R134a sogutucu akiskanli bir otomobil iklimlendirme sisteminin
advertisement
1. Ulusal İklimlendirme Soğutma Eğitimi Sempozyumu 13-15 Eylül 2012- Balıkesir R134a SOĞUTUCU AKIŞKANLI BİR OTOMOBİL İKLİMLENDİRME SİSTEMİNİN PERFORMANSINA ÇALIŞMA KOŞULLARININ ETKİSİNİN DENEYSEL OLARAK İNCELENMESİ 1 Murat HOŞÖZ, 2Mehmet DİREK, 3K. Süleyman YİĞİT, 1Mustafa ÇANAKCI, 4 Ali TÜRKCAN, 4Ertan ALPTEKİN 1 Kocaeli Üniversitesi, Teknoloji Fakültesi, Otomotiv Mühendisliği Bölümü, 41380-Kocaeli, [email protected], [email protected] 2 Yalova Üniversitesi, Yalova Meslek Yüksekokulu, Sivil Savunma ve İtfaiyecilik Programı, 77100-Yalova, [email protected] 3 Kocaeli Üniversitesi, Mühendislik Fakültesi, Makine Mühendisliği Bölümü, 41380-Kocaeli, [email protected] 4 Kocaeli Üniversitesi, Teknik Eğitim Fakültesi, Makine Eğitimi Bölümü, 41380-Kocaeli, [email protected], [email protected] ÖZET Bu çalışmada, kompresör devrinin ve kondenser ile evaporatör girişlerindeki hava akımı sıcaklıklarının R134a soğutucu akışkanlı bir otomobil iklimlendirme sisteminin çeşitli sürekli rejim performans parametrelerine etkileri deneysel olarak araştırılmıştır. Bu amaçla, bir otomobile ait iklimlendirme sistemi parçaları kullanılarak, gerektiğinde ısı pompası olarak da çalıştırılabilen deneysel bir sistem geliştirilmiş ve çeşitli basınç/sıcaklık ölçüm cihazlarıyla donatılmıştır. Sistem, bir dizel motoru tarafından tahrik edilerek soğutma modunda çalıştırılmış ve testler yapılmıştır. Deneylerde, kondenser ve evaporatör girişlerindeki hava akımı sıcaklıkları 25ºC ile 40ºC arasında 5 ºC’lik artışlar ile dört farklı sıcaklık kombinasyonu oluşturacak şekilde değiştirilmiş, kompresör devri ise her sıcaklık kombinasyonu için 850 ve 2250 d/d arasındaki beş farklı değerde tutulmuştur. Deneysel veriler yardımıyla sisteme enerji ve ekserji analizleri uygulanarak, sistemin performans parametreleri elde edilmiştir. Kompresör devri arttıkça, soğutma kapasitesi, kompresör gücü, kondenserde atılan ısı ve sistemde yok edilen ekserjinin arttığı, soğutma tesir katsayısının ise azaldığı belirlenmiştir. Herhangi bir kompresör devri için kondenser ile evaporatör girişlerindeki hava akımı sıcaklıklarının birlikte artırılması ile yine soğutma kapasitesi, kompresör gücü, kondenserde atılan ısı ve sistemde yok edilen ekserjinin arttığı, soğutma tesir katsayısının ise azaldığı sonuçlarına ulaşılmıştır. Anahtar Sözcükler: Otomobil Kliması, R134a, Performans, Ekserji ABSTRACT The effects of compressor speed and temperatures of the air streams entering the evaporator and condenser on various steady-state performance parameters of an R134a automobile air conditioning (AAC) system have been investigated experimentally. For this aim, employing the components of an automobile air conditioning system, an experimental system capable of operating in cooling and heat pump modes was developed and equipped with various instruments for pressure/temperature measurements. The AAC system was driven by a diesel engine and cooling mode tests were performed. In the experiments, the temperatures of the air streams entering the condenser and evaporator were changed simultaneously between 25ºC and 40ºC with the increments of 5ºC, thus obtaining four different temperature combinations. On the other hand, the compressor speed was kept at five different values between 850 and 2250 rpm for each temperature combination. Using experimental data, energy and exergy analyses of the system were performed, and its performance parameters were evaluated. It was determined that the cooling capacity, compressor power, condenser heat rejection rate and exergy destruction in the system increase while coefficient of performance decreases with rising compressor speed. For any compressor speed, the cooling capacity, compressor power, condenser heat rejection rate and exergy destruction in the system increase while coefficient of performance decreases when both the temperatures of the air streams entering the evaporator and condenser are increased simultaneously. Keywords: Automobile Air Conditioning, R134a, Performance, Exergy 1. GİRİŞ İlk olarak 1930’lu yıllarda kullanılmaya başlanan [1] taşıt iklimlendirme sistemleri, yolcu kabini içinde daha iyi bir termal konfor sağlayacak, daha düşük ilk yatırım ve işletme maliyetlerine sahip olacak ve çevrede daha az olumsuz etkilere yol açacak şekilde önemli değişimlerden geçmiştir. Günümüz taşıt iklimlendirme sistemlerinin neredeyse tamamı, soğutucu akışkan olarak R134a’nın kullanıldığı buhar sıkıştırmalı soğutma çevriminden yararlanmaktadır. Otomobil iklimlendirme sistemleri motor krank milinden hareket aldığından, bunların kompresör devri, motor devri ile doğru orantılı olmaktadır [2]. Ayrıca, sürekli değişen motor devrinden dolayı otomobil iklimlendirme sistemleri genellikle geçici rejimde çalışmaktadır. Bu özellik taşıt iklimlendirme sistemleri ile evsel iklimlendirme sistemleri arasındaki en önemli farklardan birini oluşturmaktadır. Taşıt iklimlendirme sistemleri nadiren sürekli rejimde çalışsa da, bu alanda yapılan araştırmaların çoğu, taşıt iklimlendirme sistemlerinin sürekli rejim performansları belirlemeye yöneliktir. Domitrovic ve arkadaşları [3], soğutucu akışkan olarak R12 ve R134a kullanılması durumları için ısı pompası olarak da çalıştırılabilen bir otomobil iklimlendirme sisteminin sürekli rejimdeki soğutma ve ısıtma performanslarını belirlemişlerdir. Lee ve Yoo [4], bir otomobil iklimlendirme sisteminin performansını belirleyebilen bir simülasyon programı geliştirmişlerdir. Kaynakli ve Horuz [5], bir otomobil iklimlendirme sisteminin optimum çalışma koşullarını belirleyebilmek amacıyla, deneysel bir araştırma gerçekleştirmişlerdir. Vargas ve Parise [6], değişken kapasiteli kompresör kullanan bir otomobil ısı pompası sisteminin performansını bulabilen bir matematik model üzerinde çalışmışlardır. Hosoz ve Direk [7], havadan havaya bir otomobil ısı pompası geliştirerek sistemin ısıtma durumundaki deneysel performansını soğutma durumundaki performansı ile karşılaştırmışlardır. Alkan ve Hosoz [8], sabit kapasiteli kompresör kullanan, R134a’lı bir otomobil iklimlendirme sisteminin deneysel performansını, genleşme elemanı olarak orifis tüp ve termostatik genleşme valfi kullanılması durumları için belirlemişlerdir. Aynı araştırmacılar, termostatik genleşme valfi kullanan bir otomobil iklimlendirme sisteminin deneysel performansını, sabit ve değişken kapasiteli kompresörler kullanılması durumu için karşılaştırmalı olarak araştırmışlardır [9]. Bu çalışmada, soğutucu akışkan olarak R134a kullanan ve dizel motoru tarafından çalıştırılan bir otomobil iklimlendirme sisteminin çeşitli sürekli rejim performans parametrelerine, kompresör devrinin ve hava akımlarının evaporatör ile kondenser girişindeki sıcaklıklarının etkileri araştırılmıştır. Deneysel veriler yardımıyla sisteme enerji ve ekserji analizleri uygulanarak, soğutma kapasitesi, kompresör gücü, soğutma tesir katsayısı, kondenserde atılan ısı ve sistemde yok edilen ekserji değerleri elde edilmiş ve sonuçlar, grafikler halinde sunulmuştur. 2. DENEYSEL OTOMOBİL İKLİMLENDİRME SİSTEMİ Geliştirilen deneysel sistemin genel görünümü, Şekil 1’deki şematik resimde gösterilmiştir. Deneysel otomobil iklimlendirme sisteminde dış ünite olarak paralel akımlı mikro kanallı bir kondenser, iç ünite olarak ise lamine tip bir evaporatör kullanılmıştır. Deneysel sisteminde kullanılan dış ünite, iç ünite, kompresör ve genleşme valfine ait özellikler Tablo 1’de özet olarak verilmiştir. Şekil 1. Deneysel sistemin soğutma modunda çalışması durumundaki şematik görünümü Tablo 1. Deneysel otomobil iklimlendirme sistemi bileşenlerinin özellikleri Bileşen Özellik Kompresör Sanden marka 7 silindirli yalpalı plakalı Dış ünite Paralel akımlı mikro kanallı, 6.44 kW kapasiteli İç ünite Lamine tip 4.39 kW kapasiteli Genleşme valfi 5.2 kW kapasiteli Sistemin hava kaynaklı, motor soğutma suyu kaynaklı ve egzoz gazı kaynaklı ısı pompası modlarında da çalıştırılabilmesi amacıyla, sisteme dört yollu valf ve ikinci bir termostatik genleşme valfi ilave edilmiştir. Deneysel sisteminin dış ve iç üniteleri, boyları 1’er m olan hava kanalları içine yerleştirilmiştir. İç ünite ve dış ünite kanallarının hava akış kesitleri, sırasıyla 0.24×0.24 m2 ve 0.67×0.35 m2’dir. Bu kanallarda istenen debide hava akımları sağlayabilmek için, iç ünite kanalı girişine otomobil iklimlendirme sistemine ait orijinal santrifüj fan, dış ünite kanalı girişine ise orijinal eksenel fan monte edilmiştir. Dış ünite kanalı içine, egzoz gazı kaynaklı ısı pompası çalışmasında egzoz gazı ısısını hava akımına aktarabilmek amacıyla egzoz gazı–hava akımı arası plakalı ısı değiştirici yerleştirilmiştir. Motor soğutma suyu kaynaklı ısı pompası modunda soğutma suyundan soğutucu akışkana ısı geçişi sağlamak amacıyla, kompakt tip bir ısı değiştirici kullanılmıştır. Boru hatları üzerinde, sistemin soğutma modunda veya çevre havası, egzoz gazı ve motor soğutma suyu kaynaklı ısı pompası modlarında çalışmasını sağlayacak şekilde, soğutucu akışkanı uygun şekilde yönlendiren vanalar bulunmaktadır. Ayrıca, istenilen hava sıcaklıklarını elde edebilmek için dış ünite kanalına 5000 W, iç ünite kanalına 2000 W gücünde elektrikli ısıtıcılar monte edilmiştir. Isıtıcıların her ikisi de, kademesiz olarak kontrol edilebilmektedir. Deneysel sistemdeki bütün boru hatları, orijinal çapları sağlayacak şekilde üç farklı çaptaki bakır borudan yapılmış ve elastomerik yalıtım malzemesi ile yalıtılmıştır. Deneysel sistemde, 1900 cc silindir hacmindeki Fiat Doblo JTD motor kullanılmıştır. Soğutucu akışkan, hava akımları ve gerekirse motor soğutma suyu sıcaklıkları K tipi ısıl çiftler ile ölçülerek, data toplama sistemi aracılığı ile bilgisayara kaydedilmiştir. Soğutucu akışkanın buharlaşma ve yoğuşma basınçları, Bourdon tipi manometreler ve basınç transmitterleri ile ölçülmüştür. Soğutucu akışkanın kütlesel debisi Coriolis tipi debimetre ile, su akımlarının debileri ise gerektiğinde elektromanyetik tip debimetreler ile ölçülmüştür. Kompresör ve motor devirleri ölçümü için optik takometre kullanılmıştır. Hava akımlarının debileri, anemometre ile yapılan hava hızı ölçümleri kullanılarak belirlenmiştir. Hava hızı ölçümleri, her iki kanalın çıkışında, kesit içine üniform olarak dağılmış çok sayıda noktadan yapılarak ortalamaları alınmıştır. Sıcaklık, debi ve basınç ölçümleri, data toplama sistemi aracılığıyla test başlangıcından itibaren sürekli olarak yapılmış ve sonuçlar bilgisayara kaydedilmiştir. Ölçüm cihazlarına ait özellikler Tablo 2’de verilmiştir. Tablo 2. Ölçüm cihazlarının özellikleri Ölçülen özellik Ölçüm cihazı Ölçüm aralığı Sıcaklık K tipi ısıl çift -200 – 1200 º C Basınç Basınç transmitteri 0-25 bar Hava akımı hızı Anemometre 0.1 – 15 ms-1 Nem Higrometre 10 – 100 % Motor soğutma suyu debisi Elektromanyetik debimetre 0– 1 m3h-1 Soğutucu akışkan debisi Coriolis tipi debimetre 0 – 350 kgh -1 Kompresör devri Dijital takometre 10 –100000 d/d Moment Hidrolik dinamometre 5 – 750 Nm Doğruluk ± % 0.3 ± % 0.2 ±%3 ±%3 ± % 0.3 ± % 0.1 ±%2 ±%2 Soğutucu akışkanın içinde buhar bulunması durumunda, Coriolis debimetreden okunan ölçümler hatalı olmaktadır. Akış içinde bulunabilecek buharı tutarak soğutucu akışkanın Coriolis debimetre girişinde sıvı fazda olmasını garanti altına almak için, kondenser çıkışı ile filtre/kurutucu arasına 1.1 litre hacminde bir sıvı tankı monte edilmiştir. Ayrıca, soğutucu akışkanın kabarcık (buhar) içerip içermediğini görebilmek için, debimetrenin hemen öncesine bir gözetleme camı yerleştirilmiştir. Coriolis debimetrenin gösterdiği değerlerin doğruluğu, bu bileşenin hemen sonrasına monte edilen R134a için kalibre edilmiş türbin tipi bir debimetre ile kontrol edilmiştir. Deneysel sisteme, geniş çalışma şartları aralığında gözetleme camında kabarcıkların görülmediği minimum miktar olan 1300 g R134a şarjı yapılmıştır. Deneysel sistemin yalıtım öncesi genel görünümünü gösteren bir fotoğraf Şekil 2’de verilmiştir. Deneysel sistemin soğutma modunda çalışması için, dört yollu valf enerjilendirilmemektedir. Bu durumda, kompresörden çıkan yüksek basınç ve sıcaklıkta kızgın buhar halindeki soğutucu akışkan, Şekil 1’de gösterildiği gibi dört yollu valf tarafından dış üniteye yönlendirilmektedir. Kondenser olarak görev yapan dış ünitede çevreden çekilen hava akımına ısı atarak yoğuşan soğutucu akışkan, yüksek basınçta sıkıştırılmış sıvı fazında dış üniteden çıkmakta ve TXV2 olarak adlandırılan termostatik genleşme valfi üzerinden geçmeden, bu valfe paralel olan aşağıdaki vanalı hat üzerinden sıvı tankına gelmektedir. Bu eleman, evaporatör üzerinde düşük ısı yükleri olması nedeniyle termostatik genleşme valfinin kısıldığı durumlarda, çevrimde dolaştırılmayan soğutucu akışkanı depolamaktadır. Sıvı tankından çıkan soğutucu akışkan, filtre/kurutucudan ve gözetleme camından sonra Coriolis ve türbin tipi debimetrelerden geçtikten sonra, iç ünite girişindeki termostatik genleşme valfine (TXV1) gelmektedir. Bu elemanda, evaporatör çıkışındaki kızgınlık sabit kalacak şekilde basıncı ve sıcaklığı düşürülen soğutucu akışkan, düşük basınçta doymuş sıvı-doymuş buhar karışımı olarak iç üniteye girmektedir. İç ünite dış yüzeylerinden geçirilen şartlandırılacak hava akımından ısı çeken soğutucu akışkan, kızgın buhar halinde evaporatörden çıkarak dört yollu valfe giriş yapmakta ve bu eleman tarafından tekrar kompresöre yönlendirilmektedir. Deneysel sisteminin yukarıda belirtilen şekilde çalışabilmesi için, motor soğutma suyu ile soğutucu akışkan arasındaki ısı değiştiricisi, ilgili vanalar kapatılarak devre dışı bırakılmıştır. Şekil 2. Deneysel sistemin genel görünümü Deneysel sistemde kullanılan boru hatlarının düzeni, sistem bileşenleri, dizel motor ve kullanılan ölçüm cihazları hakkında daha fazla açıklama, kaynak [10] ve [11]’de verilmiştir. 3. TERMODİNAMİK ANALİZ Şekil 1’de şematik olarak gösterilen sistem ve numaralandırma durumu için soğutma modunda çalıştırılan deneysel sistemin soğutma kapasitesi, iç üniteye enerjinin korunumu ilkesinin uygulanması ile aşağıdaki denklemden bulunabilir. Q& evap =m& soğ (h3 − h4 ) (1) Burada m& soğ soğutucu akışkan debisi olup h3 ve h4 ise evaporatör çıkış ve girişindeki soğutucu akışkan entalpileridir. Deneysel sistemin çeşitli noktalarındaki soğutucu akışkan entalpi ve entropileri, ilgili nokta için veri toplama sisteminden elde edilen basınç ve sıcaklık değerleri kullanılarak Coolpack isimli programdan elde edilmektedir. Kompresörün adyabatik olarak çalıştığı kabul edilirse kompresörde soğutucu akışkana verilen güç, aşağıdaki denklemden bulunabilir. W& komp =m& soğ (h2 − h1 ) (2) Soğutma modunda çalışan sistemin enerji etkenliğinin bir göstergesi olan soğutma tesir katsayısı ise, soğutma kapasitesinin kompresör gücüne oranlanması ile aşağıdaki denklemden bulunabilir. STK = Q& evap / W& komp (3) Kondenserde atılan ısı, dış üniteye enerjinin korunumu ilkesinin uygulanması ile aşağıdaki denklemden bulunabilir. Q& kond =m& soğ (h8 − h7 ) (4) Kompresördeki birim zamanda yok edilen ekserji, aşağıdaki denklemden bulunabilir. E& xd ,komp = m& soğ T0 (s2 − s1 ) (5) Evaporatörde birim zamanda yok edilen ekserji, aşağıdaki denklemden elde edilebilir. E& xd ,evap = m& soğ [(h4 − h3 ) − T0 (s4 − s3 )] + m& h,evap [ψ a ,B −ψ a ,C ] (6) Evaporatör ve kondenser ile soğutucu akışkan hatlarında basınç düşmesi olmadığı kabul edildiğinden, evaporatörde ekserjinin yok edilmesi, hava ve soğutucu akışkan akımları arasındaki ısı transferinden kaynaklanmaktadır. Yukarıdaki denklemde m& h,evap evaporatörden geçen hava debisi olup ψ a , B ve ψ a ,C ise hava akımının evaporatöre giriş ve çıkıştaki özgül akış ekserjisidir. Hava akımının ekserjisi, aşağıdaki denklemden elde edilebilir [12]. ψ = (C p ,h + C p ,b ) [(T / T0 ) - ln(T / T0 )] + (1 + 6078) ω ( Rh T0 ( P / P0 ) + Rh T0 {(1 + 1.6078 ω ) ln [(1 + 1.6078 ω0 ) /(1 + 1.6078 ω )] + 1.6078 ω ln(ω / ω0 )} (7) Burada c p ,h kuru havanın özgül ısısını, c p ,b ise su buharının özgül ısısını temsil etmektedir. Bu denklemde Rh havanın ideal gaz sabitini, ω özgül nemi ve “0” indisi referans (ölü) hali göstermektedir. Bu denklemde kullanılacak hava psikrometrik özellikleri, yapılan kuru ve yaş termometre sıcaklık ölçümleri kullanılarak Coolpack isimli programdan elde edilmektedir. Termostatik genleşme valfinde (TXV1) ani basınç düşmesi nedeniyle birim zamanda yok edilen ekserji, aşağıdaki denklemden bulunabilir. E& xd ,valf = m& soğ T0 ( s4 − s5 ) (8) Kondenserde birim zamanda yok edilen ekserji, aşağıdaki denklemden bulunabilir. [ E& xd ,kond = m& soğ [(h8 − h7 ) − T0 (s8 − s7 )] + m& h,kond ψ a , F −ψ a, G ] (9) Kondenserde ekserjinin yok edilmesi, soğutucu akışkan ve hava akımları arasındaki ısı transferinden kaynaklanmaktadır. Dört yollu valfte yok edilen ekserji ise, E& xd , dyv = m& soğ [(h2 − h8 ) − T0 ( s2 − s8 ) + (h3 − h1 ) − T0 ( s3 − s1 ) ] (10) denkleminden bulunmaktadır. Sistemde yok edilen toplam ekserji, tüm bileşenlerde yok edilen ekserjilerin toplanmasıyla aşağıdaki denklemden elde edilebilir. E& x d ,t = E& x d ,komp + E& x d ,kond + E& x d ,valf + E& x d ,kond + E& x d ,dyv (11) 4. BULGULAR VE TARTIŞMA Deneysel sistemin soğutma modu deneylerinde motor, rölanti devri olan 850 d/d’den başlanarak 2250 d/d’ye kadar beş farklı devirde çalıştırılmış, her devirde iç ünite ve dış üniteye gelen hava akımı sıcaklıkları 25°C ile 40°C arasında 5°C artışlar ile ikisi birlikte değiştirilerek testler yapılmıştır. Deneyler esnasında hava akımının iç ünite elektrikli ısıtıcısı çıkışındaki izafi neminin, genellikle %50-70 arasında olduğu belirlenmiştir. Şartlar değiştirildiğinde, sistemin çeşitli noktalarından okunan sıcaklıklar ile emme ve basma hattı basınçları da değişmekte, ancak 10–15 dakika içinde değişim durmakta ve sistem kararlı hale ulaşmaktadır. Sistemin önemli noktalarındaki sıcaklık ve basınçlar Daqview programının penceresinden izlenerek, denge haline ulaşıldıktan sonra veri toplanmasına başlanmış 2.5 dakika boyunca veriler bilgisayara kaydedilmiştir. Daha sonra bu verilerin ortalamaları alınmıştır. Ortalama değerler kullanılarak, soğutucu akışkan ile hava akımlarının çeşitli noktalardaki termodinamik ve psikrometrik özellikleri, Coolpack programı yardımıyla belirlenmiştir. Bu özellikler, Bölüm 3’de verilen denklemlerde kullanılarak soğutma modunda çalıştırılan sistemin çeşitli sürekli rejim performans parametreleri elde edilmiş ve sonuçlar grafikler halinde sunulmuştur. Deneyler maksimum dış ünite fan devrinde gerçekleştirilmiş olup, dış ünite çıkışında hava akımının ortalama hızı 2.0 m/s’dir. Bu durumda, dış üniteden geçen havanın hacimsel debisi 0.47 m3/s olmaktadır. Deneylerde iç ünite fanı da maksimum devirde çalıştırılmış olup, bu deneylerde iç ünite çıkışına bağlanan 150 mm çaplı çıkış parçasından üflenen havanın ortalama hızı 8.3 m/s, hacimsel debisi ise 0.147 m3/s’dir. Bir deney tamamlandıktan sonra diğer deneye geçilmeden önce, endüstriyel amaçlı seyyar bir vantilatör yardımıyla deneysel sistem en az 1 saat boyunca soğutularak, deneysel sistem bileşenlerindeki sıcaklığın çevre sıcaklığına kadar düşmesi sağlanmıştır. Deneysel sistemin iç/dış ünite kanalları girişindeki dört farklı hava akımı sıcaklığına göre çeşitli sürekli rejim performans parametrelerinin motor ve kompresör devrine göre değişimi, Şekil 3 ile Şekil 7 arasında sunulmuştur. Şekil 3 soğutma kapasitesinin, kompresör devri ve kondenser ile evaporatöre giren hava akımı sıcaklıklarının artması ile yükseldiğini göstermektedir. Kompresör devri arttığında soğutucu akışkan kütlesel debisi artmakta, bunun sonucunda Denklem (1)’den anlaşılacağı üzere soğutma kapasitesi yükselmektedir. Aslında, sadece kondenser girişindeki hava sıcaklığının artması ile evaporatördeki buharlaşma basıncı ve sıcaklığının da artması nedeniyle iç ünite kanalında hava akımı ile soğutucu akışkan arasındaki sıcaklık farkı azalmakta ve soğutma kapasitesi düşmektedir. Ancak, sadece evaporatör girişindeki hava sıcaklığının artması durumunda iç ünite kanalında hava akımı ile soğutucu akışkan arasındaki sıcaklık farkı artmakta ve soğutma kapasitesi yükselmektedir. Deneylerde kondenser ve evaporatöre giren hava akımları sıcaklıkları birlikte değiştirildiğinden, evaporatör giriş sıcaklığındaki artışın etkisi kondenser giriş sıcaklığındaki artışın etkisine baskın gelmekte ve soğutma kapasitesi, artan hava akımı giriş sıcaklık çifti ile birlikte yükselmektedir. Soğutma kapasitesi (W) 5000 4500 Tiç üni, hg=25ºC Tiç üni, hg=30ºC Tiç üni, hg=35ºC Tiç üni, hg=40ºC Tdış Tdış Tdış Tdış üni, hg=25ºC üni, hg=30ºC üni, hg=35ºC üni, hg=40ºC 4000 3500 3000 2500 2000 1500 850 1200 1550 1900 2250 Kompresör devri (d/d) Şekil 3. Soğutma kapasitesinin kompresör devri ile değişimi Şekil 4’de kompresörde soğutucu akışkana verilen gücün, kompresör devri ve kondenser ile evaporatöre giren hava akımı sıcaklıklarının artması ile yükseldiği görülmektedir. Kompresör gücü, kompresör devrinin artması ile soğutucu akışkan debisinin artması ve buharlaştırıcı basıncının düşüp yoğuşturucu basıncının yükselmesi sonucu artmaktadır. Ayrıca, evaporatöre giren hava akımı sıcaklığındaki artış evaporatör basıncında yükselmeye neden olsa da, kondensere giren hava akımı sıcaklığının artması kondenser basıncını da yükseltmekte ve bunların bileşik etkisi olarak kompresör gücü artmaktadır. Şekil 5’de görüldüğü gibi, soğutma tesir katsayısının, kompresör devri ve kondenser ile evaporatöre giren hava akımı sıcaklıklarının artması ile düştüğü tespit edilmiştir. STK, Denklem (3)’de görüldüğü gibi soğutma kapasitesinin kompresör gücüne oranıdır. Artan kompresör devriyle kompresör gücündeki artış soğutma kapasitesindeki artıştan daha büyük olduğu için, kompresör devrinin artması ile STK azalmaktadır. 850 d/d kompresör devrindeki STK değerlerinin, 2250 d/d kompresör devrinde elde edilen STK değerlerinden neredeyse %100 daha büyük olduğu görülmektedir. Birlikte artan evaporatör ve yoğuşturucu hava giriş sıcaklıkları ile birlikte soğutma kapasitesindeki artışın, kompresör gücündeki artıştan daha yavaş olması nedeniyle STK azalmaktadır. Bundan dolayı en düşük STK değeri, kondenser ve evaporatöre giren hava akımı sıcaklıklarının 40 ºC olması durumunda elde edilmiştir. Şekil 6 kondenserde çevre havasına atılan ısının, kompresör devri ve kondenser ile evaporatöre giren hava akımı sıcaklıklarının artması ile yükseldiğini göstermektedir. Artan kompresör devriyle birlikte soğutma kapasitesinin ve kompresör gücünün de artması, bunların toplamından oluşan kondenserdeki ısı atımını yükseltmektedir. Kondenser ve evaporatörden geçen hava akımlarının sıcaklıklarının birlikte artırılması ise, hem soğutma kapasitesinde hem de kompresör gücünde artışta neden olduğundan, kondenserdeki ısı atımı yine yükselmektedir. 3000 Kompresörde soğutucu akışkana verilen güç (W) 2500 Tiç üni, hg=25ºC Tiç üni, hg=30ºC Tiç üni, hg=35ºC Tiç üni, hg=40ºC Tdış Tdış Tdış Tdış üni, hg=25ºC üni, hg=30ºC üni, hg=35ºC üni, hg=40ºC 2000 1500 1000 500 0 850 1200 1550 1900 2250 Kompresör devri (d/d) Şekil 4. Kompresörde soğutucu akışkana verilen gücün kompresör devri ile değişimi 4 Tiç üni, hg=25ºC Tiç üni, hg=30ºC Tiç üni, hg=35ºC Tiç üni, hg=40ºC Tdış Tdış Tdış Tdış üni, hg=25ºC üni, hg=30ºC üni, hg=35ºC üni, hg=40ºC STK 3 2 1 850 1200 1550 1900 2250 Kompresör devri (d/d) Şekil 5. Soğutma tesir katsayısının kompresör devri ile değişimi kondenserde atılan (W) 7500 Tiç üni, hg=25ºC Tiç üni, hg=30ºC Tiç üni, hg=35ºC Tiç üni, hg=40ºC Tdış Tdış Tdış Tdış üni, hg=25ºC üni, hg=30ºC üni, hg=35ºC üni, hg=40ºC 6500 5500 4500 3500 2500 1500 850 1200 1550 1900 2250 Kompresör devri (d/d) Şekil 6. Kondenserde atılan ısının kompresör devri ile değişimi Şekil 7’de görüldüğü gibi, sistemde yok edilen toplam ekserji miktarı, kompresör devri ve kondenser ile evaporatöre giren hava akımı sıcaklıklarının artması ile yükselmektedir. Kompresör devri ile birlikte soğutucu akışkan debisinin yükselmesi, bütün elemanlarda yok edilen ekserjiyi artırmaktadır. Ayrıca, devir ile birlikte buharlaşma basıncı ve sıcaklığı düşmekte, yoğuşma basıncı ve sıcaklığı ise yükselmektedir. Bu durumda, evaporatör ve kondenserde soğutucu akışkan ile hava akımları arasındaki sıcaklık farkları arttığından, bu iki elemanda yok edilen ekserji büyümektedir. Kompresör ve genleşme valfinde yok edilen ekserjiler de bu elemanlardaki basınç farklarının fonksiyonu olduğundan, devirle birlikte her iki elemanda yok edilen ekserjiler artmaktadır. 4000 Yok edilen ekserji (W) 3500 3000 Tiç üni, hg=25ºC Tiç üni, hg=30ºC Tiç üni, hg=35ºC Tiç üni, hg=40ºC Tdış Tdış Tdış Tdış üni, hg=25ºC üni, hg=30ºC üni, hg=35ºC üni, hg=40ºC 2500 2000 1500 1000 500 0 850 1200 1550 1900 2250 Kompresör devri (d/d) Şekil 7. Deneysel sisteminde yok edilen ekserjinin kompresör devri ile değişimi Kondenser girişindeki hava sıcaklığının artması durumunda kondenser basıncı ve sıcaklığı yükselerek, kondenser, kompresör ve genleşme valfinde yok edilen ekserjilerin artmasına neden olmaktadır. Evaporatör girişindeki sıcaklığın artması durumunda, evaporatör giriş sıcaklığı ile birlikte soğutma kapasitesinin artması ve bunu karşılamak için termostatik genleşme valfinin açılarak çevrimde daha büyük debide soğutucu akışkan dolaşımına izin vermesi sonucu, çevrim bileşenlerinde yok edilen ekserji artmaktadır. 5. SONUÇLAR Orijinal otomobil kliması parçalarından oluşan deneysel bir otomobil iklimlendirme sistemi geliştirilerek, kompresör devri ve kondenser ile evaporatör girişlerindeki hava akımı sıcaklıklarının sistemin performansına etkileri deneysel olarak incelenmiştir. Ulaşılan sonuçlar özet olarak aşağıda verilmektedir: • • • • • Soğutma kapasitesi, kompresör devri ve kondenser ile evaporatöre giren hava akımı sıcaklıklarının birlikte artması ile yükselmektedir. Kompresörde soğutucu akışkana verilen güç, kompresör devri ve kondenser ile evaporatöre giren hava akımı sıcaklıklarının artması ile yükselmektedir. Soğutma tesir katsayısı, kompresör devri ve kondenser ile evaporatöre giren hava akımı sıcaklıklarının artması ile düşmektedir. Kondenserde atılan ısı, kompresör devri ve kondenser ile evaporatöre giren hava akımı sıcaklıklarının artması ile yükselmektedir. Sistemde yok edilen ekserji, kompresör devri ve kondenser ile evaporatöre giren hava akımı sıcaklıklarının artması ile yükselmektedir. Her ne kadar düşük kompresör devirlerinde daha yüksek STK değerleri elde edilse de, düşük motor devirlerinde motor verimi azaldığından [11], bu durumda klima kullanımı birim soğutma kapasitesi başına yakıt sarfiyatı açısından daha olumsuz sonuçlara yol açabilir. Bu nedenle, yapılacak olan çalışmalarda bu konu ayrıntılı olarak araştırılabilir. 6. TEŞEKKÜR Bu çalışma, TÜBİTAK tarafından 108M132 no’lu proje kapsamında desteklenmiştir. Emeği geçenlere teşekkürlerimizi sunarız. 7. KAYNAKLAR [1] Bhatti, M.; “Evolution of Automotive Air Conditioning – Riding in Comfort: Part II”, ASHRAE Journal, 41, 44−50, (1999). [2] Hemami, T. L.; “Development of Transient System Model of Mobile Air Conditioning System”, PhD Thesis, Deparment of Mechanical and Industrial Engineering, University of Illinios at Urbana Champaign, (1999). [3] Domitrovic, E.R., Mei, V.C., Chen, F.C.; “Simulation of an Automotive Heat Pump”, ASHRAE Transactions, 103, 2, 291–296, (1997). [4] Lee, G.H., Yoo, J.Y.; “Performance Analysis and Simulation of Automobile Air Conditioning System”, International Journal of Refrigeration, 23, 243–254, (2000). [5] Kaynakli, O., Horuz, I.; “An Experimental Analysis of Automotive Air Conditioning System”, International Communications in Heat and Mass Transfer, 30, 273–284, (2003). [6] Vargas, J.V.C., Parise, J.A.R.; “Simulation in Transient Regime of a Heat Pump with Closed-loop and On–off Control”, International Journal of Refrigeration, 18, 4, 235–243, (1995). [7] Hosoz, M., Direk, M.; “Performance Evaluation of an Integrated Automotive Air Conditioning and Heat Pump System”, Energy Conversion and Management, 47, 5, 545– 559, (2006). [8] Alkan, A., Hosoz, M.; “Experimental Performance of an Automobile Air Conditioning System Using a Variable Capacity Compressor for Two Different Types of Expansion Devices”, International Journal of Vehicle Design, 52, 1/2/3/4, 160–176, (2010). [9] Alkan, A., Hosoz, M.; “Comparative Performance of an Automotive Air Conditioning System Using Fixed and Variable Capacity Compressors”, International Journal of Refrigeration, 33, 487−495, (2010). [10] Hosoz, M., Direk, M., Yigit, K.S., Canakci, M., Alptekin, E., Turkcan, A.; “Design and Instrumentation of an Automotive Heat Pump System Using Ambient Air, Engine Coolant and Exhaust Gas as a Heat Source”, 16th International Conference on Thermal Engineering and Thermogrammetry (THERMO 2009), Budapest, Hungary, 2009. [11] Direk, M.; “Isı kaynağı Olarak Çevre Havası, Motor Soğutma Suyu ve Egzoz Gazı Kullanabilen R134a Soğutucu Akışkanlı Otomobil Isı Pompasının Performansının Deneysel Analizi”, Doktora Tezi, Kocaeli Üniversitesi Fen Bilimleri Enstitüsü, Kocaeli, (2011). [12] Ozgener, O., Hepbasli, A.; “Modeling and Performance Evaluation of Ground Source (Geothermal) Heat Pump Systems”, Energy and Buildings, 39, 1, 66–75, (2007). ÖZGEÇMİŞ Murat HOŞÖZ Uludağ Üniversitesi Mühendislik Fakültesi Makine Mühendisliği Bölümü’nden 1988 yılında lisans derecesini, İstanbul Teknik Üniversitesi Fen Bilimleri Enstitüsü Makine Mühendisliği Anabilim Dalı’ndan sırasıyla 1990 yılında yüksek lisans ve 1999 yılında doktora derecelerini aldı. Uludağ Üniversitesi Mühendislik Fakültesi Makine Mühendisliği Bölümü’nde 19891991 yılları arasında Araştırma Görevlisi olarak çalıştı. 1991-1999 yılları arasında Kocaeli Üniversitesi Kocaeli Meslek Yüksekokulu İklimlendirme-Soğutma Programı’nda Öğretim Görevlisi olarak görev yaptı. 1999-2006 yılları arasında Kocaeli Üniversitesi Teknik Eğitim Fakültesi Makine Eğitimi Bölümü’nde Yardımcı Doçent, 2006-2011 yılları arasında aynı bölümde Doçent olarak çalıştı. 2012 yılından bu yana, Kocaeli Üniversitesi Teknoloji Fakültesi Otomotiv Mühendisliği Bölümü’nde Profesör olarak görev yapmaktadır. Soğutma ve iklimlendirme sistemleri, taşıt iklimlendirmesi ve içten yanmalı motorların termodinamik analizi üzerine çalışmaları bulunmaktadır. Mehmet DİREK Kocaeli Üniversitesi Teknik Eğitim Fakültesi Makine Eğitimi Bölümü’nden 2002 yılında lisans derecesini, Kocaeli Üniversitesi Fen Bilimleri Enstitüsü Makine Eğitimi Anabilim Dalı’ndan 2005 yılında yüksek lisans ve 2011 yılında doktora derecelerini aldı. 2011 yılından bu yana, Yalova Üniversitesi Yalova Meslek Yüksek Okulu’nda Yardımcı Doçent olarak çalışmaktadır. Çalışma alanları otomotiv iklimlendirmesi, içten yanmalı motorlar, enerji ve ekserji analizi, yanma ve yangın güvenlik sistemleridir. Kadri Süleyman YİĞİT Yıldız Üniversitesi Mühendislik Fakültesi Makine Mühendisliği Bölümü’nden 1986 yılında lisans derecesini aldı. Yıldız Üniversitesi Fen Bilimleri Enstitüsü Makine Mühendisliği Anabilim Dalı’ndan 1989 yılında yüksek lisans, Kocaeli Üniversitesi Fen Bilimleri Enstitüsü Makine Mühendisliği Anabilim Dalı’ndan 1994 yılında doktora derecelerini aldı. 2006 yılından bu yana Kocaeli Üniversitesi Mühendislik Fakültesi Makine Mühendisliği Bölümü’nde Doçent olarak görevine devam etmektedir. Çalışma konuları arasında santrifüj pompalar, gaz türbinleri, taşıt ısıtma sistemleri, ıslanmaz yüzeyler üzerinden akış ve biyogaz üretim tesisleri yer almaktadır. Mustafa ÇANAKCI Gazi Üniversitesi Teknik Eğitim Fakültesi Otomotiv Anabilim Dalı’ndan 1989 yılında lisans derecesini, 1996 yılında Vanderbilt Üniversitesi Makine Mühendisliği Bölümü’nden yüksek lisans derecesini, 2001 yılında Iowa State Üniversitesi Makine Mühendisliği Bölümü’nden doktora derecesini aldı. Kocaeli Üniversitesi Teknik Eğitim Fakültesi Makine Eğitimi Bölümü’nde 2002-2005 yılları arasında Yardımcı Doçent, 2005-2010 yılları arasında Doçent 2010-2012 yılları arasında Profesör olarak çalıştı. 2012 yılından itibaren, Kocaeli Üniversitesi Teknoloji Fakültesi Otomotiv Mühendisliği Bölümü’ne atanmış olup Profesör olarak görevine devam etmektedir. Uzmanlık konuları arasında içten yanmalı motorlar, alternatif motor yakıtları, yakıt özellikleri, biyodizel üretimi, motor performansı, yanma ve emisyon karakteristikleri, homojen dolgulu sıkıştırma ile ateşlemeli (HCCI) motorlar yer almaktadır. Ali TÜRKCAN Kocaeli Üniversitesi Teknik Eğitim Fakültesi Makine Eğitimi Bölümü Otomotiv Öğretmenliği Programı’ndan 2001 yılında lisans derecesini aldı. Aynı yıl Kocaeli Üniversitesi Fen Bilimleri Enstitüsü Makine Eğitimi Anabilim Dalı’nda başladığı yüksek lisans eğitimini 2006 yılında tamamladı. Halen, Kocaeli Üniversitesi Fen Bilimleri Enstitüsü Makine Eğitimi Anabilim Dalı’nda doktora eğitimine devam etmekte ve Kocaeli Üniversitesi Teknik Eğitim Fakültesi Makine Eğitimi Bölümü’nde Araştırma Görevlisi olarak çalışmaktadır. Çalışma konuları arasında HCCI motorlar, alternatif yakıtlar, yanma analizi, veri toplama ve kontrol bulunmaktadır. Ertan ALPTEKİN Kocaeli Üniversitesi Teknik Eğitim Fakültesi Makine Eğitimi Bölümü Otomotiv Öğretmenliği Programı’ndan 2004 yılında lisans derecesini aldı. Aynı yıl Kocaeli Üniversitesi Fen Bilimleri Enstitüsü Makine Eğitimi Anabilim Dalı’nda başladığı yüksek lisans eğitimini 2007 yılında tamamladı. Halen, Kocaeli Üniversitesi Fen Bilimleri Enstitüsü Makine Eğitimi Anabilim Dalı’nda doktora eğitimine devam etmekte ve Kocaeli Üniversitesi Teknik Eğitim Fakültesi Makine Eğitimi Bölümü’nde Araştırma Görevlisi olarak çalışmaktadır. Biyoyakıtlar, soğutma ve iklimlendirme sistemleri, içten yanmalı motorların performans ve emisyon testleri üzerine çalışmaları bulunmaktadır.
