R134a sogutucu akiskanli bir otomobil iklimlendirme sisteminin

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,
mhosoz@kocaeli.edu.tr, canakci@kocaeli.edu.tr
2
Yalova Üniversitesi, Yalova Meslek Yüksekokulu, Sivil Savunma ve İtfaiyecilik Programı, 77100-Yalova,
mehmetdirek@hotmail.com
3
Kocaeli Üniversitesi, Mühendislik Fakültesi, Makine Mühendisliği Bölümü, 41380-Kocaeli,
kyigit@kocaeli.edu.tr
4
Kocaeli Üniversitesi, Teknik Eğitim Fakültesi, Makine Eğitimi Bölümü, 41380-Kocaeli,
aturkcan@kocaeli.edu.tr, ertanalptekin@kocaeli.edu.tr
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.