaca ısıl konforun sağlanması, sıcak ve nem gibi bazı değişkenleri sürekli denetim altında tutmayı gerektirir. Bunlara ek olarak çevre şartları da insanı olumsuz olarak etkilemekte bu da iklimlendirme sistemlerine olan ihtiyacı arttırmaktadır. Günümüzde, ısıtma, soğutma, nemlendirme, nem alma, temizleme hatta koku giderme gibi işlemleri yapan başka bir deyişle bir ortamın havasını insanların isteklerine göre düzenleyen, gelişmiş iklimlendirme sistemleri kullanılmaktadır. Đlk olarak yapılan çalışmalar ve geliştirilen iklimlendirme sistemlerinde amaç, ev ve iş yerlerini konforlu hale getirilmesi olmasına rağmen, zaman geçtikçe taşıtlarda da klima kullanımı, vazgeçilmez bir unsur olmuştur. Yapılan araştırmalar neticesinde, taşıtlarda kullanılan çeşitli klima sistemlerinin performansları arasındaki farklılıkları gösteren çalışmaların yeterli olmadığı görülmüştür. Bu çalışmada, R134a soğutucu akışkanı kullanılan bir otomobil klima sisteminde iki farklı boyutta kondenser kullanılması ve klima sistemini oluşturan diğer tüm bileşenlerin aynı olması durumu için oluşturulan iki sistemin deneysel performansı analiz edilmiş ve karşılaştırmalı olarak sunulmuştur.

Bu çalışma boyunca bana rehberlik eden sorularıma ve sorunlarıma her türlü yardımı sağlayan, tüm çalışma boyunca bana anlayışlı davranan ve sabrı ile bana destek olan çok değerli hocam Sn. Doç. Dr. Murat HOŞÖZ’e, deney sisteminin mekanik aşamasının kurulmasında değerli vaktini benim için harcayan ve bana çalışma boyunca destek olan Sn. Öğr. Gör. Đsmail SARI’ya, değerli görüşleri ile yaptığım çalışmayı daha iyi bir şekilde yazmamı sağlayan Sn. Doç. Dr. K. Süleyman YĐĞĐT ve Sn. Doç. Dr. Murat KARABEKTAŞ’a, Makine Eğitimi Bölümü imkânlarını kullanmama olanak sağlayan Bölüm Başkanı Sn. Prof. Dr. Đbrahim KILIÇASLAN’a, ve çalışma süresince emeği geçen bütün akademik personele teşekkür ederim. Ayrıca, deneysel sistemi kurarken ve çalışma süresince bana destek olan tüm arkadaşlarıma teşekkür eder ve son olarak çalışma süresince bana devamlı destek olan aileme teşekkürü bir borç bilirim.

ii ĐÇĐNDEKĐLER ÖNSÖZ ve TEŞEKKÜR ... i ĐÇĐNDEKĐLER ... ii ŞEKĐLLER DĐZĐNĐ ... iv TABLO DĐZĐNĐ ... vii

SĐMGELER DĐZĐNĐ ve KISALTMALAR ... viii

ÖZET ... x

1. GĐRĐŞ... 1

1.1. Otomobil Soğutma Sistemleri Đle Đlgili Literatür Çalışması ... 2

1.2. Soğutmanın Tarihçesi ... 7

2. SOĞUTUCU AKIŞKANLAR ... 11

2.1. Soğutma Sisteminde Kullanılan Soğutucu Akışkanlar ... 11

2.2. R134a Gazı ... 12

3. ĐKLĐMLENDĐRME ... 14

3.1. Đklimlendirmenin Tanımı ... 14

3.1.1. Đklimlendirme Sistemlerinin Çalışma Prensipleri ... 14

3.1.2. Klima Đle Đlgili Kavramlar ... 15

3.1.2.1. Sıcaklık ... 15

3.1.2.2. Nemli Hava ... 15

3.1.2.3. Basınç ... 15

4. SOĞUTMA ÇEVRĐMĐ ĐÇĐN ÇEŞĐTLĐ TANIMLAR ve PSĐKROMETRĐK KAVRAMLAR ... 16

4.1. Soğutma Çevrimi Đçin Çeşitli Tanımlar ... 16

4.1.1. Yüksek Taraf/Alçak Taraf... 16

4.1.2. Buharlaşma ... 16

4.1.3. Yoğuşma ... 17

4.1.4. Yoğuşma Basıncı ... 17

4.1.5. Yoğuşma Sıcaklığı ... 17

4.1.6. Basma Hattı Sıcaklığı ... 17

4.1.7. Buharlama Basıncı ... 17

4.1.8. Buharlaşma Sıcaklığı ... 18

4.1.9. Soğutma Etkisi ... 18

4.2. Psikrometrik Kavramlar ve Diyagramlar ... 19

4.2.1. Yaş Termometre Sıcaklığı... 19

4.2.2. Kuru Termometre Sıcaklığı ... 19

4.2.3. Çiğ Noktası ... 20 4.2.4. Bağıl Nem ... 21 4.2.5. Mutlak Nem ... 21 4.2.6. Özgül Nem ... 21 4.2.7. Duyulur ısı ... 21 4.2.8. Gizli Isı ... 22

4.2.9. Duyulur Isı Oranı ... 22

4.2.10. Özgül Hacim ... 22

iii

4.2.12. Yoğunluk ... 23

5. BUHAR SIKIŞTIRMALI SOĞUTMA ÇEVRĐMLERĐ ... 24

5.1. Đdeal Buhar Sıkıştırmalı Soğutma Çevrimi ... 26

5.2. Gerçek Buhar Sıkıştırmalı Soğutma Çevrimi ... 27

5.3. Đdeal Çevrim Đle Gerçek Çevrim arasındaki Farklar ... 28

5.4. Buhar Sıkıştırmalı Soğutma Çevriminin Enerji Analizi ... 29

5.5. Buhar Sıkıştırmalı Soğutma Çevriminin Ekserji Analizi ... 30

6. OTOMOBĐL KLĐMA SĐSTEMĐ ... 32

6.1. Termostatik Genleşme Valfli Soğutma Çevrimi ... 32

6.2. Orifis Tüp Kullanılan Soğutma Devresi ... 33

6.2.1. Çevrimin Çalışma Prensibi ... 34

6.2.2. Orifis Tüp ... 35

6.3. Đdeal Soğutma Çevriminde Yer Alan Elemanlar ... 36

6.3.1. Kompresör ... 36

6.3.1.1. Pistonlu Kompresörler... 36

6.3.1.2. Scroll (Döner) Tip Kompresörler ... 37

6.3.1.3. Yalpalı Plakalı Kompresör ... 37

6.3.1.3.1. Yalpalı Plakalı Sabit Kapasiteli Kompresör ... 37

6.3.1.3.2. Yalpalı Plakalı Değişken Kapasiteli Kompresör ... 38

6.3.2. Evaporatör ... 40

6.3.3. Kondenser ... 41

6.3.3.1. Hava Soğutmalı Kondenserler ... 42

6.3.3.3.1. Hava Soğutmalı Kondenserlerin Tercih Nedenleri ... 45

6.3.4. Genleşme Valfleri ... 45

6.3.4.1. Elektromanyetik Genleşme Valfleri ... 45

6.3.4.2. Sabit Basınçlı Genleşme Valfleri ... 45

6.3.4.3. Termostatik Genleşme Valfi ... 45

6.3.5. Filtre Kurutucu/Sıvı Tankı ... 48

6.3.6. Basınç Presostatı ... 49

7. DENEYSEL OTOMOBĐL KLĐMASI TEST SĐSTEMĐ ... 50

7.1. Deneysel Otomobil Test Sisteminin Çalıştırılması ... 58

7.2. Deneysel Sistemde Kullanılan Yardımcı Elemanlar ... 59

8. DENEYSEL ÇALIŞMADA ĐZLENĐLEN PROSEDÜR ... 60

8.1. Deneysel Otomobil Klima Sistemin Enerji Analizi Hesaplamalarında Đzlenilen Prosedür... 62

8.2. Deneysel Otomobil Klima Sistemin Ekserji Analizi Hesaplamalarında Đzlenilen Prosedür... 65

8.3. Deneysel Çalışmada Kullanılan Karşılaştırma Şartları. ... 67

9. DENEYSEL SONUÇLAR ... 69

9.1. Değişken Kapasiteli Kompresör Kullanan Deneysel Otomobil Klimasının Farklı Đki Tip Genleşme Elemanı Kullanması Durumundaki Karşılaştırmalı Performansı ... 69

10. SONUÇLAR ... 93

KAYNAKLAR ... 98

iv ŞEKĐLLER DĐZĐNĐ

Şekil 1.1: Soğutma Sistemi ... 8

Şekil 3.1: Klimalarda Kullanılan Soğutma Çevrim Şeması ... 14

Şekil 4.1: Psikrometrik Diyagram ... 19

Şekil 4.2: Psikrometrik Diyagram Öğeleri (Yaş Termometre Sıcaklığı) ... 20

Şekil 4.3: Psikrometrik Diyagram Öğeleri (Kuru Termometre Sıcaklığı) ... 20

Şekil 4.4: Psikrometrik Diyagram Öğeleri (Çiğ Nokta Sıcaklığı) ... 21

Şekil 4.5: Psikrometrik Diyagram Öğeleri (Entalpi) ... 22

Şekil 4.6: Psikrometrik Diyagramda Yapılan Đşlemlerin Yön Tanımlamaları .. 23

Şekil 5.1: Buhar Sıkıştırmalı Soğutma Çevrimi ... 24

Şekil 5.2: Đdeal Buhar Sıkıştırmalı Çevrimin Genel Gösterimi ... 24

Şekil 5.3: Đdeal Buhar Sıkıştırmalı Çevrimin T-s Diyagramı ... 25

Şekil 5.4: Đdeal Buhar Sıkıştırmalı Çevrimin P-h Diyagramı ... 25

Şekil 5.5: Gerçek Buhar Sıkıştırmalı Çevrimin T-s Diyagramı ... 27

Şekil 6.1: Termostatik Genleşme Valfli ve Açık Tip Kompresörlü Soğutma Çevrimi Prensip Şeması ... 32

Şekil 6.2: Orifis Tüp Kullanılan Soğutma Devresi Prensip Şeması ... 34

Şekil 6.3: Orifis Tüp ... 35

Şekil 6.4: Pistonlu Kompresör ... 36

Şekil 6.5: Scroll Tip Kompresör ... 37

Şekil 6.6: Yalpalı Plakalı Sabit Kapasiteli Kompresörün Kesit Görünüşü ... 38

Şekil 6.7: Yalpalı Plakalı Değişken Kapasiteli Kompresörün Strok Değişimini Gösteren Kesit Resmi ... 39

Şekil 6.8: Yalpalı Plakalı Değişken Kapasiteli Kompresörde Kullanılan Kontrol Valfi ... 40

Şekil 6.9: Soğutma Sistemi Elemanlarından Evaporatör ... 41

Şekil 6.10: Đkiz Fanlı Tertibatlı Kondenser ... 43

Şekil 6.11: Soğutkan HCFC-22 Ve Soğutucu Havanın Yoğuşma Yüzeyi Boyunca Sıcaklık Eğrisi ... 44

Şekil 6.12: Hava Soğutuculu Kondenserin Tipik Konstrüksiyonu ... 44

Şekil 6.13: Termostatik Genleşme Valfi Basınç Eşitliği ... 46

Şekil 6.14: Termostatik Genleşme Valfi ... 47

Şekil 6.15: Sıvı Tankı. ... 48

Şekil 6.16: Alçak Yüksek Basınç Presostatı ... 49

Şekil 7.1: Deneysel Otomobil Klima Sisteminin Şematik Görünümü ... 50

Şekil 7.2: Deneysel Otomobil Klima Sisteminin Fotoğrafı ... 51

Şekil 7.3: Deneysel Otomobil Klima Sisteminde Kompresörün Elektrik Motoruna Bağlantı Görünümü ... 52

Şekil 7.4: Deneysel Otomobil Klima Sisteminde Kullanılan Büyük Boyutlu Kondenser ... 52

Şekil 7.5: Deneysel Otomobil Klima Sisteminde Kullanılan Küçük Boyutlu Kondenser ... 53

Şekil 7.6: Deneysel Otomobil Klima Sisteminde Yolcu Kabinine Karşılık Gelen Yalıtılmış Bölmede Kullanılan Isıtıcı Rezistanslar ... 54

v

Şekil 7.7: Otomobil Deney Klima Sisteminde Kullanılan Kondenser

Đkiz Fan Tertibatı ... 55 Şekil 7.8: Deneysel Otomobil Klima Sisteminin Kontrol Panosunun Görünümü.56 Şekil 7.9: Deney Sistemi Kontrol Elemanları ... 57 Şekil 9.1: Deneysel sistemde kompresörün çektiği elektriksel gücün kompresör devri ile değişimi (Qevap=2200 W, Tkond, hg=25 °C) ... 71

Şekil 9.2: Deneysel sistemde kompresörün çektiği elektriksel gücün kompresör devri ile değişimi (Qevap=2200 W, Tkond, hg=30 °C) ... 72

Şekil 9.3: Deneysel sistemde kompresörün çektiği elektriksel gücün kompresör devri ile değişimi (Qevap=3200 W, Tkond, hg=25 °C) ... 72

Şekil 9.4: Deneysel sistemde kompresörün çektiği elektriksel gücün kompresör devri ile değişimi (Qevap=3200 W, Tkond, hg=30°C) ... 73

Şekil 9.5: Deneysel sistemde kompresörün çektiği elektriksel gücün kompresör devri ile değişimi (Tkond, hg=25 °C, m=900 g) ... 73

Şekil 9.6: Deneysel sistemde kompresörde harcanan elektrik miktarının kompresör devri ile değişimi (Qevap=2200 W,Tkond, hg=25 °C) …… 75

Şekil 9.7: Deneysel sistemde kompresörde harcanan elektrik miktarının kompresör devri ile değişimi (Qevap=3200 W,Tkond, hg=25 °C) ... 75

Şekil 9.8: Deneysel sistemin soğutma tesir katsayısının kompresör devri ile değişimi (Qevap=2200 W, Tkond, hg=25 °C) ... 76

Şekil 9.9: Deneysel sistemde kompresörde harcanan elektrik miktarının kompresör devri ile değişimi (Qevap=3200 W,Tkond, hg=30 °C)……...77

Şekil 9.10: Deneysel sistemin soğutma tesir katsayısının kompresör devri ile değişimi (Qevap=2200 W, Tkond, hg=30 °C) ... 78

Şekil 9.11: Deneysel sistemin soğutma tesir katsayısının kompresör devri ile değişimi (Qevap=3200 W, Tkond, hg=30 °C) ... 79

Şekil 9.12: Deneysel sistemde kompresör motorunun çektiği elektrik gücüne göre tanımlanmış soğutma tesir katsayısının kompresör devri ile değişimi (Qevap=2200 W, Tkond, hg=25 °C) ... 81

Şekil 9.13: Deneysel sistemde kompresör motorunun çektiği elektrik gücüne göre tanımlanmış soğutma tesir katsayısının kompresör devri ile değişimi (Qevap=2200 W, Tkond, hg=30 °C) ... 81

Şekil 9.14: Deneysel sistemde kompresör motorunun çektiği elektrik gücüne göre tanımlanmış soğutma tesir katsayısının kompresör devri ile değişimi (Qevap=3200 W, Tkond, hg=25 °C) ... 81

Şekil 9.15: Deneysel sistemde kompresör motorunun çektiği elektrik gücüne göre tanımlanmış soğutma tesir katsayısının kompresör devri ile değişimi (Qevap=3200 W, Tkond, hg=30 °C) ... 82

Şekil 9.16: Deneysel sistemde kondenserden atılan ısının kompresör devri ile değişimi (Qevap =2200 W, Tkond, hg =25 °C) ... 82

Şekil 9.17: Deneysel sistemde kondenserden atılan ısının kompresör devri ile değişimi (Qevap =2200 W, Tkond, hg =30 °C) ... 83

Şekil 9.18: Deneysel sistemde kondenserden atılan ısının kompresör devri ile değişimi (Qevap =3200 W, Tkond, hg =30 °C) ... 84

Şekil 9.19: Her iki sistem için çevrim elemanlarında yok edilen ekserji (Soğutma kapasitesi 2200 W, Kondenser giriş sıcaklığı 25 oC, Soğutucu Kompresör devri 1600 d/d) ... 87

vi

Şekil 9.20: Her iki sistem için çevrim elemanlarında yok edilen ekserji (Soğutma kapasitesi 2200 W, Kondenser giriş sıcaklığı 25 oC, Kompresör devri 2400 d/d) ... 87 Şekil 9.21: Her iki sistem için çevrim elemanlarında yok edilen ekserji (Soğutma kapasitesi 2200 W, Kondenser giriş sıcaklığı 30 oC, Kompresör devri 1600 d/d) ... 88 Şekil 9.22: Her iki sistem için çevrim elemanlarında yok edilen ekserji (Soğutma kapasitesi 2200 W, Kondenser giriş sıcaklığı 30 oC, Kompresör devri 2400 d/d) ... 88 Şekil 9.23: Her iki sistem için çevrim elemanlarında yok edilen ekserji (Soğutma kapasitesi 3200 W, Kondenser giriş sıcaklığı 25 oC, Kompresör devri 1600 d/d) ... 89 Şekil 9.24: Her iki sistem için çevrim elemanlarında yok edilen ekserji (Soğutma kapasitesi 3200 W, Kondenser giriş sıcaklığı 25 oC, Kompresör devri 2400 d/d) ... 89 Şekil 9.25: Her iki sistem için çevrim elemanlarında yok edilen ekserji (Soğutma kapasitesi 3200 W, Kondenser giriş sıcaklığı 30 oC, Kompresör devri 1600 d/d) ... 90 Şekil 9.26: Her iki sistem için çevrim elemanlarında yok edilen ekserji (Soğutma kapasitesi 3200 W, Kondenser giriş sıcaklığı 30 oC, Kompresör devri 2400 d/d) ... 90 Şekil 9.27: Deneysel sistemde yok edilen toplam ekserjinin kompresör devri ile değişimi (Qevap=2200 W, Tkond, hg=25 °C) ... 91

Şekil 9.28: Deneysel sistemde yok edilen toplam ekserjinin kompresör devri ile değişimi (Qevap=2200 W, Tkond, hg=30°C) ... 92

Şekil 9.29: Deneysel sistemde yok edilen toplam ekserjinin kompresör devri ile değişimi(Qevap=3200W,Tkond,hg=25 °C) ... 92

vii TABLOLAR DĐZĐNĐ

Tablo 7.1: Deneysel Otomobil Klima Sisteminde Kullanılan Yardımcı

Elemanlar ve Özellikleri ... 59

Tablo 8.1: Deneysel Şartlar ... 60

Tablo 8.2: Termokupl ile Sıcaklık Ölçümü Yapılan Noktalar ... 61

Tablo 8.3: Termistör ile Sıcaklık Ölçümü Yapılan Noktalar ... 61

viii SĐMGELER DĐZĐNĐ ve KISALTMALAR A : Kesit alan (m2)

CFC : Kloroflorokarbon

BBK : Büyük boyutlu kondenser KBK : Küçük boyutlu kondenser

d

E& : Yok edilen ekserji (kW)

h : Soğutucu akışkanın özgül entalpisi (kJ kg -1) a

h : Havanın özgül entalpisi (kJ kg -1) g

h : Su buharının özgül entalpisi (kJ kg -1) f

h : Yoğuşan nemin özgül entalpisi (kJ kg -1) HFC : Hidrokloroflorokarbon

m& : Kütlesel debi (g s-1)

h

m& : Havanın kütlesel debisi (g s-1) r

m& : Soğutucu akışkanın kütlesel debisi (g s-1)

kond

Q& : Kondenserden atılan ısı (kW) evap

Q& : Soğutma kapasitesi (kW)

s : Özgül entropi (kJ kg-1 K-1) STK : Soğutma tesir katsayısı T : Sıcaklık (°C)

0

T : Mutlak çevre sıcaklığı (K) TXV : Termostatik genleşme valfi

ort

V : Ortalama hava akımı hızı (m s-1) h

V& : Havanın hacimsel debisi (m3 s-1)

w : Özgül nem (kg su buharı / kg kuru hava) komp

W& : Kompresör gücü (kW)

ρ : Yoğunluk (kg m-3)

kompel

W& : Kompresör gücüne bağlı elektrik sarfiyatı (kW)

STKel : Soğutma tesir katsayısına bağlı elektrik sarfiyatı t : Zaman (s)

ix Alt indisler evap : Evaporatör hg : Hava girişi komp : Kompresör kond : Kondenser r : Soğutucu akışkan

s : Sabit kapasiteli kompresör

top : Toplam

valf : Genleşme valfi sıvı : Sıvı girişi buhar : Buhar girişi 1-6 : 1 ve 6 noktası arası

x

KONDENSER BOYUTLARININ OTOMOBĐL KLĐMA SĐSTEMĐNĐN PERFORMANSINA ETKĐSĐNĐN DENEYSEL ANALĐZĐ

Ekrem TOSUN

Anahtar Kelimeler: Soğutma; Đklimlendirme; Otomobil kliması; R134a; Değişken kapasiteli

kompresör; Kondenser.

Özet: Bu çalışmada, orijinal parçalardan oluşan ve soğutucu akışkan olarak R134a kullanan

deneysel bir otomobil kliması sistemi, laboratuar ortamında kurularak çeşitli mekanik ve elektriksel ölçüm cihazlarıyla donatılmıştır. Sistemin soğutma çevrimi, değişken kapasiteli yalpalı plakalı kompresör, lamine tip evaporatör, paralel akımlı-mikro kanallı kondenserler, termostatik genleşme valfi ve sıvı tankından oluşmaktadır. Sistemin bütün parçaları aynı kalmak koşuluyla, yalnızca farklı boyutlarda olan mikro kanallı kondenserlerin değiştirilmesi sonucu oluşturulan bu iki sistem, değişen deneysel şartlar altında test edilmiştir. Elde edilen verilere enerji ve ekserji analizleri uygulanarak çeşitli performans parametreleri belirlenmiş ve grafikler halinde karşılaştırmalı olarak sunulmuştur.

Deneyler sonucunda, kompresör devrinin artması ile her iki sistem için kompresör gücü, kompresörün harcadığı elektrik miktarı, kondenserden atılan ısı miktarı ve sistem elemanla-rında yok edilen ekserji miktarı artmaktadır. KBK (Küçük Boyutlu Kondenser) kullanılan sistemde kompresör gücü ve kondenserden atılan ısı miktarı BBK (Büyük Boyutlu Kondenser) kullanılan sisteme göre daha fazladır. Kompresör devrinin artması ile, soğutma tesir katsayısı (STK) ve kompresör motorunun çektiği elektrik gücüne göre tanımlanmış soğutma tesir katsayısı (STKel), her iki sistem için azalmaktadır. BBK kullanılan sistemde STK ve STKel değerinin KBK kullanılan sisteme göre daha büyük olduğu görülmüştür. Ar-tan kondenser hava akımı giriş sıcaklıklarında STK ve STKel değerinin her iki sistem için düştüğü ve kapasite kontrol sisteminin devreye girmesi ile KBK kullanılan sistemin BBK kullanılan sisteme göre daha yüksek STK ve STKel değerlerine sahip olduğu gözlemlenmiş-tir. Artan soğutma kapasitelerinde ise, kompresör gücü ve kondenserden atılan ısı miktarı artmakta ayrıca sistem elemanlarında yok edilen ekserji miktarı da artmaktadır. Kompresör gücündeki artışa rağmen soğutma kapasitesindeki artışın daha büyük olması nedeniyle sabit bir kompresör devri için STK ve STKel değerlerinin her iki sistemde de daha yüksek değerle-re çıktığı görülmüştür.

xi

EXPERIMENTAL ANALYSIS OF THE EFFECT OF CONDENSER DIMENSIONS ON THE PERFORMANCE OF AN AUTOMOBILE AIR CONDITIONING SYSTEM

Ekrem TOSUN

Keywords: Refrigeration; Air conditioning; Automobile air conditioner; R134a; variable

capacity compressor; Condenser.

Abstract: In this study, an experimental R134a automobile air conditioning system which is

made up from original components has been set up in the laboratory and equipped with vari-ous mechanical and electrical instruments. The refrigeration circuit of the experimental sys-tem consists of a variable capacity swash plate compressor, a laminated evaporator, two pa-rallel flow micro-channel condensers, a thermostatic expansion valve and a liquid receiver. The experimental system has been tested under various experimental conditions by employ-ing two different condensers with different dimensions and usemploy-ing the same circuit compo-nents for each condenser case. Based on experimental data, energy and exergy analysis of the system has been performed and the results have been presented in comparative graphics. The results show that the compressor power, electric power consumed by the compressor, condenser heat rejection rate and the rate of exergy destructed in the components of the re-frigeration circuit get higher with increasing compressor speed. The compressor power and condenser heat rejection rate in the system using smaller size condenser are higher than those in the system using larger size condenser. Both the coefficient of performance (COP) and coefficient of performance based on electric power consumption of the compressor (COPel) decrease with increasing compressor speed in both systems. Furthermore, the system using larger size condenser yields higher COP and COPel values compared with the system using smaller size condenser. It is found that when the air temperature entering the condenser gets higher, both COP and COPel drop in both systems. However, the system using smaller size condenser gives higher COP and COPel values compared to the system using larger size con-denser as the capacity control system of the compressor is activated. When the cooling ca-pacity increases, the compressor power and condenser heat rejection rate as well as the exer-gy destruction rate in the refrigeration circuit components get higher. Because the cooling capacity increases faster than the compressor power does, both COP and COPel get higher in both systems with increasing cooling capacity at a fixed compressor speed.

1 1. GĐRĐŞ

Đnsanın doğasında rahat olmayı isteme arzusu vardır ve insan vücudunun gereksinimlerini her türlü iklim koşulları karşılayamaz. Buna bağlı olarak insan çok sıcak, çok soğuk, çok nemli veya çok kuru olmayan bir ortamda yaşamak ister. Fakat insan vücudunun rahat edebileceği koşullar ile, iklim koşulları genellikle birbirleriyle uyuşmazlar. Đnsan vücudunun rahat edebileceği koşulların sağlanması ancak sıcak ve nem gibi bazı değişkenleri sürekli kontrol altında tutulmasıyla mümkün olabilir.

Đnsanların bir bölgenin iklimini değiştirmeleri mümkün olmadığı için, bu gibi değişkenlerin nasıl kontrol altında tutulması gerektiğini bulmaları gerekiyordu. Yapılması gereken sadece ev veya işyeri gibi sınırlı bir kapalı hacmin iklim koşullarını değiştirebilmekti. Geçmişte bu gereksinim şömine veya soba gibi basit ısıtma sistemleriyle sağlandı. Günümüzde ise ısıtma, soğutma, nemlendirme, nem alma, temizleme hatta koku giderme gibi işlemleri yapan, başka bir deyişle bir ortamın havasını insanların isteklerine göre düzenleyen, gelişmiş iklimlendirme sistemleri vardır. Đklimlendirme sistemleri insan vücudunun gereksinimlerini sağlamak için tasarlanır.

Soğutma, düşük sıcaklıktaki bir ortamdan yüksek sıcaklıktaki bir ortama ısı geçişidir. Soğutma işlemi soğutma makineleri veya ısı pompaları tarafından gerçekleştirilir. Bu makinelerin içerdikleri çevrimlere de soğutma çevrimleri denir. En yaygın olarak kullanılan çevrim, buhar sıkıştırmalı soğutma çevrimidir. Bu çevrimde akışkan dönüşümlü olarak buharlaşır, yoğuşur ve buhar fazındayken sıkıştırılır.

Otomobillerde klima sistemlerinin kullanımı 1960’lı yıllarda ABD de başlamıştır. Đlk zamanlar lüks bir eşya gibi görülen klimalar günümüzde vazgeçilmez bir donanım haline gelmiştir. Klasik taşıt klimaları, buhar sıkıştırmalı çevrim

2

prensibine göre çalışmaktadır. Kompresör hareketini motordan alan bu sistemlerde, önceleri ısı taşıyıcı akışkan olarak kloroflorokarbon (CFC) türünden soğutucu akışkanlar kullanılmış olsa da, günümüzde hidrokloroflorokarbon (HCFC) türevi akışkanlar kullanılmaktadır.

Bu çalışmada, orijinal otomobil klima sistemi parçalarından meydana gelmiş olan bir deneysel otomobil klima sisteminde, kondenser boyutlarının sistem performansına etkisi incelenmiştir. Bu doğrultuda yapılan deneyler sonucunda elde edilen veriler ile oluşturulan grafiklerde, farklı boyutlarda olan iki kondenser kullanılarak oluşturulan iki sistemin kompresör gücü, kompresörün harcadığı elektrik miktarı, kondenserden atılan ısı miktarı, soğutma tesir katsayısı ve kompresörün harcadığı elektrik miktarına göre tanımlanmış soğutma tesir katsayısı karşılaştırmalı olarak incelenmiştir. Ayrıca, sistem elemanlarında yok edilen ekserji miktarı ve sistemde yok edilen toplam ekserji miktarı da yine karşılaştırmalı olarak araştırılmıştır.

1.1. Otomobil Soğutma Sistemleri Đle Đlgili Literatür Çalışması

Kiatsiriroat ve Euakit (1997), buhar sıkıştırmalı soğutma çevrimine göre çalışan otomobil klima sistemi için R22/R124/R152a soğutucu gazları karışımının sistem performansına etkisini incelediler. Deneysel sistemde evaporatör ve kondenserde ısı değiştiriciler ve 1300 cc kapasitesinde bir motor kullanıldı. Sistemin her bir bileşeni için matematiksel model geliştirildi. R22 soğutucu akışkanın yüksek yoğunluğunun soğutma tesir katsayısı (STK) değerini düşürdüğünü ve R22 soğutucu gazının kütlesel yoğunluğunun % 30’un altına düştüğü durumlarda performansın az da olsa arttığını tespit ettiler.

Farta vd. (2003), CO2ile çalışan bir soğutma çevriminin ikinci kanun analizini

yaparak sistem performansını etkileyen temel faktörleri belirlemeye çalışmışlardır. Analizler sonucunda, sistemdeki en büyük kayıpların kompresör ile gaz soğutucusunda meydana geldiği belirlenmiş ve iyileştirme çalışmalarının bu bileşenler üzerinde yoğunlaşması gerektiği vurgulanmıştır.

3

Joudi vd. (2003), alternatif soğutucu gazlarla ilgili olarak soğutucu akışkanların performansının karşılaştırılması için bir otomobil klima sistemi simülasyon modeli hazırladılar ve sistem performansını incelediler. Oluşturulan model ile farklı soğutucu gazları test ettiler. Daha gerçekçi sonuçlar almak için tersinmezlikler ve kayıplar hakkında bazı varsayımlar yaptılar. Evaporatör sıcaklığı, kondenser sıcaklığı ve kompresör hızı parametrelerine bağlı olarak sistem performansını incelediler. Deneysel sistemde R12, R134a, R290, R600a ve R290/R600a soğutucu akışkan karışımı denediler. Bu modelin ana fonksiyonu ve amacı ise, R12 soğutucu gazına alternatif olarak en iyi soğutucu gazı belirlemekti. Yapılan deneyler sonucunda R290/R600a karışımını (62/38 molar oranda) en uygun alternatif soğutucu gaz olarak belirlediler.

Jabardo vd. (2002), değişken kapasiteli kompresörle çalışan bir otomobil klima sisteminin deneysel değerlendirmesini ve modellemesini yaptılar. Simule edilen sistem, değişken kapasiteli kompresör, termostatik genleşme valfi ve bunlara ek olarak evaporatör ve paralel akımlı mikro kanallı kondenserden oluşmaktaydı. Sistem orijinal otomobil kliması parçalarından oluşturulmuş ve deneysel verilerin alınabilmesi için gerekli ekipmanlarla donatılmıştı. Soğutma çevrimindeki kompresör bir elektrik motoru ile tahrik edilmekte ve frekans dönüştürücüsü ile hız kontrolü yapılmaktaydı. Geliştirilen model vasıtasıyla kompresör hızı, evaporatör dönüş havası ve kondenser hava sıcaklığı çalışma parametrelerine bağlı olarak sistem performansı değerlendirildi.

Alkan ve Hosoz, orijinal parçalardan oluşan ve soğutucu akışkan olarak R134a kullanan deneysel bir otomobil klima sistemi üzerinde sabit ve değişken kapasiteli kompresörün sistem performansına etkisini incelediler. Oluşturulan iki sistemin performans değerlendirilmesinde kompresör devri, havanın kondensere ve evaporatöre giriş sıcaklıkları ile kondenser ve evaporatörden geçiş hızları değiştirerek sistemleri test ettiler. Enerji ve ekserji denklemlerini deneysel sisteme uygulanarak, her iki kompresör için sistem performansı değerlendirilmiştir. Elde edilen sonuçlara göre, değişken kapasiteli kompresörün düşük soğutma kapasitesinde sabit kapasiteli kompresöre göre daha yüksek soğutma tesir katsayısına sahip olduğu belirlenmiştir. Bunlara ek olarak, değişken kapasiteli

4

kompresörün çalıştırıldığı sistemde, yok edilen ekserji kaybının sabit kapasiteli kompresöre göre daha büyük olduğu saptanmıştır.

Ronald vd. (1993), bir otomobil ısı pompası / klimasının simülasyonu ve matematiksel modelini gerçekleştirdiler. Bu model ile, R12 ve R134a soğutucu akışkanlarını kullanarak soğutma ve ısıtma halleri için ısıtma ve soğutma kapasitesi, kompresörde soğutucu akışkana verilen güç miktarı değişimi, soğutma durumundaki sistem STK değerleri ile, ısıtma durumundaki ITK değerini, ayrıca iki farklı durum için kompresör devrinin performansa etkisini belirlediler. Soğutma durumunda artan çevre sıcaklığı ile sistem STK değerinin azaldığını, ısıtma durumunda ise ITK değerinin arttığını tespit ettiler. R12 ve R134a soğutucu akışkanlarının ısıtma ve soğutma durumları için deneysel analizlerinde, birbirine yakın sonuçlar elde ettiler. Otomobil ısı pompası / klimasında ısıtma durumunda buldukları sistem ITK değerinin, soğutma durumunda buldukları sistem STK’sından daha yüksek olduğunu gözlemlediler.

Hoşöz ve Direk (2006), ısı pompası olarak çalışabilen bir otomobil klimasının soğutma ve ısıtma modlarındaki performanslarını, deneysel olarak belirlemişlerdir. Deneyler sonucunda, sistemin ancak çok düşük olmayan çevre havası sıcaklıklarında yeterli ısıtma kapasitesi sağladığını, ancak ısıtma tesir katsayısının, STK’sına göre daha yüksek olduğu belirlenmiştir. Artan kompresör devriyle birlikte soğutma ve ısıtma kapasitelerinin de arttığı, ancak ısıtma ve soğutma tesir katsayılarının düştüğü görülmüştür.

Esen ve Hosoz (2005), R12 ve R134a soğutucu akışkanları ile şarj edilmiş bir otomobil iklimlendirme sistemini çeşitli kompresör devirlerinde ve ısı yüklerinde çalıştırarak, iki farklı akışkan durumu için karşılaştırmalı performans analizi yapmışlardır. Bu amaçla, kompresör, buharlaştırıcı, yoğuşturucu ve termostatik genleşme valfi (TXV) bileşenlerinden oluşan bir otomobil iklimlendirme sistemi kurulmuştur. Kompresör, asenkron motor sürücü aracılığı ile beslenen üç fazlı bir elektrik motoru tarafından tahrik edilmiştir. 1530–3060 W arasında çeşitli ısıl yükler, elektrikli ısıtıcı ile sisteme sağlanmıştır. Deneyler, her bir ısı yükü için 50 ve 60 °C’lik yoğuşma sıcaklıklarında ve her ısı yükü–yoğuşma sıcaklığı çifti için 600,

5

800, 1000, 1200, 1400 d/d kompresör hızlarında yapılmıştır. Çeşitli noktalardaki soğutucu akışkan ve hava sıcaklıkları, soğutucu akışkan basınçları, kompresör devri, buharlaştırıcıdan geçen hava akımının hızı ve elektriksel olarak sağlanan ısı yükü ölçümleri yapılmıştır. Ölçüm değerleri kullanılarak uygulanan enerji analizi sonucunda, aynı soğutma kapasitesi için R134a’nın yaklaşık % 6–7 daha düşük soğutma tesir katsayısı (STK) değerleri verdiği görülmüştür. STK’nın, buharlaştırıcı yükü ile arttığı, kompresör devri ve yoğuşma sıcaklığı ile birlikte ise düştüğü belirlenmiştir. Aynı soğutma yükünde, R134a’nın R12’ye oranla yaklaşık % 20–21 daha düşük bir soğutucu akışkan kütlesel debisi ile çalıştığı belirlenmiştir.

Lundberg (2002), R134a kullanılan bir soğutma sistemin performans analizini gerçekleştirip, kondenser çapının düşürülmesi ile R134a akışkanının miktarının azaltılabileceğini belirleyerek, R134a akışkanının yerine çevreye daha az zararlı bir akışkan olan CO2 gazı kullanımının avantajlarını tespit etti.

Mager (2002), soğutucu akışkan olarak CO2 kullanılan bir ısı pompası / kliması

sisteminin deneysel performans analizi gerçekleştirdi. Sistem soğutma ve ısıtma performansı, yakıt tüketimi, uzun süreli kullanım parametreleri için R134a ve CO2

gazlarının üstünlüklerini tespit etti. CO2 gazının otomobil ısı pompası / kliması için

kullanımında R134a’ya kıyasla daha iyi soğutma performansı, daha düşük yakıt tüketimi ve daha yüksek ısıtma performansı sonuçları verdiğini tespit etti.

Yumrutaş vd. (2002), bir buhar sıkıştırmalı soğutma çevrimine ekserji analizi uygulayarak buharlaştırma ve yoğuşturma sıcaklıklarının, basınç kayıpları, ekserji kayıpları, ikinci kanun verimi ve performans katsayısı (COP) üzerindeki etkilerini incelemişlerdir. Analizler sonucunda, evaporatör ile soğutulan hacim arasındaki sıcaklık farkı azaldıkça ikinci kanun verimi ve COP değerinin artmakta olduğunu ve ekserji kayıplarının azalmakta olduğunu tespit etmişlerdir.

Kaynaklı and Horuz (2003), bir otomobil kliması sisteminin detaylı deneysel analizini gerçekleştirdiler. Evaporatör, kondenser ve çevre sıcaklıkları ile kompresör devrinin fonksiyonu olarak soğutma kapasitesi, kompresörde soğutucu akışkana verilen güç, akışkan debisi, sistem STK’sı, minimum ve maksimum sistem

6

basıncındaki değişimlerini belirlediler. Kondenser sıcaklığı ve kompresör devrinin artmasıyla sistem soğutma kapasitesinin arttığını, fakat bundan dolayı kompresörün soğutucu akışkana verdiği güç değerinin de arttığını, buna karşılık sistem STK’sının düştüğünü, kondenser sıcaklık ve basıncının evaporatör sıcaklık ve basıncına göre daha etkin olduğunu tespit ettiler. Soğutucu akışkan debisinin fonksiyonu olarak kondenser, evaporatör ve çevre sıcaklıklarındaki değişimleri gözlemlediler. Evaporatöre üflenen hava sıcaklığının artmasıyla ve evaporatör yüzey sıcaklığı ile hava sıcaklığı arasındaki farkın yükselmesiyle, soğutma kapasitesindeki (3.5 kW üstü durumları için) artışın kompresörde soğutucu akışkana verilen güç miktarından daha yüksek oranda olmasından dolayı sistemin STK değerinin yükseldiğini tespit ettiler.

Hwang vd. (1999), buharlaşma ile soğutucu kondenser ve konvansiyonel hava soğutmalı kondenserin karşılaştırılmalı performans analizini yapmışlardır. Bu çalışmada HCFC-22 soğutucu gaz kullanmışlardır. Yapılan tüm testlerde sistem kararlı halde iken sistem performansı değişken parametrelerle incelenmiştir. Yapılan deneyler sonucunda buharlaşma ile soğutulan kondenser hava soğutmalı kondensere göre % 1.8–8.1 daha yüksek kapasiteye ve % 11.1–21.4 daha yüksek STK’ya sahip olduğunu tespit ettiler.

Khan ve Zubair (2000), mekanik aşırı soğutmalı buhar sıkıştırmalı bir soğutma çevriminde aşırı soğutma işleminin sistem performansına etkisini incelemişlerdir. Đnceledikleri sistemde, aşırı soğutma işlemi için başka bir küçük buhar sıkıştırmalı soğutma çevrimi kullanmışlardır. Bu çevrim, esas çevrime kondenser çıkışında bağlanmıştır. Sistemin gerçek performansını simüle etmek için, ısı değiştiricilerine ve aşırı soğutma doyma sıcaklığına bağlı olarak mekanik-aşırı soğutmalı sistemin termodinamik modeli geliştirilmiştir. Geliştirilen modelde soğutucu akışkan olarak R134a kullanılmıştır. Esas çevrim için soğutma kapasitesi 30 kW, kompresör izentropik verimi 0.65 alınmıştır. Yapılan termodinamik analizler sonucunda sistemin toplam performansının, küçük çevrimin performansıyla artmakta olduğu ve performanstaki bu artışın, aşırı soğutucudaki soğutucu akışkan doyma sıcaklığına bağlı olduğu belirlenmiştir. Kurulan model daha sonra, toplam ısı transfer alanını oluşturan evaporatör ve kondenser alanlarının optimum dağılımının belirlenmesi

7

için kullanılmıştır. Analizlere göre evaporatör ile kondenser alanlarının optimum dağlımı için kondenser sıcaklığı 40 ºC, evaporatör sıcaklığı 0 ºC bulunmuştur. Performans katsayısı, toplam ısı transferi alanının büyük bir kısmının kondensere ait olduğu zaman nispeten büyük, evaporatöre ait olduğu zaman ise küçük çıkmıştır. Aynı zamanda ısı eşanjörlerindeki tersinmezlik değerlerinin minimum olmasıyla optimum çalışma şartlarının oluşacağı tespit edilmiştir.

Hoşöz (2005), deneysel bir otomobil klimasına ekserji analizi uygulayıp, sistemin bileşenlerindeki ekserji yıkımlarını sayısal olarak belirlemiştir.

Hosoz ve Ertunc (2006), bir otomobil klimasının performansını, yapay sinir ağları kullanarak modellemiş ve geliştirdikleri modelin başarılı sonuçlar verdiğini gözlemlemişlerdir.

Literatür araştırmasında da görüldüğü gibi, yapılan birçok farklı çalışma olmasına rağmen otomobil klima sistemi üzerinde farklı boyutta iki kondenser kullanılarak yapılan bir çalışma bulunmamaktadır. Mevcut çalışmada ise, farklı boyutta iki kondenserin kullanılarak oluşturulan iki sistemin karşılaştırmalı deneysel analizi araştırılmıştır.

1.2. Soğutmanın Tarihçesi

Soğutmanın yapay yöntemlerle kullanılmaya başlamasının geçmişi, 3000 yıldan daha öncelere uzanmaktadır. Gıdaların ve bozulabilir ürünlerin muhafazasında kullanılan buz, 18. yüzyılın başlarında, yeraltı buzullarından elde edilmekteydi. 16. yüzyılda ise, kimyasal yöntemlerle soğutma keşfedildi. Sodyum nitrat veya potasyum nitrata su ilave edildiği zaman suyun sıcaklığı düşüyor ve bir soğutma sağlanıyordu. Đtalya'da, şarabı soğutmak için denenen pek çok metottan biri de budur. Bilinen ilk yapay soğutma metodu William Cullen tarafından Đskoçya’da Glasgow Üniversitesinde 1756 yılında uygulanmıştır. Cullen, di-etil eter tankı içinde kısmi bir vakum oluşturabilmek için bir pompa kullanmıştır. Bu yöntemle de elde edebilmiş ve pratik bir yöntem olarak günümüze kadar gelmiştir.

8

1800'lü yılların ortalarında buz, ABD için bir ihracat ürünüydü. Buz, iyi bir ticaret metası olarak gemilerle Karayiplere ve Güney Amerika'ya naklediliyordu. 19. yüzyılın ilk yarısında bu iş, ABD için ciddi bir iş kolu haline gelmiştir. "Buz Kralı" olarak bilinen New England'lı Frederic Tudor, buzun gemilerle uzun mesafelere taşınabilmesi için, termal yalıtım ürünleri üzerinde çalışmıştır. 1805'te Amerikalı mucit Oliver Evas buhar sıkıştırmalı bir soğutma çevrimi tasarlamış ama üretememiştir.

Şekil 1.1: Soğutma Sistemi (Đklimlendirme, Soğutma Sistemleri Bilgi Portalı - Turhan Karakaya )

1889 ve 1890 kışlarının ılık geçmesi nedeniyle, doğal yollarla buzun tedarikinde sıkıntı oluşmuş, bu ise mekanik soğutma sistemlerinin geliştirilmesini teşvik etmiştir. Soğutma sistemlerindeki yeni gelişmeler ilk önce bira endüstrisine ve et ürünleri işleme tesislerine adapte edilmiştir. 1820'de, Đngiliz bilim adamı Michael Faraday yüksek basınç ve düşük sıcaklıkta sıvı amonyak ve diğer gazlarla bir sistem geliştirdi. 1834'te Jacob Perkins, buhar sıkıştırmalı soğutma sisteminin ilk patentini aldı. Perkins bir prototip sistem yaptı ve çalıştırdı, fakat bunun ticarileştirilmesinde başarılı olamadı. 1842'de, Amerikan fizikçisi, John Gorrie, ilk defa buz üretmek için su soğutan sistemi dizayn etti. Soğutmanın tarihsel gelişme süreci günümüze kadar birçok aşamadan geçti. Aynı zamanda soğutma sistemindeki soğuk havayı, evlerin, hastanelerin veya otellerin konfor iklimlendirmesinde kullanmayı da

9

düşündü. Tasarladığı sistem için 1851'de patent aldı. Gorrie çalışan bir prototip yapmıştı. Ancak, tasarladığı sistem, ticari açıdan hataydı.

Alexander Twining 1848'de buhar sıkıştırmalı soğutma üzerine çalışmaya başladı ve 1859 ile 1853'de patentler aldı.

James Harrison, mekanik buz üreten bir cihaz üzerine çalışmaya 1851'de başladı. 1854'te ilk ticari buz makinesini takiben, 1855'te eter sıvı-buhar sıkıştırmalı soğutma sisteminin patentini aldı. Harrison 1861'de, et ürünleri işleme tesisleri ve bira endüstrisi için ticari tipte buhar sıkıştırmalı soğutucu üretmeye başladı ve bu alanda bir düzine referans oluşturdu.

Avustralya, Arjantin ve ABD, 1870'lerin ortalarında, gemi ile yapılan soğuk taşıma işine odaklandı. Bu alanda ilk ticari başarı, 1882'de William Soltau Davidson'un sıkıştırmalı soğutma cihazı ile Yeni Zelanda'ya yapılan bir nakliye olmuştur. Bu dönemde Avustralya ve Güney Amerika'da et ve süt ürünleri alanında ticari bir patlama yaşandı.

Đlk absorpsiyonlu soğutma sistemi, suda çözünen gaz halde amonyak kullanan bir sistemdi (aqua ammonia). Bu sistem, 1859'da Fransa'da Ferdinand Carré tarafından geliştirildi ve 1960 yılında patenti alındı. Amonyağın toksin özelliklerinden ötürü, evsel sistemlerde amonyak kullanımı tercih edilmedi fakat satış amaçlı buz üretiminde kullanıldı. ABD'de, yakın geçmişe kadar halk, ticari yollarla buz temin ediyor ve buz kutularında muhafaza ediyordu.

Amerikan balon uzmanı Thaddeus Lowe, yıllarca gazların olanakları üzerinde çalıştı. En büyük dayanağı olan girişimi hidrojen gazının yüksek miktarlarda üretimi idi. Lowe, birkaç buz üreten makinenin de patent sahibidir. "Sıkıştırmalı buz makinesi" soğuk muhafaza alanında devrim niteliğindeydi. 1869'da o ve diğer yatırımcılar eski bir buharlı gemi satın aldılar. Lowe'un soğutma cihazını yüklediler ve New York'tan Meksika Körfezi ve çevresine taze meyve, oradan New York'a da taze et taşımaya başladılar. Lowe'un denizcilik alanındaki bilgi eksikliği, işin maliyetlerinin hesaplanmasında hataların ortaya çıkmasına neden oldu. Ayrıca etin nakledildikten sonra tüketiciye ulaşıncaya kadar, işlenip ambalajlanacağı yere kadar

10

taşınması, ambalajlama, tüketiciye arz gibi süreçleri "bir zincir" olarak hesaba katılmamıştı

ABD'de, konutlarda mekanik soğutucuların, buzdolaplarının kullanılmaya başlanması ise 1911yılı civarındadır. (Đklimlendirme, Soğutma Sistemleri Bilgi Portalı - Turhan Karakaya )

11 2. SOĞUTUCU AKIŞKANLAR

2.1. Soğutma Sistemlerinde Kullanılan Soğutucu Akışkanlar

Bir soğutma sisteminde, ısının bir ortamdan alınıp başka bir ortama nakledilmesinde ara madde olarak soğutucu akışkanlardan yararlanılır. Bu akışkanlar, çoğunlukla buharlaşma ve yoğuşma faz değişimi işlemleri yardımıyla, bir ortamdan çektikleri ısıyı diğer bir ortama aktarırlar. Bu faz değişimleri, mekanik buhar sıkıştırmalı ve absorbsiyonlu sistemlerde görülürken hava gibi akışkan kullanan soğutma sistemlerinde görülmez. Bir soğutma cihazının tasarımı, seçilen soğutucu akışkanın özelliklerine bağlıdır. (Yamankaradeniz, 2002).

Soğutucu akışkan seçimi yapılırken termodinamik özelliklerinin yanı sıra, çevresel etkileri de göz önüne alınmalıdır. Yakın zamana kadar geniş ölçüde kullanılan halokarbon türü soğutucu akışkanlardan klor içeren ve kloroflorokarbon (CFC) grubunda bulunan R11, R12, R13, R113, R114, R500, R502, R503 gibi soğutucu akışkanlar ile hidrokloroflorokarbon (HCFC) grubunda bulunan R21, R22, R123, R124 gibi soğutucu akışkanların stratosferdeki ozon tabakasını tahrip ettiği 1960’lı yıllarda ilk defa Đngiliz bilimcisi Jim Lovelock tarafından fark edilip, 1970’li yıllarda ABD’de yapılan araştırmalar sonucu bu durum bilimsel olarak kanıtlanmıştır. Diğer taraftan, gerek halokarbon türü akışkanların ve gerekse başta CO₂ olmak üzere bazı gazların atmosferin üst kısımlarında sera etkisi (Greenhouse effect) meydana getirip yerküre sıcaklıklarının artmasına neden olduğu fark edilmiştir.

Bütün bunlar karşısında, 100 kadar ülke 1987 yılında Kanada’nın Montreal kentinde soğutucu akışkanların üretim ve kullanımı, ozon tabakasının korunması, sera etkisinin azaltılması gibi konuların kontrol altına alınması amacıyla ilk defa toplanarak, (UNEP 1987) Montreal Protokolü olarak adlandırılan sözleşmeyi imzalamışlardır. Daha sonra 1990 yılında Londra’da ve 1992 yılında Kopenhag’da

12

yapılan toplantılarda CFC türü soğutucu akışkanların üretim ve kullanımıyla ilgili daha sıkı önlemlerin alınması gerekli görülerek bazı kararlar almışlardır. Türkiye her iki protokolü de imzalamış ve resmi gazetede ilan ederek kanunlaştırmış bulunmaktadır.

Üretim ve kullanımı önlenecek olan bu CFC ve HCFC türü soğutucu akışkanların yerine, yeni soğutucu akışkanların bulunması ve yaygınlaştırılması gereksinimi artmaktadır. Bu konuda 10 yıla yakın süreden beri yapılan araştırmalarda önemli gelişmeler elde edilmiştir. Bu araştırmalarda birçok yeni soğutucu akışkan keşfedilmiş, birçoğu da kullanılmaya başlanmıştır. Ozon tabakasını etkileyen CFC ve HCFC türü soğutucu akışkanların yerine kullanılmak üzere, yeni soğutucu akışkanlar üzerinde araştırmalar devam etmektedir. Bu çalışmada yapılan analizler, ozon tabakasına zarar vermeyen ve kullanılması tavsiye edilen soğutucu akışkanlar üzerinde yapılmıştır.

2.2. R134a Soğutucu Akışkanı

Ozon tabakası; Yerküreyi güneşin zararlı ultraviyole ışınlarından korur. Bu tabaka, atmosfere karışan kloroflorokarbon gazları nedeni ile azalmaktadır. Bunun sonucu olarak kuzey kutbu üzerinde gittikçe büyüyen bir "ozon tabakası deliği" meydana gelmiştir.

Ozon tabakasının delinmesi, doğal dengeyi bozmakta ve canlı organizmalara zarar vererek, deri kanseri gibi hastalıklara yol açmaktadır. Ozon tabakasındaki delinme bu hızla devam ederse; 2030 yılına kadar dünyanın ortalama sıcaklığının 1.5–4.5°C artacağı ve bunun sonucu olarak da deniz seviyelerinin 0.24–1.4 m. yükseleceği tahmin edilmektedir.

Ozon tabakasının korunabilmesi için, çevre koruma örgütleri ve hükümetlerce alınan kararlar uyarınca, freon gazları ( R11, R12, R113, R114, R115 ) yerine, daha zararsız soğutucu gazlar kullanılması öngörülmüş ve buna ilişkin olarak Eylül - 1987 yılında imzalanan uluslararası Montreal Protokolüne göre, zararlı freon

13

gazlarının kullanım ve üretimleri kademeli olarak azaltılmasına ve 2000 yılında tamamen durdurulmasına karar verilmiştir.

R134a gazı; ozon tabakasına zarar vermemekte, fakat sera etkisine yol açmaktadır. Sera etkisi, petrol fosili türevi çoğu gazda görülen, "atmosferin ısı önleme özelliğini azaltma etkisi" şeklinde açıklanabilir. Bu etki sonucu, yerkürenin ısısı artmaktadır.

Soğutucularda ve otomobil klima sistemlerinde yaygın olarak kullanılan R12 gazı yerine, R134a gazının kullanımı planlanmıştır. Ülkemizde R134a gazı ilk olarak; Ekim-1993 yılında T.O.F.A.Ş.'ta üretilen klimalı Tempra ve Tipo otomobillerimizde, Aralık -1995 tarihinden itibaren ise 131 tip otomobillerimizde kullanılmıştır.

R134a gazının kimyasal ve fiziksel özellikleri tamamen farklı olduğu için, içerisinde freon gazları bulunan otomobil klima sistemlerindeki birçok parçanın, farklı olmasından dolayı kullanılmamalıdır. Aksi takdirde klima sistemi servis hizmetleri sırasında R12 gazı ile karıştırılırsa komple sistemin hasar görme riski vardır.

R134a devresindeki tüm rekor bağlantıları değiştiğinden, kullanılacak tamir ve bakım takımları da değişik olacaktır. R134a devrelerine gaz dolumu için, bu gazın özelliklerine uygun dolum cihazları ve kaçak detektörleri de geliştirilmiştir. R12 gazının dolumunda kullanılan gaz dolum cihazları, R134a gazını doldurmak için kesinlikle kullanılmamalıdır. Yanlış kullanımları önlemek için, boru bağlantıları ve dolum vanaları değiştirilmiş, uyarıcı etiket ve yazılar kullanılmıştır.

14 3. ĐKLĐMLENDĐRME

3.1. Đklimlendirmenin Tanımı

Günlük yaşantımızı rahat sürdürebileceğimiz bir ortamın oluşturulması için, çevre koşullarının değiştirilerek, ortam sıcaklığının istenilen değere getirilmesini sağlayan yapay ve teknolojik yöntemlerin tümüne ĐKLĐMLENDĐRME denilmektedir.

3.1.1. Đklimlendirme Sistemlerinin Çalışma Prensipleri

Klimalar, basınç altında bulunan sıvı haldeki bir akışkanın istenilen sıcaklıkta buharlaştırılması ve sonra tekrar sıvı hale dönüştürülmesi prensibi ile çalışır.

Klima içerisinde kullanılacak olan gaz, bir kompresör aracılığıyla emilir ve oluşturulan basınç sonucunda gaz sıvı hale dönüştürülür. Bu işlem sırasında açığa çıkan ısı ise bir fan aracılığı ile ortamdan uzaklaştırılır ve ısısı değiştirilmek istenen kapalı hacme verilir. Sıvı haldeki bu gaz, genleşme valfi aracılığıyla üzerindeki basınç azaltılarak gaz hale dönüştürülür. Gaz hale geçebilmesi için de, bulunduğu ortamın ısısını alır ve soğutma işlemi sağlanmış olur. Daha sonra gaz tekrar sıvı hale getirilir ve bu olay sürekli devam eder.

Şekil 3.1: Klimalarda Kullanılan Soğutma Çevrim Şeması (History of Air Conditioning Source Newsweek. Winter 1997)

15 1-Evaporatör (Buharlaştırıcı) 2- Genişleme vanası (Kısılma Vanası) 3-Kondenser (yoğuşturucu) 4-Kompresör

3.1.2. Klima ile ilgili kavramlar 3.1.2.1. Sıcaklık

Isı, bir enerji çeşididir. Birimi, kalori'dir. Genellikle de kilokalori (kcal) olarak kullanılır. Sıcaklık ise, ısı etkisi ile değiştirilebilen büyüklüktür. Basınç ile sıcaklık arasında doğru orantılı bir ilişki vardır. Basınç arttıkça, sıcaklık da artar.

3.1.2.2. Nemli Hava

Çevremizi saran hava yalnızca N2 ve O2'den oluşmaz. Đçerisinde yüksek oranda su

buharı da bulunur. Su buharı miktarı çevre şartlarına bağlı olarak değişir. Havanın içerisindeki aşırı nem, insanlar için rahatsız edici boyutlardadır. Sıcaklığın aynı olmasına rağmen, nem oranı yüksek olan hava daha çok rahatsız edicidir

3.1.2.3. Basınç

Basınç; katı, sıvı veya gaz halindeki maddeler tarafından, birim yüzeye etki eden dik kuvvettir. Basınç birimi olarak, genellikle kg/cm2 veya bar kullanılır. Atmosfer basıncı ise atmosferdeki havanın, birim yüzeye uyguladığı kuvvettir.

16

4. SOĞUTMA ÇEVRĐMĐ ĐÇĐN ÇEŞĐTLĐ TANIMLAR ve PSĐKROMETRĐK KAVRAMLAR

4.1. Soğutma Çevrimleri Đçin Çeşitli Tanımlar

4.1.1. Yüksek Taraf / Alçak Taraf

Kompresör çıkışından itibaren basma borusu, kondenser, sıvı tankı, sıvı borusu ve genleşme valfi girişine kadar olan kısım yüksek basınç tarafıdır. Kompresör, soğutucu akışkanı düşük basınç ve sıcaklıkta alır ve bu akışkanı sıkıştırır. Kompresör çıkışı sistemin yüksek basınç tarafıdır. Yüksek basınç tarafındaki borular, bu sıcak akışkanı, kondensere (yoğuşturucu) taşır. Buna sıcak gaz hattı denir. Kondenser ve kondenseri genleşme cihazına bağlayan sıvı hattı, sistemin yüksek basınç tarafındadırlar. Soğutucu, genleşme cihazına yüksek basınç ve sıcaklıkta girer ve daha sonra düşük basınç ve sıcaklıkta terk eder.

Genleşme valfi çıkışından itibaren soğutucu ünite, emme borusu ve kompresörün emişine kadar olan kısım düşük basınç tarafını oluşturur. Genleşme cihazının girişi, yüksek basınç tarafındadır. Ancak çıkışı alçak basınç tarafındadır. Buharlaştırıcıyı kompresör girişine bağlayan hat ise emme hattı olarak isimlendirilir. Kompresörün emme veya giriş ağzı, sistemin alçak tarafının son noktasıdır.

4.1.2. Buharlaşma

Sıvı haldeki soğutucu akışkan, buharlaştırıcıya gereken debide gönderilir. Basınçtaki ani düşüş sonucu soğutucu akışkan kaynar ve buharlaşır. Bu süreç esnasında etrafından ısı çekerek dış yüzeyinden geçen hava akımını soğutur. Buharlaştırıcı etrafından geçen soğutulmuş hava, daha sonra şartlandırılan ortama gönderilir.

17 4.1.3. Yoğuşma

Klima sistemlerinde kompresörde sıkıştırılmış ve sıcaklığı arttırılmış ısıtılmış kızgın buhar halindeki soğutucu akışkan, geniş ısı transferi yüzeyine sahip kondenserden geçer. Kondenserden geçen soğuk dış hava, soğutucu akışkanın ısı atarak yoğuşmasını sağlar.

4.1.4. Yoğuşma Basıncı

Yoğuşma basıncı soğutma devresinin yüksek basınç tarafında olup, kompresör çıkışından itibaren genleşme valfi girişine kadar basıncın yoğuşma basıncına eşit olduğu kabul edilir.

4.1.5. Yoğuşma Sıcaklığı

Kondenserde yoğuşma durumundaki soğutucu akışkanın, yoğuşma esnasında sabit kalan sıcaklığıdır.

4.1.6. Basma Hattı Sıcaklığı

Basma hattı sıcaklığı yoğuşma sıcaklığından farklıdır. Kompresörden basma hattına gönderilen soğutucu akışkanın kompresör çıkışındaki sıcaklığına basma hattı sıcaklığı denir.

4.1.7. Buharlaşma Basıncı

Evaporatörde buharlaşan soğutucu akışkanın basıncına buharlaşma basıncı denir. Buharlaşma basıncı, evaporatör ısı transfer yüzeyi ile soğutulan hava akımının sıcaklığına göre değişir. Soğutucu ünite ısı transfer yüzeyinin belirli bir değeri için, hava akımının sıcaklığının daha düşük değerler alması halinde buharlaşma basıncı düşer. Soğutulacak hava akımının sıcaklığının artması, buharlaşma basıncını da arttırır.

18 4.1.8. Buharlaşma Sıcaklığı

Her soğutucu akışkanın, buharlaşma basıncına bağlı olarak belirli bir buharlaşma sıcaklığı vardır. Buharlaşma sıcaklığı düştükçe buharlaşma basıncı da düşecektir.

4.1.9. Soğutma Etkisi

Bir soğutucu akışkanın 1 kg’ının evaporatörde buharlaşırken soğutulacak hava akımından absorbe ettiği ısı miktarı soğutma tesiri olup, bu miktar o soğutucu akışkanın buharlaşma gizli ısısına eşittir. Ancak bu karşılaştırma, soğutucu akışkanın sıvı durumundaki sıcaklığı ile, buharlaşma durumundaki sıcaklığının birbirine eşit olması haline göre yapılmıştır. Uygulamada, soğutucu akışkanın sıvı durumundaki sıcaklığı buharlaşma sıcaklığından daima yüksektir. Soğutucu akışkanın buharlaştırıcıdan geçen soğutulacak hava akımından ısı absorbe etmeden önce, sıcaklığı buharlaşma sıcaklığına düşürülür. Bu sebeple, soğutucu akışkanın sadece belirli bir kısmı evaporatörde buharlaşır.

19 4.2. Psikrometrik Kavramlar ve Diyagramlar

Şekil 4.1: Psikrometrik Diyagram [Turkish Society Of HVAC& SANITARY Engineers]

4.2.1. Yaş Termometre Sıcaklığı

Üzerine ıslak pamuk sarılmış ve havanın yeterli hızda aktığı bir ortama yerleştirilmiş bir termometrenin gösterdiği sıcaklığa yaş termometre sıcaklığı denir. Başka bir deyişle havanın ısısını değiştirmeden doyma durumuna getirilerek ölçülen sıcaklığa yaş termometre sıcaklığı denir.

4.2.2. Kuru Termometre Sıcaklığı

Hava içindeki su buharı ve güneş ışınımının etkisi olmadan, haznesi kuru bir termometre ile gölgede yapılan ölçüm sonucu bulunan sıcaklıktır.

20

Şekil 4.2: Psikrometrik Diyagram Öğeleri (Yaş Termometre Sıcaklığı) [Turkish Society Of HVAC&SANITARY Engineers]

Şekil 4.3: Psikrometrik Diyagram Öğeleri (Kuru Termometre Sıcaklığı) [Turkish Society Of HVAC& SANITARY Engineers]

4.2.3. Çiğ Noktası

Hava soğutulduğunda, içerisinde bulunan su buharının yoğunlaşmaya başladığı sıcaklığa başlangıçtaki havanın çiğ noktası sıcaklığı denir. Yani mevcut hava içerisindeki su buharı miktarını değiştirmeden doyma durumuna getirildiği sıcaklıktır.

21 4.2.4. Bağıl Nem

Mevcut havada bulunan su buharı miktarının aynı sıcaklıktaki doymuş havada bulunan su buharı miktarına oranına denir.

Şekil 4.4: Psikrometrik Diyagram Öğeleri (Çiğ Noktası Sıcaklığı) [Turkish Society Of HVAC& SANITARY Engineers]

4.2.5. Mutlak nem

1 m3 nemli havanın içerdiği su buharı miktarının kuru hava miktarına oranına mutlak nem denir. Mutlak nemi 1 kg kuru havanın içerdiği su buharı miktarı olarakta tanımlamak mümkündür.

4.2.6. Özgül Nem (g/kg)

Mevcut havada bulunan birim miktardaki nemli havanın ihtiva ettiği su buharı miktarına denir. Yani mevcut şartlarda 1 kg havadaki nemin gram cinsinden miktarıdır.

4.2.7. Duyulur Isı (Qd - kcal/kg)

Nemli havadan, kuru termometre sıcaklığını değiştirmek için verilmesi ya da alınması gereken ısı miktarıdır.

22 4.2.8. Duyulur Isı Oranı

Duyulur ısının (Qduyulur), toplam ısıya (Qduyulur + Qgizli) oranıdır

4.2.9. Gizli Isı (Qg - kcal/kg)

Nemli havadan, kuru termometre sıcaklığı değişmeksizin içeriğindeki su buharının yoğuşturulması veya su buharı eklenmesi, yani suyun fazını değiştirmek için verilen veya alınan ısı miktarıdır.

4.2.10. Özgül Hacim

Kuru hava ve su buharı karışımında 1 kg kuru hava ve beraberindeki su buharının işgal ettiği hacimdir. [m3/kg]

4.2.11. Entalpi (h- kcal/kg)

Kuru hava-su buharı karışımına (nemli havaya) ısıtılması esnasında verilmesi ya da soğutulması esnasında alınması gereken ısı miktarıdır. Havadaki ısı miktarını, belirlenmiş bir referans değerine göre gösteren bir ısıl özelliktir.

Şekil 4.5: Psikrometrik Diyagram Öğeleri (Entalpi)[Turkish Society Of HVAC& SANITARY Engineers]

23 4.2.12. Yoğunluk (ρ-kg/m3 )

Nemli hava ağırlığının kapladığı hacme oranı hava yoğunluğu olarak tanımlanır. Hava yoğunluğunu etkileyen unsurlar, içindeki su buharı miktarı, havanın sıcaklığı ve havanın bulunduğu rakım ve açık hava basıncı olarak sayılabilir. Psikrometrik diyagram üzerinde bu değişkenlere göre havanın yoğunluğu belirlenebilmektedir.

Psikrometrik Diyagramda Yapılan Đşlemlerin Yön Tanımlamaları

A - Havanın KT sıcaklığının sabit kalıp nemini arttığı durum B - Isıtma ve buharlı nemlendirme

C - Duyulur ısıtma

D - Absorbent maddelerle nem alınması

E - Sabit kuru termometre sıcaklığında bağıl ve özgül nemin düşürülmesi (nem alma)

F- Soğutma ve nem alma (çiğ noktasının altında soğutulan havada görülür) G- Duyulur soğutma

H- Evaporatif soğutma

Şekil 4.6: Psikrometrik Diyagramda Yapılan Đşlemlerin Yön Tanımlamaları [Turkish Society Of HVAC& SANITARY Engineers]

24

5. BUHAR SIKIŞTIRMALI SOĞUTMA ÇEVRĐMĐ

Şekil 5.1: Buhar Sıkıştırmalı Soğutma Çevrimi (Dokuz Eylül Üniversitesi Mühendislik Fakültesi Makine Mühendisliği Bölümü)

.

Şekil 5.2: Đdeal Buhar Sıkıştırmalı Çevrimin Genel Gösterimi (R12 ve R134a Soğutucu Akışkanlarının Bilgisayar Programı Yardımıyla Teorik Çevrim Performans Analizi-Dilek

25

Şekil 5.3: Đdeal Buhar Sıkıştırmalı Çevrimin T-s Diyagramı

Bu çevrimi oluşturan hal değişimleri şu şekildedir;

1-2 Adyabatik izantropik sıkıştırma (Kompresör) 2-3 Sabit basınçta ısı çevreye geçişi (Kondenser) 3-4 Adyabatik genleşme (Genleşme vanası) 4-1 Sabit basınçta çevrime ısı geçişi(Evaporatör)

26 5.1. Đdeal Buhar Sıkıştırmalı Soğutma Çevrimi

Buhar sıkıştırmalı ideal soğutma çevriminde, enerji ve ekserji analizlerinde, P-h ve T-s grafikleri çizilirken bazı kabuller yapılır. Yapılan kabuller şu şekildedir:

Soğutucu akışkan Şekil 5.3’de belirtildiği gibi 2-3 ve 4-1 noktaları arasında evaporatör ve kondenserden geçerken basınç kaybına uğramadığı, 1-2 ve 3-4 noktaları arasında kompresördeki sıkışmanın izantropik ve genleşme valfindeki genleşmenin adyabatik ortamda gerçekleştiği kabul edilmektedir. Çevrim boyunca evaporatör ve kondenser dışında herhangi bir ısı kaybının ve kazanımının olmadığı varsayılmaktadır. Genleşme elemanındaki basınç düşmesi (kısılma) işleminin sabit entalpide gerçekleştiği ve sistem elemanları arasındaki bağlantıyı sağlayan boru, hortum ve bağlantı elemanlarında herhangi bir basınç kaybı olmadığı kabul edilmektedir. Bunlara ek olarak, bağlantı boruları ile çevre arasında ısı transferinin olmadığı da kabul edilir. Evaporatör çıkışında soğutucu akışkan doymuş buhar olduğu, kondenser çıkışında ise doymuş sıvı olduğu farz edilir.

Đdeal buhar sıkıştırmalı soğutma çevriminde Şekil 5.2’de belirtilen noktalara göre soğutucu akışkan kompresöre (1) halinde doymuş buhar olarak girer ve izantropik olarak kondenser basıncına sıkıştırılır. Sıkıştırma işlemi sırasında soğutucu akışkanın sıcaklığı çevre sıcaklığının üzerine çıkar. Soğutucu akışkan daha sonra (2) halinde kızgın buhar olarak kondensere girer ve kondenserden (3) halinde doymuş sıvı olarak ayrılır. Yoğuşma sırasında akışkan ve çevre arasında ısı transferi meydana gelir ve akışkandan çevreye ısı geçişi olur. Soğutucu akışkanın sıcaklığı bu durumda da çevre sıcaklığının üzerindedir. Doymuş sıvı halindeki akışkan daha sonra bir genleşme valfinde basıncı ve sıcaklığı düşürülerek evaporatör basıncına kısılır. Bu hal değişimi sırasında soğutucu akışkanın sıcaklığı soğutulan ortamın sıcaklığının altına düşer.

Soğutucu akışkan evaporatöre kuruluk derecesi düşük doymuş sıvı-buhar karışımı olarak girer ve soğutulan ortamdan ısı alarak tamamen buharlaşır. Soğutucu akışkan evaporatörden doymuş buhar olarak çıkar ve kompresöre girerek çevrimi tamamlar

27

Şekil 5.5: Gerçek Buhar Sıkıştırmalı Çevrimin T-s Diyagramı

5.2. Gerçek Buhar Sıkıştırmalı Soğutma Çevrimi

Gerçek buhar sıkıştırmalı çevrimde sürtünme basınç ve ısı kayıplarından dolayı bölüm 5.1’de yazılmış olan kabuller gerçekleşmemektedir. Bunun sonucunda gerçek çevrime ait Sıcaklık-Entropi grafiği Şekil 5.5’de gösterildiği gibi oluşmaktadır. Şekil 5.5’de, gerçek buhar sıkıştırmalı soğutma çevriminin Basınç-Entropi grafiği görülmektedir ve ideal çevrimle arasındaki fark, belirgin bir şekilde gözükmektedir. Đdeal çevrimde, evaporatör de çıkan soğutucu akışkan kompresöre doymuş buhar halinde girer fakat bu durum soğutucu akışkanın halinin hassas bir biçimde kontrol edilememesinden dolayı gerçek çevrimde uygulanamamaktadır. Dolayısıyla sistem, soğutucu akışkanın kompresör girişinde yani evaporatör ve kompresör arasında Şekil 5.6’da gösterildiği gibi 1−2 noktası arasında biraz kızgın buhar olmasını sağlayacak biçimde tasarlanmakta ve akışkanın kompresöre girişinde tümüyle buhar olması sağlanmaktadır. Ayrıca, evaporatör ve kompresör arasındaki bağlantılar genelde uzun olduğundan akış sürtünmesi olmakta ve buna bağlı olarak soğutucu akışkanda basınç düşmesi meydana gelmektedir. Ayrıca, çevreden soğutucu akışkana olan ısı transferi artması soğutucu akışkanın özgül hacmini arttırmakta ve dolayısıyla kompresör işi de artmaktadır.

28

Đdeal çevrimde kompresördeki sıkıştırma işlemi, içten tersinir ve adyabatiktir yani ısı transferinin olmadığı kabul edilmektedir. Gerçek çevrimdeki sıkıştırma işleminde ise, entropiyi etkileyen akış sürtünmesi ve ısı transferleri vardır. Sürtünme entropiyi artırır, ısı transferi ise geçiş yönüne göre entropiyi artırır veya azaltır. Bu iki etkiye bağlı olarak, pratik de soğutucu akışkanın entropisi, sıkıştırma işlemi sırasında artar.

Đdeal çevrimde kondenser çıkışında (3) soğutucu akışkan, kompresör basma basıncında doymuş sıvı halindedir. Gerçek çevrimde ise kompresör çıkışıyla genleşme elemanı arasında bir basınç düşmesi vardır. Akışkanın genleşme elemanına girmeden önce tümüyle sıvı halde olması istenir. Doymuş sıvı halini sağlamak için, soğutucu akışkanın halinin çok hassas bir şekilde kontrol altında tutulması gerekmektedir. Fakat bu durumu sağlamak oldukça zordur. Bundan dolayı kondenser çıkış hali genellikle sıkıştırılmış sıvı bölgesindedir. Yani, soğutucu akışkan doyma sıcaklığından daha düşük bir sıcaklığa soğutulur; başka bir şekilde ifade edilirse aşırı soğutulur. Bu durumda, soğutucu akışkan buharlaştırıcıya daha düşük bir entalpide girer ve buna bağlı olarak ortamdan daha çok ısı çekebilir. Genleşme elemanı ile evaporatör birbirine çok yakın olduğundan, aradaki basınç düşmesi küçüktür ve bu durum ihmal edilmektedir.

5.3. Đdeal Çevrim ile Gerçek Çevrim arasındaki Farklar

1) Genleşme valf girişinden önce sıvılaştırılmış akışkan aşırı soğutularak, soğutma gücü arttırılır. Böylece soğutulacak ortamdan daha fazla ısı çekilebilir.

2) Evaporatör çıkışında soğutucu akışkan doymuş buhar noktasından, kızgın buhar noktasına geçirilerek yine soğutma gücünün artması sağlanabilir. Ayrıca soğutucu akışkanın tam olarak buharlaşması sağlanarak, kompresöre sıvı girmesi engellenmiş olur ve soğutma kapasitesinden tam olarak faydalanılmış olur.

3) Kompresörde soğutucu akışkanın sıkıştırılması gerçek çevrimde sabit entropide gerçekleşmemektedir. Bunun olabilmesi için kompresör silindir cidarı ile soğutucu

29

akışkan arasında sürtünmeden dolayı bir ısı alışverişi olmaması gerekir, bu ise pratikte mümkün değildir.

4) Kompresörün emme ve basma valflerinde, silindir tarafı ile valfin dış tarafı arasında daima bir basınç farkı olacaktır. Aksi halde valfin açılması ve gazın geçmesi mümkün değildir.

5) Evaporatör ve kondenserde soğutucu akışkanın ilerlemesi sırasında mutlaka basınç düşümleri meydana gelecektir.

5.4. Buhar Sıkıştırmalı Soğutma Çevriminin Enerji Analizi

Bu bölümde, ideal buhar sıkıştırmalı soğutma çevriminde Şekil 5.2’de belirtilen noktalara göre kondenser kapasitesi, soğutma kapasitesi ve kompresörde yapılan işi veren denklemler yazılmıştır.

Aşağıdaki denklemlerde ideal buhar sıkıştırmalı soğutma çevriminin sistem elemanları için enerji ve ekserji analizleri yapılmıştır.

Bu sistemdeki buharlaştırıcının hava akımından çektiği ısı, denklem 5.1’de evaporatör giriş ve çıkışındaki entalpi farklarının soğutucu akışkanın kütlesel debisi ile çarpılmasıyla bulunmuştur.

) 4 1 (h h m evap Q& = & − (5.1)

Yoğuşturucuda (kondenser) çevre havasına atılan ısı ise, denklem 5.2’de kondenser giriş ve çıkışındaki entalpi farklarının soğutucu akışkanın kütlesel debisi ile çarpılmasıyla bulunmuştur. ) 3 2 (h h m kond Q& = & − (5.2)