ENDÜSTRİDE ISI P OMPASI KULLANILARAK ATI K ISIDAN ISI GERİ KAZANIMININ TEORİK VE DENEYSEL İNCEL ENMESİ Nurettin YAMANKA RADENİZ T.C. ULUDAĞ ÜNĠVERSĠTESĠ FEN BĠLĠMLERĠ ENSTĠTÜSÜ ENDÜSTRİDE ISI POMPASI KULLANILARAK ATIK ISIDAN ISI GERİ KAZANIMININ TEORİK VE DENEYSEL İNCELENMESİ Nurettin YAMANKARADENİZ Prof.Dr. Muhiddin CAN DOKTORA TEZĠ MAKĠNE MÜHENDĠSLĠĞĠ ANABĠLĠM DALI BURSA – 2011 Her Hakkı Saklıdır TEZ ONAYI Nurettin YAMANKARADENĠZ tarafından hazırlanan ―ENDÜSTRİDE ISI POMPASI KULLANILARAK ATIK ISIDAN ISI GERİ KAZANIMININ TEORİK VE DENEYSEL İNCELENMESİ‖ adlı tez çalıĢması aĢağıdaki jüri tarafından oy birliği/oy çokluğu ile Uludağ Üniversitesi Fen Bilimleri Enstitüsü Makine Mühendisliği Anabilim Dalı‘nda DOKTORA TEZİ olarak kabul edilmiĢtir. Danışman : Prof.Dr. Muhiddin CAN İkinci Danışman : (Varsa Yazılacak) Başkan: Prof.Dr.Muhiddin Can Ġmza U.Ü. Müh.Mim.Fakültesi, Makine Mühendisliği Üye : Prof.Dr. Fethi Halıcı Ġmza SAÜ. Mühendislik Fakültesi, Makine Mühendisliği Üye : Prof.Dr.Mehmet Kanık Ġmza U.Ü. Müh.Mim.Fakültesi, Tekstil Mühendisliği Üye : Doç.Dr.Ömer Kaynaklı Ġmza U.Ü. Müh.Mim.Fakültesi, Makine Mühendisliği Üye : Yrd.Doç.Dr.Erhan Pulat Ġmza U.Ü. Müh.Mim.Fakültesi, Makine Mühendisliği Yukarıdaki sonucu onaylarım Prof. Dr. Kadri ARSLAN Enstitü Müdürü ../../….(Tarih) U.Ü. Fen Bilimleri Enstitüsü, tez yazım kurallarına uygun olarak hazırladığım bu tez çalışmasında; - tez içindeki bütün bilgi ve belgeleri akademik kurallar çerçevesinde elde ettiğimi, - görsel, iĢitsel ve yazılı tüm bilgi ve sonuçları bilimsel ahlak kurallarına uygun olarak sunduğumu, - baĢkalarının eserlerinden yararlanılması durumunda ilgili eserlere bilimsel normlara uygun olarak atıfta bulunduğumu, - atıfta bulunduğum eserlerin tümünü kaynak olarak gösterdiğimi, - kullanılan verilerde herhangi bir tahrifat yapmadığımı, - ve bu tezin herhangi bir bölümünü bu üniversite veya baĢka bir üniversitede baĢka bir tez çalıĢması olarak sunmadığımı beyan ederim. 22/12/2011 İmza Ad ve Soyadı Nurettin YAMANKARADENİZ ÖZET Doktora Tezi ENDÜSTRİDE ISI POMPASI KULLANILARAK ATIK ISIDAN ISI GERİ KAZANIMININ TEORİK VE DENEYSEL İNCELENMESİ Nurettin YAMANKARADENİZ Uludağ Üniversitesi Fen Bilimleri Enstitüsü Makine Mühendisliği Anabilim Dalı Danışman: Prof.Dr. Muhiddin CAN Enerjinin yetersizliği ve var olan kaynakların çevreye olan zararları, enerji konusundaki araĢtırmaları güncel ve önemli kılmaktadır. Bu nedenle enerji tasarrufu sağlayıcı tekniklerin bulunması, araĢtırılması ve geliĢtirilmesi zorunlu hale gelmiĢtir. Bu kapsamda geliĢmiĢ ülkelerdeki üniversitelerde ve sanayide belirtilen konularda teorik ve deneysel araĢtırma ve geliĢtirme çalıĢmaları sistemli ve planlı bir Ģekilde sürdürülmektedir. GeliĢmiĢ ülkelerde; ısı pompaları, konfor amaçlı kullanımın yanında, endüstride kurutma iĢlemlerinde ve atık sıvıdan ısı geri kazanım amaçlı yaygın olarak kullanılmaktadır. Ülkemizde ısı pompalarının konfor amaçlı uygulamaları belli oranda yaygınlaĢırken, endüstriyel alanlarda ısı geri kazanımı için ısı pompası uygulamaları oldukça sınırlıdır. Bu nedenle, yapılan bu doktora tezinin amacı, ülkemizde endüstride mevcut atık sıvıların ısısından ve kurutma proseslerinden atılan nemli ve sıcak havadan ısı geri kazanımında, klasik yöntemler yerine ısı pompası kullanımın yaygınlaĢmasına katkıda bulunmaktır. Bu amaç doğrultusunda, endüstride enerji tasarrufuna katkı sağlamak amacıyla iki farklı endüstriyel uygulama için iki farklı prototip ısı pompası deney tesisatı tasarlandı ve kuruldu. Birinci çalıĢmada, endüstride kurutma proseslerinde kurutma odasından ayrılan nemli ve sıcak havanın ısısından ısı geri kazanmak amacıyla kurulan prototip ısı pompası deney tesisatı, iki farklı hava debisi ve farklı by-pass oranları için test edildi. Bu sistemin performansı ve performansına etki eden parametreler ayrı ayrı incelendi. Ayrıca, bu tip uygulamalar için ısı pompası tasarımında dikkat edilmesi gereken parametreler tespit edildi. Ġkinci çalıĢmada ise, endüstride bir çok proses sonucu açığa çıkan ve drenaja atılan (30-50 °C) aralığında düĢük sıcaklıklarda atık sıvılar mevcuttur. Bu atık sıvıların ısısından yararlanmak amacıyla kurulan prototip ısı pompası deney tesisatı, iki farklı kompresör hızı için, farklı atık sıvı debi ve sıcaklıklarında test edildi. Bu sistemin performansı ve performansa etki eden parametreler incelendi. Ayrıca, bu tip uygulamalar için ısı pompası tasarımında göz önüne alınması gereken parametreler tespit edildi. Her iki çalıĢma için matematik modelleme geliĢtirildi ve elde edilen teorik sonuçlar deneysel sonuçlarla karĢılaĢtırıldı. Elde edilen teorik sonuçların deneysel sonuçlar ile uyum içerisinde olduğu tespit edildi. Son olarak, her iki sistem için basit bir ekonomik analiz yapıldı ve elde edilen sonuçlara göre, her iki uygulama için de ısı pompası kullanımının oldukça verimli olduğu görüldü. Anahtar Kelimeler: Isı pompası, atık ısı, atık sıvı, kurutma, ısı pompası destekli kurutucu, enerji tasarrufu, matematik modelleme 2011, xv + 200 sayfa. i ABSTRACT PhD Thesis THEORETICAL AND EXPERIMENTAL ANALYSIS OF HEAT RECOVERY FROM WASTE HEAT IN INDUSTRY BY USING HEAT PUMP NURETTİN YAMANKARADENİZ Uludağ University Graduate School of Natural and Applied Sciences Department of Mechanical Engineering Supervisor: Prof. Dr. Muhiddin CAN Lack of energy and harm of supply energy sources to environment makes researches on energy actual and important, and exploring, researching and developing of energy saving techniques become mandatory. In this context, theoretical and experimental investigations on these subjects at universities and industry in developed countries have been carrying on systematic and planned manner. In the developed countries, heat pumps are used extensively not only for comfort but also heat recovery from drying process and waste liquid. While the heat pump becomes widespread in some degree, unfortunately there are a few heat pump applications to heat recovery in the industry in our country. For this reason, aim of this study, is to contribute use of the heat pump for heat recovery from waste liquid and hot and humid air from drying process instead of classic methods. For this purpose, two different prototype experimental facilities were designed and constructed to contribute energy saving in the industry. Firstly, the prototype heat pump-assisted dryer (HPD) unit constructed to heat recovery from hot and humid air from the drying process was tested for two different air flow rate and by- pass (BAR) ratio to investigate system‘ s performance and parameters that affect the performance. Also, the parameters to be considered to design of the HPD unit were identified. Secondly, there are many waste liquids discharged to sewage in the industry at about 30-50°C from the many process. The prototype HPD unit constructed to heat recovery from these waste liquids was tested for two different compressor speed at different waste liquid flow rates and temperatures. The performance of the system and parameters that affected the performance were investigated. Also, the parameters to be considered to design of the HPD unit were identified for these applications. Mathematical models were developed for both studies and theoretical results were compared with experimental results. It was found out that the theoretical results were in good agreement with experimental results. Finally, a basic economic analysis was carried out for both studies and according to the results obtained from economic analysis, it was also shown that using heat pump for both studies was very efficient. Key words: Heat pump, waste heat, waste liquid, drying, heat pump assisted dryer, energy saving, mathematical modeling 2011, xv + 200 pages. ii TEŞEKKÜR Uludağ Üniversitesi‘ndeki eğitimim sürecince bilgi ve deneyimlerinden yararlandığım, tez çalıĢmamı yöneterek büyük katkısını gördüğüm Öğretim Üyesi DanıĢman Hocam Sayın Prof.Dr. Muhiddin CAN‘ a, yaĢadığı zor zamanlarda bile desteğini esirgemeyen, her daim yanımda olan ve doktora çalıĢmamın her aĢamasında emeği olan saygıdeğer hocam Yrd. Doç.Dr.Salih ÇOġKUN‘ a, her zaman değerli görüĢlerini aldığım hocalarım Prof.Dr. Mehmet KANIK, Prof.Dr. Atakan AVCI, Yrd.Doç.Dr.Erhan PULAT, Doç.Dr. Ömer Kaynaklı‘ ya, Ögr. Gör. Bilsay PASTAKKAYA ve her zaman yardımlarını aldığım Uludağ Üniversitesi Makine Mühendisliği Bölümünün Değerli Öğretim Üyelerine, Fakülte Dekanlarımız Prof.Dr. Ġrfan KARAGÖZ ve Prof.Dr. Abdülvahap YĠĞĠT‘ e, Bölüm BaĢkanlarımız Prof.Dr. Muhsin KILIÇ ve Prof.Dr. Nurettin YAVUZ‘ a, Uludağ Üniversitesi Fen Bilimleri Enstitüsü çalıĢanlarına, Doktora tezimin tamamlanmasında emekleri geçen T.B.M.Y.O Ġklimlendirme Soğutma Bölümü çalıĢanlarına ve T.B.M.Y.O müdürü sayın Prof.Dr.Rıdvan EZENTAġ‘ a, 2008/63 no‘lu ―Evsel ve Endüstriyel Isı Pompalarının Deneysel Analizi‖ konulu proje çalıĢmasına verdikleri destekten ötürü Uludağ Üniversitesi Bilimsel AraĢtırma Kurumuna ayrı ayrı teĢekkürlerimi sunarım. Benden desteğini hiçbir zaman esirgemeyen ve bu günlere gelmemi sağlayan Aileme baĢta Annem Fatma YAMANKARADENĠZ, KardeĢim Bedrettin YAMANKARADENĠZ‘ e, beni her zaman destekleyen ve yanımda olan EĢim Zeynep YAMANKARADENĠZ‘ e ve doktora sürecinde dünyaya gelen ve bana artı motivasyon sağlayan oğlum Hasan YAMANKARADENĠZ‘ e, her zaman desteğini gördüğüm dayım Bekir NURDOĞAN‘ a, bu süreçte yanımda bulunan isimlerini yazamadığım bütün aile büyüklerim ve dostlarıma çok teĢekkür ederim. Son olarak gerek manevi gerekse maddi olarak her zaman yanımda olan, önce Babam sonra hocam Sayın Prof.Dr. Recep YAMANKARADENĠZ‘ e teĢekkürlerimi sunarım. Nurettin Yamankaradeniz 22/12/2011 iii İÇİNDEKİLER Sayfa ÖZET………………………………………………………………………………. i ABSTRACT……………………………………………………………………….. ii TEġEKKÜR…………………………………………………………..................... iii SĠMGE ve KISALTMALAR DĠZĠNĠ……………………………………………... vi ġEKĠLLER DĠZĠNĠ………………………………………………………………... xi ÇĠZELGELER DĠZĠNĠ…………………………………………………………….. xv 1. GĠRĠġ……………………………………………………………………………. 1 2. KURAMSAL TEMELLER ve KAYNAK ARAġTIRMASI…………………… 7 2.1. Isı Pompaları…………………………………………………………………... 7 2.2. Buhar sıkıĢtırmalı ısı pompası………………………………………………… 10 2.2.1.Buhar sıkıĢtırmalı ısı pompası çevrim hesapları……………………………... 12 2.2.2. Gerçek buhar sıkıĢtırmalı çevrim……………………………………………. 15 2.3. Isı Pompalarının Tarihi GeliĢimi……………………………………………… 18 2.4. Endüstriyel Isı Pompası Uygulamaları………………………………………... 21 2.4.1. Isı pompası destekli kurutma iĢleminden ısı geri kazanımı…………………. 26 2.4.1.1. Isı pompalı kurutma sistemleri……………………………………………. 31 2.4.1.2. Kurutmada psikrometrinin kullanımı……………………………………... 39 2.4.2. Atık sıvı akıĢkanlardan ısı geri kazanımı……………………………………. 42 2.4.3. Isı geri kazanımının faydaları……………………………………………….. 47 2.4.4. Isı pompalarının diğer endüstriyel uygulama alanları………………………. 48 2.5. Kaynak AraĢtırması…………………………………………………………… 4 9 3. MATERYAL VE YÖNTEM……………………………………………………. 63 3.1. Materyal……………………………………………………………………….. 6 3 3.2. Yöntem………………………………………………………………………... 64 3.2.1.Isı Pompası yardımıyla atık sıvıdan ısı geri kazanımının sağlanması……….. 64 3.2.1.1.Isı pompası yardımıyla atık sıvıdan ısı geri kazanımının matematik modelinin oluĢturulması……………………………………………………. 70 3.2.1.2. Isı pompası yardımıyla atık sıvı ısısından ısı geri kazanım test ünitesinde toplam ısı geçiĢ katsayısının belirlenmesi…………………………………. 83 3.2. 2. Isı Pompası Destekli Kurutma Ünitesi …………………………………….. 89 3.2.2.1. Isı pompası destekli kurutma tesisatının matematik modelinin oluĢturulması………………………………………………………………. 96 3.2.2.2. Isı pompası destekli kurutucu tesisatında nemli havanın özellikleri……… 101 3.2.2.3. Kurutma test ünitesi ısı taĢınım katsayılarının hesabı…………………….. 102 4. BULGULAR VE TARTIġMA………………………………………………….. 104 4.1. Isı Pompası Destekli Kurutma Ünitesinden Elde Edilen Deneysel AraĢtırma ve Matematik Model Sonuçları………........................................................ 104 iv 4.1.1. Isı pompası destekli kurutma ünitesinden elde edilen deneysel araĢtırma sonuçları…………………………………………………………………….. 104 4.1.2. Isı pompası destekli kurutma ünitesinden elde edilen deneysel araĢtırma sonuçları ile matematiksel sonuçların karĢılaĢtırılması……………………... 118 4.2. Atık Sıvıdan Isı Geri Kazanım Amacıyla Kurulan Isı Pompası Test Ünitesinden Elde Edilen Deneysel AraĢtırma ve Matematik Model Sonuçları………………………………………………………………………. 126 4.2.1. Atık sıvıdan ısı geri kazanım amacıyla kurulan ısı pompası test ünitesinden elde edilen deneysel araĢtırma sonuçları…………………………………...... 126 4.2.2. Atık sıvıdan ısı geri kazanım amacıyla kurulan ısı pompası test ünitesinden elde edilen deneysel araĢtırma sonuçları ile matematiksel sonuçların karĢılaĢtırılması………………………………………………………………. 137 4.3. Ekonomik Analiz……………………………………………………………… 146 4.3.1. Atık sıvıdan ısı geri kazanım amacıyla kurulan ısı pompası ile diğer bazı 146 yakıtların ekonomik analizi………………………………………………… 4.3.2. Isı pompası destekli kurutma iĢlemi ile diğer bazı yakıtların ekonomik analizi……………………………………………………………………….. 150 5. SONUÇ………………………………………………………………………….. 156 5.1. Isı Pompası Destekli Kurutma Ünitesi AraĢtırma Sonuçları………………….. 156 5.2. Isı Pompası Yardımıyla Atık Sıvı Isıdan Isı Geri Kazanım Ünitesi AraĢtırma Sonuçları………………………………………………………………………. 158 KAYNAKLAR……………………………………………………………………. 161 EKLER…………………………………………………………………………….. 169 EK 1………………………………………………………………………………. 170 EK 2……………………………………………………………………………… 176 EK 3……………………………………………………………………………… 191 EK 4……………………………………………………………………………… 192 EK 5………………………………………………………………………………. 193 EK 6………………………………………………………………………………. 199 ÖZGEÇMĠġ………………………………………………………………………... 200 v SİMGELER ve KISALTMALAR DİZİNİ Simgeler Açıklama 2 Ab BuharlaĢtırıcı dıĢ yüzey alanı (m ) 2 Ac Kanal akıĢ alanı (m ) 2 Ae Plakalı ısı eĢanjörünün ısı transfer alanı( m ) 2 Ai Ġç hava yüzey alanı (m ) 2 Ao DıĢ hava yüzey alanı (m ) 2 Ay YoğuĢturucu dıĢ yüzey alanı (m ) BoeĢ EĢdeğer kaynama sayısı Cos φ Güç faktörü cpf YoğuĢan soğutucu akıĢkan özgül ısısı (kJ/kgK) cnh Nemli havanın özgül ısısı (kJ/kgK) Dh Hidrolik çap (m) Di Borunun iç çapı (m) Do Borunun dıĢ çapı (m) ftp Ġki fazlı akıĢ için Sürtünme katsayısı 2 G Kütle ısı akısı (kg/m s) 2 GeĢ EĢdeğer kütle akısı (kg/m s) 2 Gh Havanın Kütlesel hız (kg / m s) 2 Gsa Soğutucu akıĢkan Kütlesel hız (kg / m s) 2 Gf YoğuĢan soğutucu akıĢkan film kütlesel hızı (kg / m s) h Nemli hava içerisindeki su buharın entalpisi (kJ/kg) h1 Kompresör giriĢindeki soğutucu akıĢkanın entalpisi (kJ/kg) h1x BuharlaĢtırıcıya giren soğutucu akıĢkanın çıkıĢ entalpisi (kJ/kg) h2 Kompresör çıkıĢındaki soğutucu akıĢkanın entalpisi (kJ/kg) h2s Ġzantropik Kompresör çıkıĢında soğutucu akıĢkanın entalpisi (kJ/kg) h3 YoğuĢturucu çıkıĢındaki soğutucu akıĢkanın entalpisi (kJ/kg) h4 Kısılma vanası çıkıĢında soğutucu akıĢkanın entalpisi (kJ/kg) hA Kurutucu çıkıĢ noktası entalpisi (kJ/kg) hB BuharlaĢtırıcı çıkıĢ noktası entalpisi (kJ/kg) hC YoğuĢturucu giriĢ (KarıĢım) noktası entalpisi (kJ/kg) hD YoğuĢturucu çıkıĢ noktası entalpisi (kJ/kg) Hfg Soğutucu akıĢkan buharlaĢma gizli ısısı (kJ/kg) hfg Suyun 0 º C de gizli buharlaĢma gizli ısısı (kJ/kg) 2 hh Hava tarafının ısı taĢınım katsayısı (kW / m K) hp Pasaj yüksekliği (m) 2 hs Suyun ısı taĢınım katsayısı (W/m ºC) 2 hsa Soğutucu akıĢkan ısı taĢınım katsayısı (W/m ºC) hsae Soğutucu akıĢkan entalpi değeri (kJ/kg) 3 Hu Yakıt alt ısıl değeri(kj/m ) hyoğ BuharlaĢtırıcı yüzey sıcaklığında yoğuĢan suyun entalpisi (kJ/kg) If Fanın çektiği akım (A) Ik Kompresörün çektiği akım (A) Ip Pompaların çektiği akım (A) K Kelvin vi kby Boru yüzey ısı iletim katsayısı (W/mK) kduvar Levha ısı iletim katsayısı (W/mK) kf YoğuĢan soğutucu akıĢkan film ısı iletim katsayısı (W/mK) kh Havanın ısı iletim katsayısı (kW/ m K) Klf Yükleme faktörü ks Suyun ısı iletim katsayısı (W/mºC) ksa Soğutucu akıĢkan ısı iletim katsayısı (W/mºC) lduvar Levha kalınlığı (m) Lh Isı transferi için levha uzunluğu (m) lrs Borular arasındaki yatay mesafe (m) Lt Boru uzunluğu (m) lt Litre N Politropik indeks Nfin Metre baĢına düĢen kanatçık sayısı nk Kompresör devri (dev/ dak) Np AkıĢkan tarafındaki pasaj (kanal) sayısı np Plaka sayısı ns SıkıĢtırma oranı Nusa Soğutucu akıĢkan tarafı nusselt sayısı P1 BuharlaĢtırıcı çıkıĢındaki soğutucu akıĢkan basıncı (kPa) P2 YoğuĢturucu giriĢi soğutucu akıĢkan basıncı (kPa) Pb BuharlaĢtırıcı (emme) basıncı (kPa) Pc R134a için kritik basınç değeri (MPa) Pdt Nemli havanın içindeki su buharının kısmi basıncı (kPa) Pdt Aynı sıcaklıktaki doymuĢ nemli havanın su buharı basıncı (kPa) Pdt Nemli hava içerisindeki su buharın doyma basıncı (kPa) Pm BuharlaĢtırıcı giriĢ ve çıkıĢındaki basınçların ortalaması (MPa) Pr Prandlt sayısı Prh Hava tarafında Prandlt sayısı Prsa Sıvı fazdaki soğutucu akıĢkanın Prandtl sayısı Psb Nemli havanın su buharı basıncı (kPa) Py Kondenser (basma) basıncı (kPa) 2 qw Uygulanan duvar ısı akısı (W/m ) Re Reynolds sayısı ReeĢ EĢdeğer Reynolds sayısı Reh Hava tarafının reynolds sayısı S1 Kompresör giriĢindeki özgül entropi (kJ/kg) S2s Kompresör çıkıĢındaki özgül entropi (kJ/kg) T1 BuharlaĢtırıcı gaz çıkıĢ sıcaklığı (°C) T1x Kompresör emiĢ sıcaklığı (°C) T2 Kompresör gaz çıkıĢ sıcaklığı (°C) T3 YoğuĢturucu gaz çıkıĢ sıcaklığı (°C) T4 BuharlaĢtırıcı gaz giriĢ sıcaklığı (°C) TA Kurutucu çıkıĢ noktası sıcaklığı (°C) Tas Atık su sıcaklığı (°C) Tb BuharlaĢtırıcı sıcaklığı (°C) TB BuharlaĢtırıcı çıkıĢ noktası sıcaklığı (°C) TC YoğuĢturucu giriĢ (KarıĢım) noktası sıcaklığı (°C) vii TD YoğuĢturucu çıkıĢ noktası sıcaklığı (°C) Tfs Fan-coil kondenser arasında dolaĢan su sıcaklığı (°C) Thç Fan-coil hava çıkıĢ sıcaklığı (°C) Thg Fan-coil havagiriĢ sıcaklığı (°C) Tkuru Nemli havanın kuru termometre sıcaklığı (°C) Tsbç BuharlaĢtırıcı çıkıĢ sıcaklığı (°C) Tsbg BuharlaĢtırıcı giriĢ sıcaklığı (°C) Tsyç YoğuĢturucu çıkıĢ sıcaklığı (°C) Tsyg YoğuĢturucu giriĢ sıcaklığı (°C) Ty YoğuĢturucu sıcaklığı (°C) 2 U Toplam ısı transfer katsayısı (W/m °C) 2 Ub Toplam buharlaĢtırıcı ısı taĢınım katsayısı (W/m °C) 2 Uy Toplam yoğuĢturucu ısı taĢınım katsayısı (W/m °C) 3 v1 Kompresör giriĢindeki soğutucu akıĢkanın özgül hacmi (m /kg) Vf Fanın çektiği gerilim (V) Vk Kompresörün çektiği gerilim (V) 3 Vk Kompresör yer değiĢtirme (süpürme) hacmi (m ) Vp Pompaların çektiği gerilim (V) w Nemli havanın özgül nem değeri (kg su buharı/kg kuru hava) wA Kurutucu çıkıĢındaki özgül nem miktarı (kg su buharı/ kg kuru hava) wB BuharlaĢtırıcı yüzeyindeki özgül nem miktarı (kg su / kg kuru hava) wdf Nemli hava içerisindeki su buharın özgül hacmi Wki Ġdeal ısı pompası kompresör iĢi (kW) Wp Pasaj geniĢliği (m) Xm BuharlaĢtırıcı giriĢ ve çıkıĢındaki ortalama kuruluk derecesi m sa Soğutucu akıĢkan debisi (kg/s) m s Su debisi (kg/s) Atık su debisi (kg/s) m y Fan-coil kondenser arasında dolaĢan su debisi (kg/s) m hBYO By-pass edilen hava miktarı (kg/s) m hb By-pass iĢleminde evaporatör üzerinden geçen hava miktarı (kg/s) BuharlaĢtırıcı yüzeyindeki nem miktarı (kg/s) m h Sistemde dolaĢan hava debisi (kg/s) W k Kompresör güç tüketimi (Kw) W p1 Pompa 1 (Atık su pompası) gücü (Kw) W p2 Pompa 2 (kondenser ile fan-coil ünitesi arasında çalıĢan) gücü (Kw) W f Fan gücü (Kw) Wtop Tüketilen toplam güç miktarı (kW) c p Havanın özgül ısısı (kJ/kgK) h c p Suyun özgül ısısı (kJ/kgK) s Sabit basıçta kompresör giriĢindeki soğutucu akıĢkanın özgül ısı değeri (kJ/kgK) viii Sabit hacimde kompresör giriĢindeki soğutucu akıĢkanın özgül ısı değeri (kJ/kgK) Sabit basıçta kompresör çıkıĢında soğutucu akıĢkanın özgül ısı değeri (kJ/kgK) Sabit hacimde kompresör çıkıĢında soğutucu akıĢkanın özgül ısı değeri (kJ/kgK) Ġdeal ısı pompasında yoğuĢturucudan atılan ısı (kW) Qb BuharlaĢtırıcı kapasitesi (kW) Q y YoğuĢturucu kapasitesi (kW) Fan-coil hava giriĢ bağıl nem değeri Fan-coil hava çıkıĢ bağıl nem değerleri ØA Kurutucu çıkıĢ noktası bağıl nem değeri ØB BuharlaĢtırıcı çıkıĢ noktası bağıl nem değeri ØC YoğuĢturucu giriĢ (KarıĢım) noktası bağıl nem değeri ØD YoğuĢturucu çıkıĢ noktası bağıl nem değeri ik Isıl verim Volumetrik (hacimsel) verim Ġsentropik verim Serpantin yüzey kanatçık verimi Mekanik kompresör verimi Kompresör motor verimi Yakıt verimi µ AkıĢkan dinamik viskozite (Pa.s) µf YoğuĢan soğutucu akıĢkan dinamik viskozitesi (Pa.s) Soğutucu akıĢkanın viskozitesi (kg/m s) Havanın viskozitesi (kg/m s) Ölü hacim oranı 3  Yoğunluk (kg/m )  Havanın bağıl (izafi) nemi w Özgül nem farkı AĢırı soğutma sıcaklık farkı (°C) AĢırı kızdırma sıcaklık farkı (°C) BuharlaĢtırıcı ortalama sıcaklık farkı (°C) YoğuĢturucu ortalama sıcaklık farkı (°C) Kısaltmalar Açıklama STK Soğutma tesir katsayısı COP Sistem performans katsayısı SMER Özgül nem uzaklaĢtırma oranı MER Nem uzaklaĢtırma oranı ITK Isıtma Tesir Katsayısı ITKĠ Ġdeal ısı pompası çevriminin ısıtma tesir katsayısı ITKC Carnot ısı pompasının ısıtma tesir katsayısı ix OIT Endüstriyel teknolojiler enerji ofis departmanı ITK ıp Isı pompası ısıtma tesir katsayıları ITK sis Tüm sistemin ısıtma tesir katsayıları SPC Özgül güç tüketimi BYO By-pass oranı IPDK Isı pompalı destekli kurutucu x ŞEKİLLER DİZİNİ Sayfa ġekil 2.1. Isı pompasının termodinamiği 7 ġekil 2.2. Buhar sıkıĢtırmalı ısı pompasına ait çevrim Ģeması 11 ġekil 2.3. Ġdeal ve gerçek buhar sıkıĢtırmalı ısı pompasına ait T-s ve P-h diyagramı 11 ġekil 2.4. Buhar sıkıĢtırmalı ısı pompasının gerçek çevrimi için P-h diyagramı 15 ġekil 2.5. Isıtma tesir katsayılarının buharlaĢma sıcaklığına bağlı değiĢimleri 16 ġekil 2.6. Ty= 60 º C‘ de ITK‘ nın farklı soğutucu akıĢkanlar için buharlaĢma sıcaklığına bağlı değiĢimi (Ty= 60 º C‘ de sabit sıcaklık) 17 ġekil 2.7. Kelvin‘in Tasarladığı Isı Pompası Sistemi 18 ġekil 2.8. Avrupa da sektörel bazda endüstriyel ısı pompası dağılımı (1987 yılına ait) 22 ġekil 2.9. Klasik geri dönüĢümlü bir kurutucu 27 ġekil 2.10. Döner tamburlu nem alıcı (ısı geri kazanım cihazı) 28 ġekil 2.11. Bir kurutucuda ısı pompası ve ısı eĢanjörü yardımıyla ısı geri kazanımı 29 ġekil 2.12. Kurutma ortamına gönderilen kuru havayı ısıtan kurutucu 30 ġekil 2.13. Kurutma iĢlemlerinde en etkili ısı pompası sistemi 30 ġekil 2.14. Kurutmada enerji tasarrufunda alternatif genel kurutucu tipleri 31 ġekil 2.15. Bir kurutma iĢlemine reküperatör olarak monte edilen bir ısı pompasına ait Ģematik gösterim 33 ġekil.2.16. Isı geri kazanımı için ısı pompalı kurutma fırını ile ısı değiĢtiricinin birlikte kullanımı 34 ġekil 2.17. Basit nem alıcı ısı pompalı kurutucu uygulamasına ait örnek 35 ġekil 2.18. BuharlaĢtırıcı ve yoğuĢturucu üzerinde aynı hava akıĢının olduğu durumda ısı pompasının nem alıcı olarak kullanılması 35 ġekil.2.19. YoğuĢturucu üzerinden geçen hava miktarının arttırılması ve ısı pompasının nem alıcı Ģeklinde kullanılmasına ait örnek 36 ġekil 2.20. Kapalı çevrimli Brayton ısı pompası kurutma ünitesi 36 ġekil 2.21. Açık çevrimli Brayton ısı pompası kurutma ünitesi 37 ġekil 2.22. Ġkili ısı pompalı kurutma ünitesi 38 ġekil 2.23. SıkıĢtırmalı ısı pompalı kurutma ünitesi ve havanın sıkıĢtırılması 39 ġekil 2.24. Kurutma iĢleminin psikrometrik diyagramda gösterilmesi 40 ġekil 2.25. Kurutma havasının bir kısmının geri besleme yapılması 41 ġekil.2.26. Sıvı-sıvı tek kademeli sıkıĢtırmalı ısı geri kazanımlı ısı pompası sistemi 44 ġekil.2.27. Sıvı-sıvı iki kademeli sıkıĢtırmalı ısı geri kazanımlı ısı pompası sistemi 45 ġekil 2.28. Bir plastik fabrikasında, ısı pompası uygulaması 46 ġekil 2.29. Bir soğutma kulesi prosesi öncesi ısı geri kazanımı 47 ġekil.3.1. Atık sıvı ısısının geri kazanımına yönelik olarak tasarlanan ısı pompasına ait deney tesisatının Ģematik gösterimi 66 ġekil 3.2. Isı pompası destekli atık sıvı ısı geri kazanım deney tesisatı 67 ġekil 3.3. Isı pompası çevriminin basınç-entalpi diyagramında gösterimi 68 ġekil 3.4. K-tip ve kaydedici özelikteki sıcaklık ölçme cihazı 69 ġekil 3.5. Anemometre 69 xi ġekil 3.6. Bourdon tip manometre 69 ġekil 3.7. Isı pompası yardımıyla atık sıvıdan ısı geri kazanımının matematik modellemesinde kullanılan parametrelerin deney tesisatı üzerindeki gösterimi 71 ġekil 3.8. Isı pompası çalıĢmasının ln P-h diyagramında gösterimi 77 ġekil 3.9. YoğuĢturucu boyunca gerçekleĢen sıcaklık değiĢimleri 80 ġekil 3.10. BuharlaĢtırıcı boyunca gerçekleĢen sıcaklık değiĢimleri 81 ġekil 3.11. Kullanılan kaynaklı plakalı ısı eĢanjörüne ait resim 83 ġekil 3.12. BuharlaĢtırıcı kanal tipleri 84 ġekil 3.13. Kullanılan ısı eĢanjöründeki pasaj boyutları 86 ġekil 3.14. Isı pompası destekli kurutma ünitesi deney ünitesi 89 ġekil 3.15. Isı pompası destekli kurutma ünitesi Ģematik resmi 91 ġekil 3.16. Kurutma ünitesi ısı pompası devresinin Ģematik gösterimi 92 ġekil 3.17. Kurutma ünitesinde kullanılan ısı pompası devresi 92 ġekil 3.18. Isı pompası destekli kurutma uygulamasında nemli havanın değiĢiminin psikrometrik diyagramda gösterimi 94 ġekil 3.19. Isı pompası destekli kurutucu ünitesinin matematik modellemesinde kullanılan parametrelerin deney tesisatı üzerindeki gösterimi 97 ġekil 3.20. BuharlaĢtırıcı boyunca gerçekleĢen sıcaklık değiĢimleri 99 ġekil 3.21. YoğuĢturucu boyunca gerçekleĢen sıcaklık değiĢimleri 100 ġekil 4.1. Tasarlanan kurutma sisteminde farklı bypass oranları için nemli hava Ģartlarının değiĢimi 104 ġekil 4.2. Ġki farklı hava hızı kademesi için bypass oranına bağlı olarak sıkıĢtırma oranındaki değiĢim 105 ġekil 4.3. Ġki farklı hava hızı kademesi için bypass oranına bağlı olarak iĢletme basınç değerleri 106 ġekil 4.4. Ġki farklı hava hızı kademesi için ısı pompası iĢletme sıcaklık değerlerinin bypass oranına bağlı değiĢimi 107 ġekil 4.5. 1. Kademe hızı değeri için nemli hava sıcaklık değerlerinin bypass oranına bağlı değiĢimi 107 ġekil 4.6. 2. Kademe hızı değeri için nemli hava sıcaklık değerlerinin bypass oranına bağlı değiĢimi 108 ġekil 4.7. 1. Kademe hızı değeri için nemli hava bağıl nem değerlerinin bypass oranına bağlı değiĢimi 109 ġekil 4.8. 2. Kademe hızı değeri için nemli hava bağıl nem değerlerinin bypass oranına bağlı değiĢimi 110 ġekil 4.9. 1. kademe hızı değeri için nemli havanın özgül entalpi değerlerinin bypass oranına bağlı değiĢimi 111 ġekil 4.10. 2. kademe hızı değeri için nemli havanın özgül entalpi değerlerinin bypass oranına bağlı değiĢimi 111 ġekil 4.11. Ġki farklı hava hızı kademesi için bypass oranına bağlı olarak nemli havadan çekilen ısı miktarının değiĢimi 112 ġekil 4.12. Ġki farklı hava hızı kademesi için bypass oranına bağlı olarak nemli havaya verilen ısı miktarının değiĢimi 113 ġekil 4.13. Ġki farklı hava hızı kademesi için bypass oranına bağlı olarak toplam güç tüketiminin değiĢimi 114 xii ġekil 4.14. Ġki farklı hava hızı kademesi için bypass oranına bağlı olarak ısı pompası ısıtma tesir katsayısının değiĢimi 115 ġekil 4.15. Ġki farklı hava hızı kademesi için bypass oranına bağlı olarak tüm sistemin ısıtma tesir katsayısının değiĢimi 116 ġekil 4.16. Ġki farklı hava hızı kademesi için bypass oranına bağlı olarak nemli havadan çekilen nem miktarının değiĢimi 117 ġekil 4.17. Ġki farklı hava hızı kademesi için bypass oranına bağlı olarak özgül güç tüketim değerinin değiĢimi 118 ġekil 4.18. 1. Kademe hız için bypass oranına bağlı olarak ısı pompası ısıtma tesir katsayısının deneysel sonuçları ile matematiksel sonuçlarının karĢılaĢtırılması 120 ġekil 4.19. 1. Kademe hız için bypass oranına bağlı olarak tüm sistemin ısıtma tesir katsayısının deneysel sonuçları ile matematiksel sonuçlarının karĢılaĢtırılması 121 ġekil 4.20. 1. Kademe hızı için bypass oranına bağlı olarak nemli havaya verilen ısı miktarının deneysel sonuçları ile matematiksel sonuçlarının karĢılaĢtırılması 121 ġekil 4.21. 1. Kademe hızı için bypass oranına bağlı olarak nemli havadan çekilen ısı miktarının deneysel sonuçları ile matematiksel sonuçlarının karĢılaĢtırılması 122 ġekil 4.22. 1. Kademe hızı için bypass oranına bağlı olarak özgül güç tüketim değeri deneysel sonuçları ile matematiksel sonuçlarının karĢılaĢtırılması 122 ġekil 4.23. 2. Kademe hız için bypass oranına bağlı olarak ısı pompası ısıtma tesir katsayısının deneysel sonuçları ile matematiksel sonuçlarının karĢılaĢtırılması 123 ġekil 4.24. 2. Kademe hız için bypass oranına bağlı olarak tüm sistemin ısıtma tesir katsayısının deneysel sonuçları ile matematiksel sonuçlarının karĢılaĢtırılması 123 ġekil 4.25. 2. Kademe hızı için bypass oranına bağlı olarak nemli havaya verilen ısı miktarının deneysel sonuçları ile matematiksel sonuçlarının karĢılaĢtırılması 124 ġekil 4.26. 2. Kademe hızı için bypass oranına bağlı olarak nemli havadan çekilen ısı miktarının deneysel sonuçları ile matematiksel sonuçlarının karĢılaĢtırılması 124 ġekil 4.27. 2. Kademe hızı için bypass oranına bağlı olarak özgül güç tüketim değeri deneysel sonuçları ile matematiksel sonuçlarının karĢılaĢtırılması 125 ġekil 4.28. 50 ve 30 Hz kompresör hızlarında farklı atık su debileri için, atık su sıcaklıklarına bağlı ısı pompası iĢletme sıcaklıklarının değiĢimi 128 ġekil 4.29. 50 ve 30 Hz kompresör devirlerinde atık su debi ve sıcaklık değerine bağlı olarak sıkıĢtırma oranlarının değiĢimi 129 ġekil 4.30. 50 ve 30 Hz kompresör hızlarında aĢırı kızdırma ve aĢırı soğutma değerlerinin, atık su sıcaklığına bağlı değiĢimi 131 xiii ġekil 4.31. 50 Hz (a) ve 30 Hz (b) kompresör devirlerinde farklı atık su debileri için, atık su sıcaklıklarına bağlı olarak soğutucu akıĢkan debilerindeki değiĢimi 132 ġekil 4.32. 50 Hz (a) ve 30 Hz (b) kompresör devirlerinde farklı atık su debileri için, atık su sıcaklıklarına bağlı olarak hacimsel verimdeki değiĢim 132 ġekil 4.33. 50 Hz (a) ve 30 Hz (b) kompresör devrinde farklı atık su debileri için atık su sıcaklıklarına bağlı olarak atık sudan çekilen ısı miktarı 133 ġekil 4.34. 50 Hz (a) ve 30 Hz (b) kompresör devirlerinde ısıtma kapasitesinin, farklı su debileri için atık su sıcaklığına bağlı değiĢimi 134 ġekil 4.35. 50 Hz (a) ve 30 Hz (b) kompresör devirlerinde toplam tüketilen güç miktarının farklı su debileri için atık su sıcaklığına bağlı değiĢimi 135 ġekil 4.36. 50 Hz (a) ve 30 Hz (b) kompresör devrinde farklı atık su debileri için ısı pompasının performans katsayısının atık su sıcaklığına bağlı değiĢimi 136 ġekil 4.37. 50 Hz (a) ve 30 Hz (b) kompresör devrinde farklı atık su debileri için tüm sistemin performans katsayısının atık su sıcaklığına bağlı değiĢimi 136 ġekil 4.38. 50 Hz kompresör hızında, atık su sıcaklıklarına bağlı ısı pompasının performans katsayısının değiĢiminin farklı atık su debileri için, deneysel ve matematiksel sonuçlarının karĢılaĢtırılması 138 ġekil 4.39. 50 Hz kompresör hızında, atık su sıcaklıklarına bağlı tüm sistemin performans katsayısının değiĢiminin farklı atık su debileri için, deneysel ve matematiksel sonuçlarının karĢılaĢtırılması 139 ġekil 4.40. 50 Hz kompresör hızında, atık su sıcaklıklarına bağlı ısı pompası iĢletme sıcaklıklarının değiĢiminin farklı atık su debileri için, deneysel ve matematiksel sonuçlarının karĢılaĢtırılması 140 ġekil 4.41. 50 Hz kompresör hızında, atık su sıcaklıklarına bağlı atık sudan çekilen ısı miktarı, ısıtma kapasitesinin ve toplam tüketilen güç miktarının değiĢiminin farklı atık su debileri için, deneysel ve matematiksel sonuçlarının karĢılaĢtırılması 141 ġekil 4.42. 30 Hz kompresör hızında, atık su sıcaklıklarına bağlı ısı pompasının performans katsayısının değiĢiminin farklı atık su debileri için, deneysel ve matematiksel sonuçlarının karĢılaĢtırılması 142 ġekil 4.43. 30 Hz kompresör hızında, atık su sıcaklıklarına bağlı tüm sistemin performans katsayısının değiĢiminin farklı atık su debileri için, deneysel ve matematiksel sonuçlarının karĢılaĢtırılması 143 ġekil 4.44. 30 Hz kompresör hızında, atık su sıcaklıklarına bağlı ısı pompası iĢletme sıcaklıklarının değiĢiminin farklı atık su debileri için, deneysel ve matematiksel sonuçlarının karĢılaĢtırılması 144 ġekil 4.45. 30 Hz kompresör hızında, atık su sıcaklıklarına bağlı atık sudan çekilen ısı miktarı, ısıtma kapasitesinin ve toplam tüketilen güç miktarının değiĢiminin farklı atık su debileri için, deneysel ve matematiksel sonuçlarının karĢılaĢtırılması 145 xiv ÇİZELGELER DİZİNİ Sayfa Çizelge 2.1. Isı pompalarında kullanılan ısı kaynakları ve sıcaklık aralıkları 9 Çizelge 2.2. Kurutma esnasında üründen uzaklaĢtırılan 1 kg su baĢına harcanan enerjiler 32 Çizelge 3.1. Atık sıvıdan ısı geri kazanımına yönelik olarak tasarlanan ısı pompası tesisat elemanlarının teknik özellikleri 65 Çizelge 3.2. Soğutucu akıĢkan katsayıları 73 Çizelge 3.3. R134a‘ a ait termofiziksel özellikleri 74 Çizelge 3.4. Suyun termofiziksel özellikleri için korelasyonlar 75 Çizelge 3.5. Havanın termofiziksel özellikleri için korelasyonlar 76 Çizelge 3.6. EĢanjöre ait toplam ısı transfer alanları ve kanal hacimleri 84 Çizelge 3.7. Kurutma sistemini oluĢturan elemanların teknik özellikleri 94 Çizelge 3.8. Isı pompası destekli kurutma ünitesine ait deneysel çalıĢmada kullanılan ölçü aletlerine ait teknik özellikler 95 Çizelge 4.1. Isı pompası yardımıyla atık ısıdan ısı geri kazanım tesisatından ölçülen veriler 146 Çizelge 4.2. Isı pompası yardımıyla atık ısıdan ısı geri kazanım tesisatından ölçülen verilere dayanılarak hesaplanan veriler 146 Çizelge 4.3. Bazı yakıtların güncel ekonomik verilerinin karĢılaĢtırılması 147 Çizelge 4.4. Isı pompası yardımıyla atık ısıdan ısı geri kazanımının bazı yakıtlar ile ekonomik açıdan karĢılaĢtırılması 150 Çizelge 4.5. Isı pompası destekli kurutma tesisatından ölçülen ve hesaplanan Parametreler 151 Çizelge 4.6. Bazı yakıtların güncel ekonomik verilerinin karĢılaĢtırılması 151 Çizelge 4.7. Isı pompası destekli kurutma deney tesisatının bazı yakıtlar ile ekonomik açıdan karĢılaĢtırılması 155 Çizelge Ek 1. Isı pompası yardımıyla atık ısıdan ısı geri kazanımı tesisatından alınan deneysel sonuçlar ve ölçülen parametrelerden kaynaklanan hata oranları 175 Çizelge Ek 2. Isı pompası destekli kurutma tesisatından alınan deneysel sonuçlar ve ölçülen parametrelerden kaynaklanan hata oranları 190 xv 1. GİRİŞ Enerji ihtiyacı insanlık tarihi ile birlikte baĢlamıĢ ve her geçen yıl artarak devam etmiĢtir. Dünyada kullanılan enerji kaynakları teknolojik geliĢmelere bağlı olarak değiĢkenlik göstermektedir. Ġnsanoğlu ilk zamanlarda enerji kaynağı olarak odun ve benzeri yakacaklar kullanılırken, daha sonraları kömür ve son zamanlarda petrol ve doğal gaz kullanılmaya baĢlanmıĢtır. Bugün ise dünyada tüketilen enerjinin büyük bir kısmı fosil ve benzeri kaynaklardan sağlanmaktadır. Geriye kalan az bir kısım ise nükleer enerji ve yenilenebilir enerji kaynaklarından temin edilmektedir. AĢırı fosil yakıt kullanımının getirdiği çevre kirlenmesi tüm dünyanın en önemli sorunlarındandır. Bir diğer önemli çevre sorunu ise sera etkisinden kaynaklanan global ısınmadır. Bunun kökeninde yanma sonucu ortaya çıkan CO2 emisyonu yatmaktadır. CO2 emisyonunun global ısınmadan baĢka olumsuz etkileri olduğu gibi, yanma reaksiyonunda ortaya çıkan emisyon yalnızca CO2 de değildir. SOx ve NOx gibi diğer zararlı emisyonlar vardır. Temiz yakıt denilen doğal gaz kullanımında, yüksek alev sıcaklığından ortaya çıkan NOx ozon tabakasını tahrip edici özelliğe sahiptir. Fosil yakıt üretim ve tüketiminin doğal bitki örtüsünün yanı sıra, hayvan ve insan sağlığı üzerinde çeĢitli olumsuz etkileri bulunmaktadır ( Ünlü 2005 ). Birim enerji baĢına ortalama yalnızca CO2 emisyonu; kömürde 85.5 kg/GJ, petrolde 69.4 kg/GJ ve doğal gazda 52 kg/GJ düzeylerindedir. BaĢlangıçta kömür, daha sonra petrol ve doğal gaza dayalı fosil kökenli enerji kullanımı atmosferdeki CO2 konsantrasyonunu son 150 yıl içinde % 116 artırarak, dünyayı global ısınma süreci ile karĢı karĢıya bırakmıĢtır. Tüm dünyada CO2 emisyonu artıĢının sınırlandırılması sorun olup, çözüm yollarından biri yeni ve yenilenebilir enerji kaynakları kullanımının geliĢtirilmesidir ( Ünlü 2005 ). Dünyamızda enerji ihtiyacı her yıl yaklaĢık % 5 oranında artmaktadır. Buna karĢılık fosil yakıt rezervi ise hızla azalmaktadır. ġu anda bilinen petrol rezervlerinin 2040-2050 yılları arasında bitme noktasına geleceği ön görülmektedir. Kömür için yaklaĢık 140 yıllık, doğal gaz için yaklaĢık 60 yıllık rezerv olduğu tahmin edilmekte olup, sonsuz bir enerji kaynağı olmadıkları görülmektedir. Ayrıca fosil yakıtların fazlasıyla kullanımı 1 dünya sıcaklık değerlerini beklenenin çok üstüne çıkarmıĢtır. Bu durum ise, milyonlarca insanı etkileyen sel, fırtına gibi doğal felaketlerin ciddi Ģekilde artmasına neden olmuĢtur. Bütün bu olumsuzluklar karĢısında fosil yakıtların kullanımı konusunda ciddi olarak düĢünülmesi gerekmektedir. Bu nedenle, fosil yakıtların kullanımını kademeli olarak azaltarak temiz enerji kaynaklarına yönelmek gerekmektedir. Bu nedenle, sınırsız kullanılabilecek, çevreye zarar vermeyen yenilenebilir enerji kaynakları ( güneĢ, rüzgar, biokütle, jeotermal, su gibi ) ile enerji geri dönüĢüm teknolojilerine zorunlu yatırım yapmak gerekmektedir. SanayileĢmenin baĢlamasıyla beraber ülkelerin enerji ihtiyacı devamlı artıĢ göstermiĢtir. Enerji kaynakları özelliklede fosil yakıtların kullanımı enerji ihtiyacına paralel olarak artmıĢtır. Bu süreç içerisinde enerji kaynaklarına sahip olma isteği ülkeler arası anlaĢmazlıklara hatta savaĢlara bile sebep olmuĢtur. Enerjiye sahip olma arzusu son 100 yıllık süreçte dünya barıĢına ciddi bir darbe vurmuĢtur. Günümüzde ise bu süreç hızla devam etmekte olup, enerji kaynakları ülke stratejilerinde en önemli konum durumunda yer almaktadır. Fosil yakıtların çevreye olan zararlarının yanı sıra ülke stratejilerini etkilemesi ülkeleri sınırsız rezervi olan yani eksilmeyen yenilenebilir enerji kaynaklarına yatırım yapmaya zorlamıĢtır. Özelliklede 1970 ‗li yıllarda çıkan petrol krizi temiz, sınırsız ve verimli enerji kaynaklarına dönüĢün miladı olmuĢtur. Enerji kaynakları, üretim metotlarına göre ‗Birincil Enerji Kaynakları‘ ve ‗Ġkincil Enerji Kaynakları‘ olarak iki grupta incelenmektedir. Ġkincil Enerji Kaynakları, potansiyel olarak mevcut olan fakat teknolojik güçlükler sebebiyle ancak son zamanlarda yararlanılabilen, bir diğer adıyla (yeni-eksilmeyen anlamında) ‗Yenilenebilir Enerji Kaynakları‘dır. Yenilenebilir Enerji Kaynakları; güneĢ enerjisi, rüzgar enerjisi, Jeotermal enerji, dalga enerjisi, füzyon enerjisi, biokütle enerjisi olarak sayılabilir. Birincil Enerji Kaynakları ise hepimizin yakından tanıdığı baĢta fosil yakıtlar kömür, petrol, doğal gaz olmak üzere; hidrolik enerji ve nükleer enerjidir ( Ünlü 2005 ). Avrupa GüneĢ Enerjisi Birliği "Eurosolar" BaĢkanı Hermann SCHEER'in tanımlamasına göre ‗Ekolojinin bilincinde olmadığımız sürece uygarlığımız kendi geleceğini garanti altına alamayacaktır. Yerkürenin yalnızca birkaç yerinde görülen hammaddelerin tüketilmesi ile, bunlara hayati denecek derecede bağımlılık doğar. Bu 2 malzemelerin miktarlarındaki sınırlılık ise ekonomik ve politik buhranlara yol açar. Bu yüzden enerji üretiminde özel ve bölgesel değil evrensel kaynaklara yönelmek, insanlığın geleceği açısından en doğru karardır‘ diyerek enerji tüketimi üzerine kaygılarını belirtmiĢtir. Isı pompası basit olarak ısı enerjisini bir ortamdan diğer bir ortama taĢıyan ve elektrikle beslenen bir sistemdir. Isı pompası da adını, ısı enerjisini bir ortamdan diğer bir ortama "pompalama" veya "taĢıma" kabiliyetinden alır. Örnek olarak dalgıç pompalar verilebilir. Dalgıç pompalar nasıl suyu üretmiyorlarsa, ısı pompaları da ısıyı üretmeyip sadece taĢırlar. Dalgıç pompalarının su pompalaması için bir su kaynağına daldırılmalarına benzer olarak, ısı pompaları da yeryüzünde bir enerji kaynağına temas etmedikleri sürece ısıyı taĢıyamazlar. Gerekli Ģartlar sağlandığında yüksek miktarlarda enerji düĢük maliyetlerle kullanıma sunulabilir (Yamankaradeniz ve ark. 2009). Isıtma sektöründe çoğu insan için ısı pompası terimi yenidir. Oysaki evlerimizdeki buzdolabı, klima, nem giderici ve dondurucular aynı sistemin ürünüdürler. ÇalıĢma prensibi ısıyı taĢıma mantığına uyduğundan "ısı pompası" baĢlığı altında toplanabilirler. Soğutma makineleri ısıtma amaçlı kullanılırlarsa ısı pompası adını alırlar. Örnek olarak evlerimizde kullanılan buzdolaplarını alalım. Buzdolaplarında yiyeceklerin bulunduğu iç ortam soğuktur ve arkasındaki borular oluĢan ısıyı ortama bıraktıklarından sıcaktır. Hemen hemen her kiĢi bu olayın farkındadır ve bu ısının nereden geldiğini merak etmektedir. Örnekte de görüldüğü gibi soğutma makineleri ısıyı ve soğuğu aynı anda üretirler. AnlaĢılacağı gibi ısı pompalarından bahsedildiğinde soğutma makinelerine baĢvuruyoruz. Öyleyse ısı pompaları uzun süredir bilinen bir kavramdır yani 90'lı yıllar için yeni bir teknoloji değildir. Isı pompası teknolojisi mantık olarak ilk 18.yy.' da oluĢmuĢtur. Isı pompasının günümüze kadar soğutmada izlediği yükselen grafikle olduğu gibi, bugünden itibaren ısıtma amaçlı kullanımda da çok büyük bir rolü olacaktır (Ünlü 2005). Dünyamızda geliĢmiĢ ülkelere dikkat edilecek olursa enerjinin en çok harcandığı yer çeĢitli alanlarda çalıĢan endüstriyel kuruluĢlardır. Bu oran yaklaĢık olarak % 30-40 arasında değiĢmektedir. Endüstrilerde harcanan enerjinin büyük bölümü proses ısı olarak kendini göstermektedir. Proses ısısı, ürünün iĢletmeye giriĢinden çıkıĢına kadar 3 üretimde doğrudan kullanılan ısı enerjisidir. Atıl durumda olan ısı enerjisi harcanan toplam enerjinin % 70-80 arasında bir değere sahiptir. Bu oranlardan da anlaĢılacağı üzere kaybedilen enerji küçümsenmeyecek miktarda olduğu için enerji tasarrufu konusunda önemli bir potansiyele sahiptir (Al-Rabghı ve diğ. 1993, Lazzarin 1999). Ülkemizde endüstriyel kuruluĢların enerji tüketimi %38'lik bir orana sahiptir. Kullanılan bu enerjinin %75‘lik bölümü proses ısıyı içermektedir (Ünlü 2005). Kullanım alanlarına göre endüstride kullanılan ısıl enerji yapılan iĢlemlere göre farklı sıcaklıklara sahiptir. Örnek vermek gerekirse 1200°C civarındaki yüksek sıcaklıklara seramik, çimento, demir-çelik endüstrisinde; 150-200°C arasında olan daha düĢük sıcaklık değerlerine ise gıda, tekstil ve kimya endüstrilerinde ulaĢılmaktadır. Bugün sanayide kullanılan enerjinin %60‘ dan fazlası 300°C‘ nin altındadır. Enerjinin %20-30 oranı ise 150°C‘ nin altındadır. 150°C sıcaklık değeri, ısı pompaları için en üst değer olmasından dolayı, ısı pompalarının muhtemel uygulamaları bu kısım içinde yer almaktadır (Wallin ve Berntsson 1994). Fakat eğer, son zamanlardaki yatırımlar düĢünüldüğünde, endüstride ısı pompasının seçiminin ana sebebinin sadece enerji tasarrufu olmadığı görülmektedir. Bu, bir iĢletme problemini çözmek, bir prosesteki kontrolü mükemmelleĢtirmek veya emisyon kirliliğini azaltmak, veya atık ısının sıcaklığını düĢürmek veya soğutmada su kullanımını azaltmak ve bunun gibi nedenler olabilir. Genellikle, ekonomik olarak uygun enerji tasarrufu sağlayan bir ısı pompası vasıtasıyla iĢletme problemi çözülmektedir ( Yamankaradeniz ve ark. 2009 ). Endüstride atık ısının miktarının büyük olması, yapılacak enerji tasarruf uygulamaları ile birlikte geri ödeme süresini çok kısaltarak cazipliğini arttırmıĢtır. Isı pompasının en önemli avantajı, diğer enerji geri kazanım sistemlerine göre daha fazla ısı çekebilmesidir. Genel olarak ısı pompalarını ve bu süreçte endüstride kullanılan ısı pompaları incelemeden önce termodinamik kanunların ıĢığı altında ‗Isı Pompası‘ konusu analiz edilerek, tam olarak anlatılması sağlanacaktır. Ayrıca yapılacak olan deneysel ve teorik çalıĢmalar ile aĢağıdaki hedeflere ulaĢılması planlanmaktadır. 4 Bu doktora çalıĢmasının hedefleri: Ülkemizde endüstriyel alanda kullanımı yok denecek kadar az olan ısı pompalarının kullanımının yaygınlaĢtırılması ve öncü olunması amacıyla yapılan bu çalıĢmanın ana hedefleri aĢağıda sıralanmıĢtır. Bugüne kadar ısı pompası ile ilgili yapılan çalıĢmaların gözden geçirilmesi yapılarak; 1. Endüstride çeĢitli proseslerde kullanıldıktan sonra drenaja atılan 30°C ila 50°C sıcaklıkları arasında atık sıvılar mevcuttur. Drenaja atılmadan önce bu atık sıvıların ısısından yararlanmak (sıcak su temini veya bir ortamın ısıtması gibi) amacıyla bir prototip deney tesisatı kurmak ve üzerinde deneysel çalıĢmalar yaparak ısı pompasının kullanılabilirliğini göstermek ve bu sistemin çalıĢmasına etki eden parametreleri ayrı ayrı belirlemek. 2. Atık sıvının ısısından yararlanmak amacıyla ısı pompası kullanımının diğer sistemlere göre (elektrik, doğal gaz, fuel-oil ile çalıĢan) daha ekonomik olduğunu ortaya koymak. 3. Atık sıvının ısısından yararlanmak amacıyla kullanılan ısı pompasının basit bir matematik modelini kurmak ve bu modelden elde edilen verilerin deneysel verilerle karĢılaĢtırmak. 4. Endüstride kurutma iĢlemlerinde yaygın olarak elektrik, fuel-oil veya doğal gaz ile kurutma havası ısıtılmakta ve kurutma odasına gönderilmektedir. Kurutma odasından çıkan nemli ve sıcak havanın bir kısmı geriye by-pass edilmekte fakat yapılan bu uygulama kurutma performansını düĢürmektedir. Sıcak ve nemli havanın diğer kalan büyük bir kısmı ise atmosfere atılmaktadır. Bu ise oldukça önemli bir enerji kaybına yol açmaktadır. Bu enerji kaybını engellemek amacıyla, kurutma odasından çıkan nemli ve sıcak havanın ısısının geri kazanımı için ısı pompası kullanılabilirliğini ve ekonomikliğini göstermek. Bu amaç için prototip bir deney tesisatı kurmak, yapılan deneysel analiz sonucu bu sistemin optimum çalıĢma Ģartlarını ve by-pass uygulamasının sistem parametreleri üzerine etkisini belirlemek. 5. Kurutma uygulamalarında ısı pompası kullanımının diğer sistemlere göre (elektrik, doğal gaz, fuel-oil ile çalıĢan) daha ekonomik olduğunu ortaya koymak. 5 6. Üniversitelerde yapılan yüksek lisans ve doktora tez çalıĢmalarından üretilen bilgi ve teknolojinin sanayiye uygulanabilmesi, sanayicinin ihtiyaçlarının karĢılanabilmesi, akademik araĢtırmalara ve endüstriyel tasarımcılara katkıda bulunmak, öncü olmak öncelikli hedeflerdendir. 7. Yapılacak tez çalıĢmasındaki deneysel ve teorik sonuçlardan elde edilen bilgi ve tecrübelerin ıĢığında sanayicilerinin atık ısısından yararlanarak büyük enerji tasarrufu sağlayacak ısı pompası sistemlerini geliĢtirilmesine ve sanayide uygulanabilirliğine katkıda bulunmak. 6 2. KURAMSAL TEMELLER ve KAYNAK ARAŞTIRMASI 2.1 Isı Pompaları Isı geçiĢinin her zaman sıcaklığın azaldığı yönde olduğu bilinen bir gerçektir, baĢka bir deyiĢle; ısı geçiĢi yüksek sıcaklıktaki ortamdan düĢük sıcaklıktaki ortama olur. Bu doğal bir olgudur kendiliğinden gerçekleĢir. Bu olgunun tersi kendiliğinden gerçekleĢmez. DüĢük sıcaklıktaki bir ortamdan yüksek sıcaklıktaki bir ortama ısı geçiĢi ancak soğutma makinelerinin kullanımıyla mümkündür. Isı pompası, ısı makinesinin tersi bir çevrime göre çalıĢan, iĢ yapılması ile ısıyı soğuk kaynaktan sıcak kaynağa ulaĢtıran bir makinedir. Isı pompası ve soğutma makineleri aynı termodinamik çevrime göre çalıĢırlar. Soğutma makinesiyle bir mahallin soğutulması, ısı pompası ile ise bir mahallin ısıtılması amaçlanır. ġekil 2.1. Isı pompasının termodinamiği ( Yamankaradeniz ve ark. 2009 ) Isı pompası basit olarak ısı enerjisini bir ortamdan diğer bir ortama taĢıyan ve elektrikle beslenen bir sistemdir. Isı pompası da adını, ısı enerjisini bir ortamdan diğer bir ortama "pompalama" veya "taĢıma" kabiliyetinden alır. 7 Isı pompaları kullanım alanlarına göre evsel ve endüstriyel ısı pompaları olmak üzere iki sınıfa ayrılabilir. Evsel tip ısı pompalarında amaç; bir mahallin ısıtılması iken, endüstriyel ısı pompalarında ise, endüstride mevcut atık ısıdan yararlanarak, bir prosesin gerçekleĢtirilmesini sağlamaktır. Daha önce bahsettiğimiz gibi, ısı pompaları bir ısı kaynağından çektikleri ısıyı aktaran cihazlardır. Isı pompasının enerji çektiği ortamlara ısı kaynakları denir. Bu kaynakları maddeler halinde sıralayacak olursak; 1) Hava 2) Su (deniz, göl, nehir, dere, yeraltı suyu-jeotermal enerji) 3) Toprak 4) GüneĢ Enerjisi 5) Atık ısılar ve diğer ısı kaynakları (artık sıvılar, gazlar) Kullanılan ısı kaynakları arasında hava genel kullanım için, kolay elde edilebildiğinden dolayı en çok tercih edilen ısı kaynağıdır. Su, elde edilebildiği ortamlarda ısı kaynağı olarak kullanılabilir ve havaya göre bazı avantajları vardır. Topraktan ve yeraltı suyu kaynaklı ısı pompaları günümüzde çok önemli proje konularıdır ve Avrupa‘da toprak ve yeraltı suyu kaynaklı birçok ısı pompası projesi gerçekleĢtirilmektedir. GüneĢ de sonsuz ısı enerjisiyle çok önemli bir kaynaktır. GüneĢ kolektörü destekli ısı pompası uygulamaları da Avrupa‘da ve Kuzey Amerika‘da geniĢ kullanım alanı bulmaktadırlar. Çizelge 2.1‘ de ısı pompalarında kullanılan ısı kaynaklarının sıcaklık aralıkları verilmiĢtir. 8 Çizelge 2.1. Isı pompalarında kullanılan ısı kaynakları ve sıcaklık aralıkları ( Erdoğan ve ark. 2006 ) Isı kaynağı Sıcaklık aralığı (ºC) DıĢ hava -10 – 15 Atık hava 15 – 25 Yeraltı suyu 4 – 10 Göl 0 – 10 Nehir 0 – 10 Deniz 3 – 8 Kayaçlar 0 – 5 Toprak 0 – 10 Atık su veya sıvılar > 10 Isı pompası, harekete geçirmek için kullanılan enerjinin türüne göre aĢağıdaki Ģekilde sınıflandırılabilir: 1. Elektrik enerjisi ile harekete geçirilen ısı pompaları 2. Termal enerji ile harekete geçirilen ısı pompaları Birincil enerjinin (kömür, fuel-oil, doğal gazın) elektrik enerjisine dönüĢüm veriminin yüksek olmaması, elektrik enerjisine dayalı ısı pompalarının kısıtlı kullanımına neden olmaktadır. Elektrik enerjisinin ucuz olduğu ülkelerde, Ģehirlerin ısıtma ve soğutmaya yönelik merkezi sistemlerin uygulamasına karĢılık (Ġsviçre, Ġsveç gibi) yakıt maliyetinin nispeten düĢük olduğu ülkelerde (Ġngiltere gibi) binaların ısıtılmasında kullanım oldukça kısıtlıdır. Birincil enerjiden itibaren tüm enerji dönüĢümlerinin irdelenmesi halinde; mekanik enerjiye dönüĢümde verimin düĢük olması nedeniyle doğrudan doğruya ısı enerjisinden yararlanan termal ısı pompaları, özellikle son yıllarda üzerinde geniĢ çapta araĢtırma yapılan bir konu haline gelmiĢtir. 9 Isının, soğuk ısı kaynağından sıcak ısı kaynağına aktarılması çeĢitli Ģekillerde gerçekleĢtirilebilir. Isının aktarılma Ģekline göre ısı pompası tipleri aĢağıdaki gibidir: 1. Buhar sıkıĢtırmalı ısı pompası 2. Absorbsiyonlu ısı pompası 3. Gaz çevrimli ısı pompası 4. Jet buhar püskürtmeli ısı pompası 5. Stirling çevrimli ısı pompası 6. Adsorbsiyonlu ısı pompası 7. Resorbsiyonlu ısı pompası 8. Rankine/buhar sıkıĢtırmalı ısı pompası 9. Termoelektrik ısı pompası Genellikle daha yaygın olarak ―Buhar sıkıĢtırmalı‖ ve ―Absorbsiyonlu‖ ısı pompası çeĢitleri kullanılır. Termal ısı pompaları arasında yer alan adsorbsiyon ve absorbsiyonlu ısı pompaları bu bağlamda avantajları olmakla birlikte bu tipin çalıĢma maddesine dayalı farklı sorunları bulunmaktadır ve verimleri buhar sıkıĢtırmalı ısı pompalarına nazaran oldukça düĢüktür ( Yamankaradeniz ve ark. 2009 ). 2.2. Buhar sıkıştırmalı ısı pompası Isı pompalarının büyük çoğunluğu buhar sıkıĢtırmalı çevrim prensibine göre çalıĢır. Buhar sıkıĢtırmalı basit bir ısı pompasının ana elemanları kompresör, geniĢleme vanası (kısılma vanası) ile buharlaĢtırıcı (evaporatör) ve yoğuĢturucu (kondenser) olarak adlandırılan iki adet ısı değiĢtiricisidir. 10 ġekil 2.2. Buhar sıkıĢtırmalı ısı pompasına ait çevrim Ģeması ( Yamankaradeniz ve ark. 2009 ) T lnP 2 2s 3 Py 3 2 2s Tçevre YoğuĢma YoğuĢma ss BuharlaĢma Tortam BuharlaĢma 4 Pb 1 4 1 X=0 X=1 X=0 X=1 S h ġekil 2.3. Ġdeal ve gerçek buhar sıkıĢtırmalı ısı pompasına ait T-s ve P-h diyagramı ( Yamankaradeniz ve ark. 2009 ) ġekil 2.3‘ de ideal buhar sıkıĢtırmalı ısı pompasının çevrimi Basınç-entalpi diyagramında gösterilmiĢtir. ġekil 2.3‘ deki ideal çevrim: 1-2s Kompresörde tersinir adyabatik (izentropik) sıkıĢtırma 2s-3 YoğuĢturucuda tersinir sabit basınçta ısı terk etme 3-4 Kısılma vanasında sabit entalpide geniĢleme 4-1 BuharlaĢtırıcıda tersinir sabit basınçta ısı çekilmesi aĢamalarından oluĢur. 11 Gerçek çevrim aĢamaları ise: 1-2 Kompresörde adyabatik sıkıĢtırma 2-3 YoğuĢturucuda tersinir sabit basınçta ısı terk etme 3-4 Kısılma vanasında sabit entalpide geniĢleme 4-1 BuharlaĢtırıcıda tersinir sabit basınçta ısı çekilmesi Ģeklindedir. BuharlaĢtırıcıdan çıkan doymuĢ buhar kompresörde izentropik olarak daha yüksek bir basınç ve sıcaklığa sıkıĢtırılarak kızgın buhar haline getirilir (1 – 2 durumu). Daha sonra yoğuĢturucuya giren kızgın buhar, ısısını dıĢarıya vererek sabit basınçta yoğuĢur (2 –3 durumu). DoymuĢ sıvı haldeki yüksek basınçlı akıĢkanın basıncı ve sıcaklığı geniĢleme vanasında buharlaĢtırıcı Ģartlarına getirilir (3 – 4 durumu). BuharlaĢtırıcıya giren akıĢkanın sıcaklığı ısı kaynağının sıcaklığından düĢük olduğundan, ısı kaynağından akıĢkana sabit basınçta ısı geçiĢi olur ve akıĢkan buharlaĢır (4 – 1 durumu). Buradan sonra çevrim yeniden baĢlar ve bu Ģekilde devam eder ( Yamankaradeniz ve ark. 2009 ). 2.2.1. Buhar sıkıştırmalı ısı pompası çevrim hesapları Ġdeal buhar sıkıĢtırmalı ısı pompası çevrim hesapları aynı soğutma çevrim hesapları gibi yapılır. Bir ısı pompası sisteminde, sistemi oluĢturan her bir eleman açık sistem olarak (SASA) incelenmektedir. Ġdeal ısı pompası çevriminde, s1 kompresör giriĢindeki özgül entropi, s2s ise kompresör çıkıĢındaki özgül entropi olmak üzere, termodinamiğin ikinci kanununa göre, s1  s2 (2.1) s yazılabilir. Ġdeal ısı pompası kompresör iĢi Wki gerçek kompresör iĢi W  k olmak üzere, kompresör iç verimi; 12 İdeal kompresör isi W m (h  h )  ki s 2s 1ik    (2.2) Gerçek kompresör isi W k ms (h2  h1) ile ifade edilir. Gerçek ısı pompası çevriminde, kompresör çıkıĢında h2 özgül entalpisi ise; h2  h h  h  S 1 2 1 (2.3) ik Ģeklinde ifade edilir. Burada; h1 , kompresör giriĢindeki özgül entalpi, h2s tersinir adyabatik sıkıĢtırma sonucunda kompresör çıkıĢındaki özgül entalpidir. Yoğuşturucu (SASA) : Gerçek ısı pompasında, yoğuĢturucudan atılan ısı ise; Q y  m sa (h2  h3 ) (2.4) ile bulunur. Burada m sa (kg/s) sistemde dolaĢan soğutucu akıĢkan debisidir. Buharlaştırıcı (SASA): Gerçek ısı pompasında, buharlaĢtırıcının çektiği ısı da; Q b  msa (h1  h4 ) (2.5) ile hesaplanır. Kısılma vanası (SASA) : h4  h3 (2.6) yazılabilir. Kompresör (SASA) : Gerçek ısı pompasında, kompresöre verilen iĢ ise; W  mk sa (h2  h1) /mek (2.7) Ģeklinde bulunur. Burada mek , mekanik verimdir. 13 Isıtma Tesir Katsayısı (ITK) : Birim iĢ baĢına yapılan ısıtma miktarı olarak tanımlanmaktadır. COP olarakta tanımlanmaktadır. Genel olarak amaç, ortama ısı vermek ve ödediğimiz bedel de kompresöre verilen enerji olduğuna göre, ısı pompası için ısıtma tesir katsayısı (ITK);  elde edilmek istenen değer Q y ITK = = (2.8) harcanması gereken değer W k Ġdeal ısı pompasında, Q Wyi yoğuĢturucudan atılan ısı, ki kompresöre verilen iĢ olmak üzere ideal ısı pompası çevriminin ısıtma tesir katsayısı; Q yi h  h ITKİ   2s 3 (2.9) Wki h2s  h1 olarak yazılabilir. Gerçek ısı pompası çevriminin ısıtma tesir katsayısı ise; Q y h  h ITK   2 3 (2.10) W (h2  h1) /k mek Ģeklinde ifade edilir. Burada mek kompresörün mekanik verimidir. Gerçek ısı pompasının ısıtma tesir katsayısı ITK ile ideal ısı pompasının ısıtma tesir katsayısı ITKĠ arasında 1 ITK = (ITKĠ + -1) ik mek (2.11)  ik bağıntısı yazılabilir. Buhar sıkıĢtırmalı ısı pompasının, yoğuĢma sıcaklığı Ty ve buharlaĢma sıcaklığı Tb ‘ yi kaynak olarak alan, Carnot ısı pompasının ısıtma tesir katsayısı ise; 14 T Ty ITKC  SIC  (2.12) TSIC TSOG Ty Tb olarak yazılabilir. 2.2.2. Gerçek buhar sıkıştırmalı çevrim Teorik buhar sıkıĢtırmalı çevrim gerçek anlamda sistemlere tam olarak uygulanamamaktadır. Bunun nedeni olarak basınç kayıpları, akıĢkan sürtünmesi, mekanik sürtünme ve dıĢ ortam ile olan ısı alıĢveriĢleri gösterilebilir. ġekil 2.4‘ de kayıplı çevrime ait basınç-entalpi diyagramı görülmektedir. Kayıplı çevrime göre: ġekil 2.4. Buhar sıkıĢtırmalı ısı pompasının gerçek çevrimi için P – h diyagramı ( Yamankaradeniz ve ark. 2009 ) 1-5 arası: BuharlaĢtırıcıyı 1 noktasında terk eden soğutucu akıĢkanın emme hattındaki yük kaybından dolayı basınç düĢer. 5-6 arası: Soğutucu akıĢkana civardan ısı geçiĢi neticesinde 5–6 arasında sıcaklık artar. 6–7 arası: Emme valfindeki basınç kaybı yüzünden basınç azalır. 7-8 arası: Kompresöre 7 noktasında giren soğutucu akıĢkan, 8 noktasında kompresörü terk eder. 8–9 arası: ÇıkıĢ valfinde basınç düĢer. 9–10 arası: Çevreye ısı geçiĢi yüzünden sıcaklık azalır. 10–2 arası: Borulardaki yük kayıplarından dolayı basıncı düĢer. 15 2-3 arası: Soğutucu akıĢkan yoğuĢturucuya 2 noktasında girer ve yoğuĢturucudaki borularda sürtünmeler sebebiyle basınç çok az düĢer. Soğutucu akıĢkan 3 noktasında yoğuĢturucuyu terk eder ve kısılma vanasına girer. 3–4 arası: Kısılma iĢleminde soğutucu akıĢkan geniĢlerken basıncı ve sıcaklığı düĢer. Kısılma iĢlemi gerçek çevrimde sabit entalpide olmaz. 4-1 arası: Soğutucu akıĢkan 4 noktasında buharlaĢtırıcıya girer, etrafındaki kaynaktan ısı çekerek buharlaĢtırıcıyı kızgın buhar olarak 1 noktasında terk eder. YoğuĢturucuda olduğu gibi borulardaki sürtünmeler sebebiyle buharlaĢtırıcıda da basınç düĢüĢü olur. Isı pompasının ısıtma tesir katsayılarının buharlaĢma sıcaklığına bağlı değiĢimleri, bilgisayar programıyla yapılan hesaplara göre çizilerek, ġekil 2.5‘ de gösterilmiĢtir. Eğrilerin çiziminde, ısı pompası hesapları  ik =0.75,  mek =0.9, Ty =50°C ve soğutucu akıĢkan Freon-12 kabul edilerek yapılmıĢtır ( Yamankaradeniz ve ark. 2009 ). 12 F – 12 Ty =50°C 10 8 ITKC ITKĠ 6 ITK 4 T (°C) -15 -5 5 15 25 b ġekil 2.5.Isıtma tesir katsayılarının buharlaĢma sıcaklığına bağlı değiĢimleri ( Yamankaradeniz ve ark. 2009 ) 16 Isıtma Tesir Katsayısı (ITK) ġekilden de anlaĢılacağı gibi buharlaĢma sıcaklığı Tb arttıkça ısıtma tesir katsayıları artmaktadır. Tb buharlaĢma sıcaklığı da, ısı çekilen kaynak sıcaklığına bağlıdır. Böylece yoğuĢma sıcaklığı (Ty ) sabit olmak Ģartıyla, ısı çekilen kaynak sıcaklığı arttıkça (Tb ) , ısıtma tesir katsayıları artacaktır. ġekil 2.6 da farklı soğutucu akıĢkanlar için yoğuĢturucu sıcaklığı 60 º C‘de sabit tutularak alınan ölçümlerin ITK açısından değiĢimleri gösterilmiĢtir. Buharlaşma sıcaklığ ı Tb (ºC) ġekil 2.6. Ty= 60 º C de ITK‘ nın farklı soğutucu akıĢkanlar için buharlaĢma sıcaklığına bağlı değiĢimi (Ty= 60 º C de sabit sıcaklık) (Gorozabel Chata ve ark. 2005) 17 Isıtma Tesi Katsayısı (ITK) 2.3. Isı Pompalarının Tarihi Gelişimi Isı pompası tarihine bakılacak olursa ilk olarak 1824 yılında Sadi Carnot tarafından ortaya atılmıĢ daha sonra bu çalıĢma 1852 yılında Lord Kelvin‘ in ―Soğutma sistemleri kullanarak ısıtma yapılması‖ fikrine ve çalıĢmalara ıĢık tutmuĢtur. Lord Kelvin‘nin ―Isı Yükseltici‖ adını verdiği cihazın ilkesi aynı yıllarda yayınlanmıĢtır. Sistemin çalıĢma ilkesi ġekil 2.7‘de gösterilmiĢtir. (Al-Rabghı ve ark.1993) Lord Kelvin'in ısı taĢıyıcısı olarak havayı kullandığı bu sistemde, dıĢ ortam havası bir silindire çekilir ve genleĢtirilerek, hem sıcaklığının hem de basıncının düĢürülmesi sağlanır. Daha sonra hava dıĢ ortama yerleĢtirilen bir ısı değiĢtiriciden geçirilir. Böylece daha önce geniĢletilerek soğuyan hava dıĢ ortamdan ısı alır. Isınan hava, tekrar normal atmosfer basıncına sıkıĢtırılarak odaya verilir (Akbıyık 1999). ġekil 2.7. Kelvin‘in Tasarladığı Isı Pompası Sistemi (Akbıyık 1999) Avrupa‘da ilk uygulama, bir evin ısıtılması amacıyla 1927 yılında Ġskoçya‘da bir ısı pompası tesisatı kurulmasıyla gerçekleĢtirilmiĢtir. Bu ünitede, sıcak su temini ve hacim ısıtılması için ısı kaynağı olarak atmosferik çevre havası kullanmıĢtır. Ġlk ısı 18 pompalarından biri de Avrupa‘ da 1938 yılında Zürih‘te kurulmuĢtur. Bu ünitede ısı kaynağı olarak nehir suyu, iĢ yapan akıĢkan olarak Freon-12 ve bir rotorlu kompresör kullanılmıĢtır. 1945 yılında ise Ġngiltere‘de soğutucu akıĢkan olarak SO2 (kükürt dioksit) kullanan ve kaynak olarak nehir suyundan faydalanan bir ısı pompası sistemi ile büyük bir binanın ısıtılması sağlanmıĢtır. Avrupa ülkeleri dıĢında ise ısı pompası 1940 yılından sonra Amerika‘da kullanılmaya baĢlanmıĢtır. 1952 yılında 1000 ısı pompası imal edilerek piyasaya sürülmüĢtür. Isı pompası imalatı 1954 yılında iki misline, 1957 yılında 10 misline çıkartılmıĢtır. 1963 yılında ise 76000 ısı pompası ünitesi imal edilmiĢtir. Bu tesisatların birçoğu Güney Amerika‘ da kurulmuĢtur. Bu bölgelerde kıĢ aylarında ısıtma ihtiyacı sağlayabilecek Ģekilde kurulan kombine ısı pompaları klasik sistemlerle rekabet etme imkanına kavuĢmuĢtur. Buna rağmen ısı pompaları daha soğuk bölgelerde kullanıldığından bazı problemler ortaya çıkmıĢtır. Bu durum ısı pompası ünitelerinde güvenilirliğin azalmasına neden olmuĢtur. 1960‘ lı yıllarda ısı pompası endüstrisindeki gerileme 1971 yılına kadar devam etmiĢtir. Elektrik fiyatlarındaki düĢmeye rağmen 1960 yıllarında Amerika‘ da ısı pompalarından, doğrudan elektrikle ısıtmaya doğru bir yönelme olmuĢtur. Bunun nedeni, çeĢitli sebeplerle ısı pompasına güvenilirliliğin azalmasından kaynaklanmıĢtır. 1973 yılındaki enerji krizinden sonra ısı pompası endüstrisinde büyük bir düzelme olmuĢtur. Ġmalatı iyi bilen mühendis ve üreticiler daha güvenilir üniteler geliĢtirmiĢlerdir. 1973 yılındaki enerji krizinden sonra ısı pompalarına ilgi artarak 1976 yılında 300.000 ünite imal edilmiĢtir. Amerika‘ da 1978 yılının sonuna kadar imal edilen ısı pompalarının toplam sayısı 2.000.000‘ u aĢmaktadır. Amerika‘ da 1978‘ den sonra yapılan binaların %25‘ inin ısı pompası ile ısıtılması planlanmıĢ ve uygulanmıĢtır. Dünya da özellikle Amerika, Kanada, Almanya, ĠĢviçre vb. geliĢmiĢ ülkelerde ısı pompaları bugün hem evsel hem de endüstriyel alanda yaygın olarak kullanılmaktadır ( Yamankaradeniz ve ark. 2009 ). Avrupa Isı Pompası Derneği (EHPA), aĢağıda belirtilen altı faktörü inceleyerek Avrupa ülkelerindeki ısı pompası pazarlarını değerlendirmekte ve bu pazarların durgun ya da hareketli olup olmadığını belirlemektedir. Bu faktörler: 19 1.Isı Pompası Teknolojisinin Kullanılabilirliği: Yerli yada yabancı ısı pompası üreticilerinin, acentelerin veya satıĢ temsilcilerinin bu sektördeki varlığını ve eriĢebilirliğini temsil eder. 2.Ekonomik Teşvikler: Alternatif ısıtma sistemleriyle karĢılaĢtırılarak ısı pompalarının karlılığı ve uygulanabilirliği; ayrıca, enerji maliyetleri açısından avantajları belirlenir. Rekabetçi olmaları açısından ısı pompalı sistemlerin ilk yatırım maliyetlerinin alternatif ısıtma sistemleriyle karĢılaĢtırılarak, 5-7 yıldan fazla olmamak koĢuluyla bir geri ödeme periyodunun olup olmadığı kontrol edilir. 3.Politik Kararlar: Bu kararlar, konutların ısıtma sistemlerinin tasarım standartları ya da izin verilen en yüksek ısıtma enerjisi kapasitesi ve CO2 emisyonu miktarını belirleyen kurallar olabilir. 4.Eğitimli Uygulayıcılar ve Satış Temsilcileri: Bu kiĢiler, ısı pompası pazarının geliĢmesi ve sektörün iĢlevselliği için temel gerekliliktir. 5.Müşteri Bilinci: Isı pompalı sistemleri kullanan müĢteriler arasındaki bilinç, en iyi ısıtma alternatifinin bulunabilmesi için, sektörün geliĢmesini ve sürekliliğini sağlar. 6.Genel Kabul: Mühendisler, teknisyenler, politikacılar, mimarlar, toprak sahipleri vb. arasındaki genel kabul, ısı pompalarının bu pazara girmeleri ve güvenilirlikleri açısından son derece önemlidir. ( Ünlü 2005) Ülkemizde ısı pompası kullanımının pek yaygın olduğu söylenemez. Doğal gazın yaygın ve elektrik giderlerine göre nispeten ucuz olması nedeniyle, ısıtmada doğal gaz yaygın olarak tercih edilmektedir. Buna rağmen son yıllarda, hava kaynaklı sistemlerin yanında, toprak ve su kaynaklı sistem uygulamaları da artmaktadır. Dünyadaki tüm ısı pompası üreticileri sadece termodinamiğin birinci kanununu dikkate alarak, know-how ve mühendislik öngörüĢü ile, son yirmi yılda performans katsayısını arttırmıĢlardır. 20 2.4. Endüstriyel Isı Pompası Uygulamaları GeliĢmiĢ ülkelerde endüstride baĢlıca enerji tüketimi, toplam enerji tüketiminin yaklaĢık %30-40‘ını oluĢturmaktadır. Bunun yaklaĢık %70-80‘ini proses ısısı oluĢturmaktadır. Bu proses ısısının ısıl değerinin bilinmesinde fayda vardır. Endüstriyel proseslerin çeĢitliliği yüzünden her ülkedeki endüstriyel yapıya bağlı olarak biri diğerinden farklı olarak değerlendirilir. Bazı tahminlere göre, endüstriyel ısıl (termal) enerjinin %60‘ından fazlası 300°C‘ in altında sıcaklıklarda ve yaklaĢık %20-30‘u 150°C‘ in altında sıcaklıklarda gerçekleĢmektedir. 150°C sıcaklık değeri, ısı pompaları için en üst değer olmasından dolayı, ısı pompalarının muhtemel uygulamaları bu kısım içinde yer almaktadır. 1987 yılında yapılan bir araĢtırmaya göre; Avrupa da toplam kapasite yaklaĢık 850 kuruluĢ için 2500 MW‘ a ulaĢmıĢtır. Her bir ünite kapasitesi ortalama 3 MW‘ dir. Bunun yanın da, bin adet küçük tesis, (ünite kapasitesi 100 kW‘ ın altında) balık yetiĢtirme ve kereste kurutma için Norveç ve Finlandiya da kurulmuĢtur. Petrol fiyatlarının ani düĢmesiyle birlikte endüstriyel ısı pompaları için ilk engel 1985 ile 1986 arasında ortaya çıktı. Ġlk olarak fiyatlardaki bu ani düĢüĢ, üretim maliyetlerindeki enerjinin ekonomik önemini azalttı. Ġkinci olarak, çeĢitli enerji kaynakları arasındaki maliyet oranını değiĢtirdi. Örneğin, elektrik fiyatları aynı oranda azalmadı. Birçok elektrik tahrikli ısı pompasından kötü ekonomik çıkarımlar elde edildi. Özetle ilk engel için baĢlıca sebep, özellikle petrol türevleri ve doğal gaz için endüstrideki düĢük enerji fiyatları olmuĢtur. Ġkinci bir engel, cihazlar ve montajda herhangi bir standardın olmaması yüzündendir. Bu da üçüncü engel olarak tasarımcı ve montajcının deneyimine bağlı olarak güvenilirlik problemlerine yol açmıĢtır. Bir de ilk kuruluĢ maliyetlerinin oldukça yüksek oluĢu dördüncü engel olarak eklenebilir. Yukarıda bahsedilen bu engellerden, sadece güvenilirlik engelinin kısa bir sürede aĢılabilmesinden dolayı bu cihazlarla uğraĢmak boĢ bir iĢ gibi görülebilir. Fakat eğer, son zamanlardaki yatırımlar düĢünüldüğünde, endüstride ısı pompasının seçiminin ana sebebinin sadece enerji tasarrufu olmadığı görülmektedir. Bu, bir iĢletme problemini çözmek, bir prosesteki kontrolü mükemmelleĢtirmek veya emisyon kirliliğini azaltmak, 21 veya atık ısının sıcaklığını düĢürmek veya soğutmada su kullanımını azaltmak ve bunun gibi nedenler olabilir. Genellikle, ekonomik olarak uygun enerji tasarrufu sağlayan bir ısı pompası vasıtasıyla iĢletme problemi çözülmektedir. Fakat bu asla ana hedef değildir. Avrupa da ısı pompaları farklı endüstriyel sektörlere dağılmıĢtır (ġekil 2.8). Gıda endüstrisinde baskın oluĢu (%50‘ den fazlası mandıra ve bira sektörünü kapsamaktadır) bu sektörlerde ısı pompasının daha geçerli olduğu anlamına gelmez. Diğer bir deyiĢle, gıda endüstrisinde erken kullanım kurulum sayısını arttırmıĢ, ilk tesisten iyi sonuçlar elde edilmiĢtir ( Yamankaradeniz ve ark. 2009 ). Tarım %9.9 Tüm diğerleri %15 Kimya & Arıtma %5.4 Plastikler%2.4 Tekstil %2.7 Arpa veya tahıldan içki hazırlanması %6.2 Kağıt & Ağaç %7.8 Gıda işleme %30.8 Mandıra %15.8 Mayalama (içki) %4 ġekil 2.8. Avrupa da sektörel bazda endüstriyel ısı pompası dağılımı (1987 yılına ait) ( Yamankaradeniz ve ark. 2009 ) Endüstride atık ısının miktarının büyük olması geri ödeme süresini çok kısaltarak cazipliğini arttırmıĢtır. Isı pompasının en önemli avantajı, diğer enerji geri kazanım sistemlerine göre daha fazla ısı çekebilmesidir. Birçok halde dıĢarı atılan ısı çok büyük boyutlara ulaĢabilir. Bu ısıyı geri kazanabilmek için klasik bir ısı eĢanjörü sistemi kullanılırsa %50-80‘e varan bir ısı tasarrufu sağlayabilir. Fakat klasik sistemlerde atılan ısının tamamı geri kazanılmaz. Bu sistemlerin sağlayacağı geri kazanılan akıĢkanın sıcaklığı ise kullanılabilir Ģartlarda 22 değildir ve tekrar ısıtılması gerekir. Bu noktada ısı pompalarını incelemek gerekir. Isı pompaları dıĢ ortam sıcaklığının altındaki sıcaklıkta akıĢkanı buharlaĢtırıcıda dolaĢtırabildikleri için dıĢarıya atılacak olan ısıdan daha fazlası çekilebilir. Isı pompalarının yoğuĢturucu sıcaklıkları da ihtiyaç duyulan sıcaklığın üzerine çıkabildiği için çoğunlukla ek ısıtma gerektirmezler. Isı pompasının en büyük avantajı ise dıĢarı atılan havanın içindeki gizli ısıyı, duyulur ısıya dönüĢtürebilmeleridir. Dünyada gerçekleĢen ısı pompası ve ısı değiĢtiriciler vasıtasıyla endüstride enerji tasarrufuna birkaç örnek aĢağıda verilmiĢtir. Amerika da bulunan endüstriyel teknolojiler enerji ofis departmanı (OIT) 1990 yılından beri Amerika endüstrisine yardım için birleĢtirme iĢlem teknikleri ve endüstriyel ısı pompalarının kurulum fırsatlarını belirlemek amacıyla çalıĢmalarını gerçekleĢtirmektedir. OIT tarafından gerçekleĢtirilen entegrasyon çalıĢmalarında iĢlemin çalıĢmasının yapıldığı yerlerden biriside Amerika da Alabama bölgesindeki ‗American Fructose‘ yaĢ mısır değirmen firmasıdır. Bu iĢletme birçok endüstriyel kurutucu ve soğutucu değirmenler, fırın, mısır niĢastasını ve yüksek Ģekerli mısırı Ģurubuna döndüren aletler kullanılmaktadır. 1991 de yöneticiler termal buharlı rekompresörlü ısı pompalarını tavsiyeler sonucunda iĢletmeye kurdurmuĢlardır. OIT tarafından verilen bilgilere göre yeni ısı pompası entegrasyonu Ģirkete yıllık 300000 $ tasarruf sağlamıĢtır. Isı pompasının geri dönüĢümü 1 yıldan kısa bir zamanda olmuĢtur. Çevresel zararları açısında Ģirketin yıllık 42 metre ton NOX salınımı azalmıĢtır (http://www.p2pays.org/ref/11/10451.htm#top, 2009). Amerika da Kentucky bölgesinde bulunan American Rubber Company iĢletmesi entegrasyon çalıĢmasının OIT tarafından yapıldığı baĢka bir yerdir. Bu çalıĢmada mevcut 2 tane ısı değiĢtirici yerine mekanik buhar sıkıĢtırmalı 2 tane ısı pompası ve 7 tane ısı değiĢtirici eklenmiĢtir. Tavsiye edilen modifikasyon net yakıt kullanımını (öncelikli kömür ) % 60 oranında azaltmaktadır. 1 milyon $ yıllık yakıt miktarında tasarruf edilmiĢtir. Bunların büyük bir kısmı ısı pompalarının eklenmesi ile olup sistem kendini 14 ayda amorti etmektedir. ĠĢletme ayrıca yıllık 331 metre tons NOX ve yıllık 23 680 metre ton SOX salınımını azaltmıĢtır (http://www.p2pays.org/ref/11/10451.htm#top, 2009). Wynnewood, Oklahoma da bulunan Kerr-MCGEE Refining petrol rafineri Ģirketi de OIT tarafından entegrasyon iĢlemini yaptırmıĢtır. Bu Ģirkete enerji verimliliği için iĢletmede var olan iki ısı değiĢtirici modifiye edilmiĢ, 4 yeni ısı değiĢtirici ve 2 ısı pompası ilave edilmiĢtir. Bu yeni değiĢtirme iĢletmede var olan gaz yakma ısıtıcısını elemine etmiĢ ve net yakıt tüketimini basamaklı olarak % 40 dan fazla azaltmıĢtır. Yıllık 600000 $ dan fazla iĢletme yakıt tutarını düĢürmüĢtür. (öncelikli doğal gaz). Tahmin edilen geri ödeme süresi ısı pompaları için 2 yıl, ısı değiĢtiriciler için ise 1 yıldır (http://www.p2pays.org/ref/11/10451.htm#top, 2009). Endüstride ısıtma ile soğutmaya aynı zamanda gereksinim gösteren tesislerden bazılarında, bir kısımda ısıtma, diğer kısımda da soğutma yapılmaktadır. Bunlara ait örnek aĢağıda verilmektedir. Örneğin;  Balık iĢleme ve konserve fabrikalarında temizleme için sıcak suya, piĢirme için buhara veya diğer bir ısı kaynağına, muhafaza için de soğutmaya ve buz imaline gerek vardır.  Mezbahalar ve et iĢleme fabrikalarında da durum aynıdır. Yalnız burada buz imaline pek gereksinim kalmaz.  Zirai mahsul iĢleyen veya bu mahsullerden konserve veya diğer ticari mamul yapan fabrikaların, temizleme ve yıkama için sıcak suya piĢirme için buhar veya diğer bir ısı kaynağına, soğuk depolama için de soğutmaya gereksinimi vardır.  Süt fabrikaları ve sütlü madde imal fabrikalarında, temizleme için sıcak su, pastörizasyon, üperizasyon ve proses için buhar, depolama tesisleri içinde soğutma gerekmektedir. 24  Soğuk hava depolarında, oturma mahallerini ısıtmaya, depolar içinde soğutmaya ihtiyaç vardır. Isı pompalarının endüstriyel uygulamaları enerji, imalat ve endüstriyel prosesler gibi alanları kapsar. Bu uygulama alanlarını genel olarak Ģöyle sıralayabiliriz; a. Soğutmadan ısı geri kazanımı b. Kurutma, buharlaĢtırma ve kaynatma prosesleri c. Atılan akıĢkanlardan ısı geri kazanımı d. Diğer uygulama alanları ( Yamankaradeniz ve ark. 2009 ). Tüm bu proseslerde ısı pompası kullanımında aĢağıdaki kriterlerin sağlanması gerekmektedir:  Isı pompalarının kullanıldığı proseslerde, atılan (sıcak) ve çekilen (soğuk) ısı kaynakları mevcut olmalıdır.  Sıcak ve soğuk ısı kaynakları arasındaki sıcaklık farkı küçük olmalıdır.  Transfer edilen ısı miktarı büyük olmalıdır.  Isı transferi uzun bir zaman aralığında gerçekleĢmelidir.  Sürekli operasyon tercih edilmelidir.  Soğutma ve ısıtma iĢlemlerine ihtiyaç duyulmalıdır.  Klasik mevcut sistemlerle gerçekleĢtirilen ısıtma ve soğutma maliyeti yüksek olmalıdır ( Yamankaradeniz ve ark. 2009 ). Bu tez çalıĢmasında ısı pompasının endüstriyel alanda kullanılan uygulamalarından kurutma havası ve atık sıvı akıĢkanlardan ısı geri kazanımı üzerinde durulacaktır. Yapılacak çalıĢmalarda her iki sistemin deneysel tesisatları kurulacak, deney tesisatlarından alınacak veriler ile sistemlerin matematik model sonuçları karĢılaĢtırılacaktır. Ekonomik açısından çeĢitli yakıtlar ile ısı pompası sistemleri karĢılaĢtırılacak ve endüstriyel alanlarda ısı pompası kullanımının rantabilitesi ortaya konacaktır. 25 2.4.1. Isı pompası destekli kurutma işleminden ısı geri kazanımı Isı pompalarının endüstriyel alanda ikinci büyük uygulama alanı kurutma, buharlaĢtırma ve kaynatma prosesleridir. Bu uygulamalarda ısı pompası tesisatı hem ısı geri kazanımını, hem de prosesi gerçekleĢtirmektedir. Son yirmi yıllık süreçte, fosil yakıtların ciddi boyutlarda tüketilmesi iklim değiĢikliği gibi çevresel sorunların yanı sıra, enerji kaynaklarının azalmasına ve pahalılaĢmasına sebebiyet vermiĢtir. Bu durum çevresel ve enerji verimliliği ile ilgili yeni yaklaĢımların geliĢmesine neden olmuĢtur. Yeni ekipman dizaynı son zamanlardaki çevresel ve enerji politikasına mutlak uyumluluk göstermektedir. Ayrıca, bu yüzden geliĢen pazar ve endüstriyelleĢme, yeni ürünlerin üretim kalitesinin tüketicinin istekleriyle uyumlu olmasını zorunlu kılmaktadır (Alves ve ark 1998). Endüstride kurutma iĢlemi en fazla enerji yoğunluğunun olduğu iĢlemlerden birisidir, öyle ki bütün endüstriyel enerji kullanımın % 15 ine kolaylıkla tekabül eder (Chua ve ark. 2001). Birçok endüstriyel kurutma iĢlemleri ise enerji israfının yapıldığı baĢlıca yerlerdir (Ogura ve ark. 2005). Çünkü ıslak malzemeden suyun uzaklaĢtırmak için oldukça yüksek enerji tüketilmektedir. Bu nedenle, endüstriyel kurutucuların enerji veriminin iyileĢtirilmesi önemlidir. Bir ısı pompalı kurutucu, genellikle kurutucularda kullanılan enerjinin tasarrufu için bir alternatif olarak düĢünülmektedir (Lee ve ark. 2009). Ġlk ısı pompalı kurutucu patent baĢvuruları 1973 yılında alınmaya baĢlanmıĢ, son zamanlarda tekstil, gıda ve sanayinin diğer branĢlarında da etkin olarak kullanılmaktadır ( Çolak ve HepbaĢlı 2009). En basit kurutma prosesi, havanın ısıtılmak suretiyle bağıl neminin düĢürülmesi ve böylece nem alma kabiliyetinin artmasının sağlanmasıdır. Islak ürün üzerine gönderilen bu hava, nemi bünyesine aldıktan sonra dıĢarı atılmakta veya bir kısmı geriye by-pass yapılmaktadır. (ġekil 2.9). 26 Hava çıkışı Geri Dönüş havası Taze hava Kurutma odası Isıtıcı ġekil 2.9. Klasik geri dönüĢümlü bir kurutucu ( Moser ve Schnıtzer 1985) Temelde iki çeĢit kurutma veya nem almadan bahsedebiliriz. Bunlardan biri, havanın içinde doğal olarak bulunan su buharının yoğuĢturularak alınmasıdır. Özellikle klima tesisleri ve yüzme havuzlarından etkenlik kazanır. Diğeri ise bir malzemenin içindeki nemin alınmasıdır. Bu iki olay arasındaki fark açıktır. Ġlkinde herhangi bir yerden temin edilmiĢ olan ısıyla su buharlaĢtırılıp, havanın nemi arttırılmıĢtır; ikincisinde ise su zaten sıvı fazdadır ve suyun alınabilmesi için ısıtmaya ihtiyaç vardır. Havanın neminin alınması üç iĢlemle gerçeklenebilir: 1. Absorbsiyon, 2. Havanın sıkıĢtırılması 3. Soğutulması Absorbsiyon iĢlemi, zeolit, silikajel gibi nem alıcı maddeler tarafından gerçekleĢtirilir. Fakat nem alıcı maddenin tekrar nem alıcı olarak kullanılabilmesi, yani nem tutabilmesi için tekrar ısıtılarak topladığı suyu atması sağlanır. Bu yöntemde süreklilik, döner tamburlu ısı geri kazanım cihazı kullanılarak sağlanabilir. Bu ısı eĢanjörü gözenekli bir yapıya sahip olup, gözenekler içerisine nem tutucu madde yerleĢtirilir. Hava kanalının içinde kalan bölümü havadan nemi alırken, diğer kısımdaki nem tutucu madde, ısıtılarak nemi bünyesinden atar. Fakat bu sistemde çekilen her kg. su için harcanan güç çok fazla olduğundan pek tercih edilmeyen bir yöntemdir. Bu tip nem alıcılar, çoğunlukla paketlenmiĢ cihazların korunmasında kullanılır. 27 ġekil 2.10. Döner tamburlu nem alıcı (ısı geri kazanım cihazı) ( Yamankaradeniz ve ark. 2009 ) Havanın sıkıĢtırılması yöntemi, havanın mutlak neminin büyük miktarlarda düĢürülmesini sağlar. Hava önce sıkıĢtırılır ve ortam sıcaklığına kadar soğutulup, ortam basıncına kadar geniĢletildikten sonra yoğuĢmuĢ olan su buharı alınır ve tekrar ortam sıcaklığına kadar ısıtılır. GenleĢme esnasındaki tersinmezlikler nedeniyle verimi düĢer ve bu nedenle tercih edilmez. Soğutma, havanın çiğ noktası altına kadar soğutulmasını ve bunun sonucunda su buharının yoğuĢturulmasını sağlar. YoğuĢan su alındıktan sonra havanın tekrar istenilen ortam sıcaklığına kadar ısıtılması gerekir. Kurutma ve nem alma proseslerinde, ısı pompası uygulamaları hızla çoğalmaktadır. Böyle bir kurutma tesisinde ısı pompası temel olarak Ģu iĢlemleri yapar: 28 Dışarı atılan hava Buharlaştırıcı Yoğuşturucu Isı eşanjörü Taze hava Kurutucu Fırın ġekil 2.11. Bir kurutucuda ısı pompası ve ısı eĢanjörü yardımıyla ısı geri kazanımı ( Lazzarini 1995 )  Eksoz havasından ısı çekme işlemi Bir kurutucu içindeki ürün tarafından absorbe edilen ısı miktarı, sağlanan enerjinin %5 ila %10‘ u arasındadır. Yani bacadan olan kayıp ise enerjinin yaklaĢık %90-95‘ idir. Isı pompası kullanılan kurutma tesisatı, egzoz edilen hava içindeki duyulur ve gizli ısının tamamının iyi bir Ģekilde geri dönmesine imkan verir. Bu amaçla, ısı pompası buharlaĢtırıcısı eksoz havasının çıktığı kanal içine yerleĢtirilir. Eksoz havası kurutma yaptığı ortamdan aldığı nem ile buharlaĢtırıcı üzerinden geçerken sıcaklığı düĢer ve böylece üzerinde taĢıdığı nemi bırakır ( CoĢkun 2000)  Kurutma ortamına gönderilen kuru havanın ısıtılması işlemi Bu iĢlem; eksoz havasından çekilen ısının, kompresörün verdiği ısıl değeri de ekleyerek, yoğuĢturucu üzerinden geçen ve kurutma odasına giden kuru havaya aktarılması iĢlemidir. Böyle bir ısı pompası devresi Ģematik olarak ġekil 2.12‘ de gösterilmiĢtir. ġekil 2.12‘ de görüldüğü gibi buharlaĢtırıcıdan dıĢarı atılan nemli havadan ısıyı geri almakta ve soğumasına sebep olmaktadır. Ayrıca bu iĢlem esnasında havanın içindeki 29 nemin bir kısmı yoğuĢturularak havanın içindeki nem miktarı düĢürülmektedir. BuharlaĢtırıcıdan çıkan hava daha sonra ısı pompasının yoğuĢturucusundan geçirilerek ısıtılmakta ve tekrar kurutma iĢlemine geri gönderilmektedir. Evaporatör Kuru hava akımı Yoğuşan Kondenser nem Nemli Isı pompası hava Ürün girişi Kurutucu akımı Ürün çıkışı ġekil 2.12. Kurutma ortamına gönderilen kuru havayı ısıtan kurutucu ( Moser ve Schnıtzer 1985) Kurutma iĢlemlerinde en etkili ısı pompası sistemi, ġekil 2.13‘ de görülen soğutularak nemi alınan hava ile soğutulmamıĢ havanın yoğuĢturucuya girmeden önce karıĢtırılması ile gerçekleĢen sistemdir ( Yamankaradeniz ve ark. 2009 ). Kuru hava Kondenser Nemli hava Nemli hava Evaporatör Yoğuşan nem ġekil 2.13. Kurutma iĢlemlerinde en etkili ısı pompası sistemi ( Moser ve Schnıtzer 1985) 30 2.4.1.1. Isı pompalı kurutma sistemleri Isı pompalı kurutucular diğer klasik tipteki kurutuculara göre çok daha verimlidirler. Klasik tipteki kurutucular enerji tasarrufuna yönelik olarak, ısı değiĢtiricili ve geri döngülü (resirkülasyonlu) tipte yapılmaktadırlar. Isı eĢanjörü ilave edilen bir klasik kurutucu devresinde amaç, kurutucudan ayrılan gazların ısısını, kurutucuya giren gazlara vermek suretiyle bir ön ısıtma iĢleminin gerçekleĢtirilmesidir. Diğer yöntem ise, kurutucudan çıkan nemli havanın bir kısmını geri besleme yaparak, giriĢ gazları ile karıĢtırılmasıdır. Fakat bu yöntemde kurutucuya giren havanın sıcaklığı ile beraber nem miktarı da artacağından, kurutma hızı azalacaktır. Diğer bir yöntem ise dıĢarı atılan sıcak gazların gizli buharlaĢma ve duyulur ısısını sisteme kazandırmak için ısı pompası kullanmaktır ( ġekil 2.14). Q2 Q1 IB Kurutucu IB Kurutucu Ürün giriĢi Ürün çıkıĢı IB:Isı Ürün giriĢi Bataryası Ürün çıkıĢı Isı DeğiĢtiricisi (a) Klasik tip kurutucu (b) Isı değiĢtiricili tip kurutucu Evaporatör Kondenser Q 3 Kurutucu IB Kurutucu Ürün giriĢi Ürün çıkıĢı Ürün giriĢi Ürün çıkıĢı W ( c) Geri beslemeli tip kurutucu (d) Isı Pompalı tip kurutucu ġekil 2.14. Kurutmada enerji tasarrufunda alternatif genel kurutucu tipleri ( Moser ve Schnıtzer 1985) 31 Kurutucularda, Çizelge 2.2‘ de kurutma esnasında üründen uzaklaĢtırılan su baĢına harcanan enerjiler karĢılaĢtırıldığında ısı pompalı kurutucuların diğerleri yanında oldukça ekonomik olduğu görülmektedir. Çizelge 2.2. Kurutma esnasında üründen uzaklaĢtırılan 1 kg su baĢına harcanan enerjiler ( CoĢkun, 2000) Kurutucu tipleri MJ/ kg uzaklaĢtırılan su Isı pompalı kurutucu 0.5 - 0.8 Direkt egzos gazları ile çalıĢan kurutucu 3.2 - 3.8 Hava ile çalıĢan kurutucu, 70-100C 4.5 -5.5 Kazandan alınan egzos gazları ile kurutma (400C) 5.0 - 6.0 Kazandan alınan egzos gazları ile kurutma (200C) 9.0 -12.0 DeğiĢik tipte ısı pompalı kurutucu sistemleri mevcuttur. Bunlar; 1- Reküperatör ısı pompalı kurutucu (açık hava çevrimli) 2- Basit nem alıcı ısı pompalı kurutucu 3- Soğuk gaz (Brayton çevrimli) ısı pompalı kurutucu 4- Kombine ısı pompalı kurutucu  Açık hava çevrimli ısı pompalı kurutucu (Reküperatör) Eğer ısı pompasının buharlaĢtırıcısı kurutucu çıkıĢına, yoğuĢturucusu kurutucu giriĢine yerleĢtirilirse o zaman, çıkıĢ havasının duyulur ısısını ve su buharının yoğuĢma gizli ısısını tekrar geri kazanmak mümkün olmaktadır. Isı pompasının bu Ģekilde monte edilmesi ―reküperatör ısı pompası‖ olarak adlandırılır. (ġekil 2.15) 32 Hava çıkışı Hava girişi Evaporatör Kondenser Kurutma odası Hava akışı Ürün ġekil 2.15. Bir kurutma iĢlemine reküperatör olarak monte edilen bir ısı pompasına ait Ģematik gösterim (Moser ve Schnıtzer 1985) Reküperatör ısı pompasının performansı, kompresörün yanmalı bir motor ile tahrik edilmesiyle iyileĢtirilebilir. Bu durumda, motordan olan atık ısı, giriĢ hava akımına verilerek, giriĢ havasının sıcaklığı yükseltilebilir. Bu tip sistemde, yoğuĢturucunun kurutucu içerisinde yer alması ve böylece daha fazla hava debisinin yoğuĢturucudan geçmesi daha avantajlı olabilecektir. Eğer yoğuĢturucu üzerinden geçen hava debisi sonsuz olduğu taktirde kurutucuda sıcaklık izotermal olarak muhafaza edilebilecektir. Farzedelim ki çıkıĢ havası, taze hava sıcaklığından daha düĢük bir sıcaklığa soğutulduktan sonra atmosfere bırakılsın ( ısı pompası daha düĢük sıcaklığa kadar soğutabilir, fakat optimum dıĢarı atma sıcaklığı, taze hava sıcaklığına yakın olmalıdır). Bu taktirde enerji tüketimi, eĢanjörlü tip konveksiyonel kurutucudan yaklaĢık üç kat düĢük olacaktır. ġekil 2.16‘ da gösterildiği gibi sürecin verimi giren ve çıkan hava arasına yerleĢtirilen bir ısı değiĢtirici yardımıyla daha da iyileĢtirilebilir. 33 ġekil.2.16.Isı geri kazanımı için ısı pompalı kurutma fırını ile ısı değiĢtiricinin birlikte kullanımı (Moser ve Schnıtzer 1985)  Basit nem alıcı ısı pompalı kurutucu Çıkan gazların neminin alınması, aynı zamanda havanın geri kazandırılmasını (resirkülasyon) sağlar. Bu durumda üründen çekilen nem, ıslak havanın buharlaĢtırıcıda soğutulmasından sonra yoğuĢturularak uzaklaĢtırılır. 34 ġekil 2.17. Basit nem alıcı ısı pompalı kurutucu uygulamasına ait örnek (Moser ve Schnıtzer 1985) Havanın nemini almak amacıyla ısı pompasının kurutucu içerisine yerleĢtirilmesi de farklı bir uygulama Ģeklidir. ġekil 2.18. BuharlaĢtırıcı ve yoğuĢturucu üzerinde aynı hava akıĢının olduğu durumda ısı pompasının nem alıcı olarak kullanılması (Moser ve Schnıtzer 1985) Kurutma havası, yoğuĢturucu, buharlaĢtırıcı ve ıslak ürünün bulunduğu kapalı bir çevrim içinde sirküle edilir. Kompresörün kurutma odası içine konması, bütün enerjinin ısıtma amaçlı kullanılmasına olanak sağlayacaktır. Üzerinden oldukça yüksek miktarda hava debisi geçen yoğuĢturucu, hemen hemen sabit sıcaklıkta çalıĢır. BuharlaĢtırıcıda soğuyan hava yoğuĢturucudan geçmeden önce, kurutma odasında dolaĢtırılan kurutma 35 havası ile karıĢır. Bu iĢlem ile yoğuĢturucu sıcaklığının düĢmesini sağlanır ve böylece ısı pompasının performans katsayısı (ITK) arttırılmıĢ olur (ġekil 2.19) (Moser ve Schnıtzer 1985). EVAPORATÖR KONDENSER ÜRÜN ġekil.2.19. YoğuĢturucu üzerinden geçen hava miktarının arttırılması ve ısı pompasının nem alıcı Ģeklinde kullanılmasına ait örnek (Moser ve Schnıtzer 1985)  Soğuk gaz ( Brayton Çevrimli) ısı pompası Kurutma havasının nemi, ıslak havanın genleĢmesi ile düĢürülebilir. ġekil 2.20‘ de kapalı bir ısı pompası çevrim ünitesi ve bir genleĢme sıkıĢtırma ünitesi görülmektedir. ġekil 2.20. Kapalı çevrimli Brayton ısı pompası kurutma ünitesi (Moser ve Schnıtzer 1985) 36 Kurutucu dıĢından gelen hava bir türbinde geniĢliyor ve hemen sonra aĢırı doymuĢ hale geliyor. Su uzaklaĢtıktan sonra da hava sıkıĢtırılıyor ve ardından ısıtılıyor. Kapalı çevrimli ısı pompası yanı sıra, açık çevrimli ısı pompası sistemi de mevcuttur. Burada bir türbin ve bir kompresör kullanılmakta Ģekil 2.21‘ de kompresör artık kurutma havasının bir kısmını veya tümünü sıkıĢtırır ve aynı zamanda ısıtır( X doğrultusu). ġekil 2.21. Açık çevrimli Brayton ısı pompası kurutma ünitesi (Moser ve Schnıtzer 1985) Havanın bu kısmı, enerjisini giriĢ havası için serbest bırakır ve sonra türbinde geniĢler. Küçük tesislerde, bir kısılma vanası genleĢme için daha ekonomik olarak kullanılabilir. Havanın Ģekil 2.21‘ de ( Y doğrultusu) gösterilen giriĢ havasına ön ısıtma uygulanabilir. 37  Kombine ısı pompaları Kombine ısı pompaları için bazı alternatifler ileri sürülmektedir. ġekil 2.22 ve Ģekil 2.23‘ da kağıt makineleri için uygulanabilecek iki kompleks sistem gösterilmektedir. Ġlk örnekte iki ısı pompası mevcuttur. Birincisi kurutucuya giren hava ısıtır, ikincisi ise nemli gazların içinde bulunan ısıyı kullanarak dıĢ ısı kaynağı temin eder. Örneğin sıcak su üretimi için. Havadan daha fazla su çekmek için ikinci yolda, ısı pompası evaparatöründe çiğ noktası sıcaklığı altına soğutulduktan sonra genleĢmektedir. Kurutucu iĢletme basıncında yeniden sıkıĢtırılmadan önce yoğuĢan su alınır. ġekil 2.22. Ġkili ısı pompalı kurutma ünitesi (Moser ve Schnıtzer 1985) 38 ġekil 2.23. SıkıĢtırmalı ısı pompalı kurutma ünitesi ve havanın sıkıĢtırılması (Moser ve Schnıtzer 1985) 2.4.1.2. Kurutmada psikrometrinin kullanımı Kurutma, bir katının içerdiği nemin ısıl iĢlem sonucu buharlaĢma yolu ile istenilen düzeye kadar indirilmesi olarak tanımlanmıĢtı. Sıcak bir gaz akımı vasıtasıyla yapılan kurutma esnasında buharlaĢmanın meydana geldiği sıcaklık, malzemeyi çevreleyen bu gaz içindeki konsantrasyonuna bağlıdır. Teknik uygulamalarda sıcak gaz genelde hava ve transfer edilen sıvı da su olduğuna göre, neme doymuĢ durumdaki katının sabit Kurutma hızı sürecinde yüzey sıcaklığı, kurutucu havanın nem konsantrasyonuna bağlıdır. Sabit Kurutma hızı sürecinde katının neme doymuĢ durumdaki dıĢ yüzeyi ile temasta bulunan hava filmi, aynı zamanda su ile de temasta olduğuna göre bu film de neme doymuĢ durumdadır. Bu durumda sıcaklığının da ―adyabatik doyma sıcaklığı‖ 39 olması gerekir. Böylece katı yüzeyindeki sıcaklığın da havanın adyabatik doyma sıcaklığına eĢit olması gerekir. Bilindiği gibi hava için çok yüksek olmayan sıcaklıklarda ve çevre basıncında adyabatik doyma sıcaklığı, yaĢ termometre sıcaklığına eĢittir. Buna göre sabit kurutma hızı sürecinde yaĢ katının yüzey sıcaklığı havanın yaĢ termometre sıcaklığına eĢittir. Diğer taraftan, kurutma olayında katıyı saran havanın kısmi su buharı basıncı, aynı sıcaklıktaki doymuĢ nemli havanın kısmi su buharı basıncına göre ne kadar az ise, hava bünyesine nem almaya o kadar elveriĢli olacaktır. Bu iki ifadenin birbirine oranı izafi nemi vermektedir (Tamer 1990).  = Psb / Pdt (2.13) Kurutma prosesinde iĢlem sırası Ģu Ģekilde özetlenebilir:  Isıtılan hava kurutulacak ürün üzerine gönderilir.  Ürünle temas eden hava soğur ve bu sırada üründen buharlaĢan nem havaya karıĢır.  Nemli ve soğuk hava sistemden dıĢarı atılır. ġekil 2.24. Kurutma iĢleminin psikrometrik diyagramda gösterilmesi (Özil ve Özel 1987) 40 ġekil 2.24‘ de AB doğrusu havanın ısıtılma iĢlemini göstermektedir. Böylece havanın bağıl nemi azalmakta ve nem alma yeteneği artmaktadır. BC doğrusu ise, kurutma sırasında havanın soğuma ve üründen nem alma iĢlemlerini belirtmektedir. Rejim halindeki bir kurutma olayında, sabit kurutma hızı sürecinde tamamen yalıtılmıĢ bir kurutucu için havanın durum değiĢtirmesi bir adyabatik doyma olayıdır. Adyabatik doyma olayı ise hava ve su için atmosferik basınçlarda sabit yaĢ termometre eğrileri üzerindedir. Yani havanın kurutma esnasında yaĢ termometre sıcaklığı değiĢmez. Sıcak havadan yaĢ malzemeye transfer edilen ısı miktarı suyun buharlaĢması için gerekli ısı miktarını karĢılayacağından, bu duruma uygun w kadar kurutarak kurutucuyu terk eder. Nemli ve soğuk havanın, bazı uygulamalarında bu havanın bir kısmı geri beslenerek taze havayla karıĢtırılmaktadır ( ġekil 2.25). Çünkü bu uygulamalarda C koĢullarındaki havanın sıcaklığı, dolayısıyla entalpisi yüksek olabilmektedir. Bu nedenle, C koĢullarındaki havanın bir kısmını A koĢullarındaki hava ile karıĢtırmak ve sonra ısıtarak sisteme göndermek, ısı ekonomisi bakımından yararlı olmaktadır. (CoĢkun, 1993) ġekil 2.25. Kurutma havasının bir kısmının geri besleme yapılması (Özil ve Özel 1987) 41 2.4.2. Atık sıvı akışkanlardan ısı geri kazanımı Son yıllarda endüstride mevcut atık akıĢkanlardan ısı geri kazanımı, önem kazanmaktadır. Atık gazların, sıvıların (baca gazları, tekstil atık sıvıları vb.)ısınından faydalanmak ve bu ısıyı daha yararlı alanlarda kullanmak suretiyle önemli oranda enerji tasarrufu sağlanmaktadır. AĢağıda, ısı pompası destekli çeĢitli ısı geri kazanım uygulamaları incelenmiĢtir. ( Yamankaradeniz ve ark. 2009 ) Soğutmanın gerçekleĢmesi için yoğuĢturucudan dıĢarıya ısı atılması gerekir. Bunun için yoğuĢma sıcaklığının atmosferik sıcaklığın üzerinde olması gerekir. Bu da yararlanabileceğimiz ısının atmosferik Ģartların üzerinde olduğunu gösterir. Bir soğutma tesisinin çalıĢması esnasında aynı zamanda ısıtma sağlayabilmesi için yoğuĢturucu sıcaklığının mümkün olduğu kadar yüksek olması gerekir. Bu da soğutma kapasitesini düĢürmektedir. Bu sakıncalı durum, kademeli sıkıĢtırma ile kısmen önlenebilir. Bunun yanında ek olarak ısı kazanabilmemiz bu olumsuz etkiyi yok etmektedir. Proseste istenilen sıcaklık, soğutma tesisatının yoğuĢma sıcaklığına yakınsa bu, az bir enerji sarfiyatı ile sağlanabilir. Soğutma sistemlerinde yoğuĢturucunun ısı atma potansiyeli uzun zamandır fark edilmekteydi ve birçok alanda uygulanmaktaydı. Örneğin; bir evin yiyecek deposu soğutulurken aynı zamanda diğer bir odasının ısıtılması, veya bir buz paten sahası soğutma tesisinden atılan ısının, aynı yapı içerisinde yüzme havuzu suyunun ısıtılmasında kullanılması. Kimya endüstrisinde yıllardan beri soğutma tesisi yaygın olarak kullanılmaktadır. 1947‘ de kurulan büyük bir soğutma sisteminde, günde 240 ton buz üretilmiĢtir ve 270 kW kapasitesinde salamura -10 ºC sıcaklığa soğutulması baĢarılmıĢ ve bundan baĢka ilave olarak 480 kW kapasitesinde su soğutulmuĢtur. Bu tesis aynı zamanda 2320 kW ısıyı, genel amaçlı kullanım suyunu 18 ºC‘ den 72 ºC‘ e çıkarmak suretiyle ısı pompası olarak hizmet etmiĢtir. 42 Diğer bir ilk uygulamalardan biri de soğutma tesisinden olan ısı geri kazanımını süt soğutulmasında kullanılmasıdır. 1952 yılında Amerika BirleĢik devletlerinde ısı pompası, yayık yıkama suyunun ısıtılmasında kullanılan elektrikli ısıtıcılara göre daha ekonomik olduğunu göstermek amacıyla kullanılmıĢtır. Hem suyu ısıtmak hem de sütü soğutma amacıyla tasarlanan ısı pompası, geleneksel hava soğutmalı yoğuĢturuculu sistemin yerine su soğutmalı yoğuĢturuculu sistem kullanılmıĢtır. Yapılan bir takım düzenlemelerle, mevcut su ısıtıcısına girmeden önce suya ön ısıtma uygulamak için, yalıtılmıĢ bir su tankının içine yoğuĢturucu boru demeti yerleĢtirilmiĢtir. Teorik olarak 4 adet süt soğutucusundan olan günlük ısı kaybı 6 kW olup, soğutucu tarafından sütün sıcaklığı 32 ºC‘ den 4.5 ºC‘ e düĢürülmektedir. Eğer bu atılan ısının tamamı su ısıtmada kullanılırsa, 24 saatlik periyot içerisinde yaklaĢık 250 lt su 16 ºC‘ den 46 ºC‘ e ısıtılmaktadır. Sistemde kullanılan soğutucu akıĢkan R22 olup, yaklaĢık kompresör gücü 250 W olan bu prototip sistem ile kapasitesi 225 litre olan elektrikle ısıtılan bir tanka monte edildi ve tankın yarı kapasitesi soğutucu akıĢkan yoğuĢturucusu olarak hizmet etti. Elde edilen sonuçlara göre ön ısıtma tankında soğutucu yoğuĢturucusunun yerleĢtirilmesiyle ortalama %50‘ den daha iyi elektrik tasarrufu sağlanmıĢtır. ġekil 2.26‘ da tek kademeli sıkıĢtırmalı ısı pompası görülmektedir. Bu sistemde 35 ºC sıcaklıktaki atık suyun enerjisi geri kazanılarak 66 ºC‘ de sıcak su elde edilmektedir. 43 ġekil.2.26.Sıvı-sıvı tek kademeli sıkıĢtırmalı ısı geri kazanımlı ısı pompası sistemi ( Anonim) ġekil 2.27‘ de gıda endüstrisinde yaygın olarak kullanılan sıvı-sıvı iki kademeli sıkıĢtırmalı ısı geri kazanımlı ısı pompaları görülmektedir. Bu sistemde 32 ºC sıcaklıktaki atık suyun enerjisi geri kazanılarak 82 ºC‘ de sıcak su elde edilmektedir, sistemin performans katsayısı 3,7 dir ( Bilge ve Ark. 1997). 44 ġekil.2.27.Sıvı-sıvı iki kademeli sıkıĢtırmalı ısı geri kazanımlı ısı pompası sistemi (Bilge ve Ark. 1997) Diğer bir uygulama sahası ise süper marketlerdir. Hem ısıtmanın hem de soğutmanın gerekli olduğu bu tesislerde genelde iki ayrı sistem kullanılır. Fakat ısı pompası ile soğuk hava deposundan çekilen ısı, havaya atılacağına kıĢın çalıĢan mahallere verilip, ısıtmaya, ödenen miktar azaltılabilir. Plastik enjeksiyon makinelerinden ısı geri kazanımı, soğutmadan ısı geri kazanma yöntemlerinin klasik uygulamalarından biridir. Plastik enjeksiyon makinesi görevini tam olarak yerine getirebilmesi için soğutma gerekir. Klasik sistemlerde plastik enjeksiyon makinesinden çekilen ısı, soğutma kulesinden dıĢarıya atılmaktadır. Oysa ısı pompası ile bu ısı değerlendirilebilir. Bunun için ġekil 2.31 güzel bir örnektir. ġekildeki plastik fabrikasında ısı geri kazanımı kısaca Ģöyledir. Soğutmadan sağlanan sıcak su sürekli olarak resirküle edilir. Bu sıcak su bir buharlaĢtırıcıdan geçirilerek dört tane yatay tip fanlı hava ısıtıcısından oluĢan mahal ısıtma sistemine enerji girdisi sağlanır. 45 Elde edilen bu ısı, yazın mahal ısıtma için kullanılamadığından uygun bir Ģekilde değerlendirilebilir. Örneğin dıĢ ortama atılabilir. Yazın değerlendirilmese bile kıĢın ısıtma yükünü karĢıladığı için büyük bir enerji girdisi sağlayacaktır. Fabrika alanı Fan Soğutma suyu ~ 60°C Yer altı su deposu 75°C’ de sabit Enjeksiyon so ğutma suyu makinesi Isı pompası Fan Fabrika alanı için gerekli ısı ġekil 2.28. Bir plastik fabrikasında, ısı pompası uygulaması (Moser ve Schnıtzer 1985) Soğutma sistemlerinde ısıl enerji sık sık bir soğutma kulesi vasıtasıyla atılır. Proses suyuna gereksinim duyulan yerlerde proses suyu, soğutma kulesinden önce ön ısıtmaya maruz bırakılır. Bir ısı pompası, atık ısının sıcaklığının üstünde bir sıcaklığa kadar proses suyunu ısıtabilir. Bu Ģekilde Ģüphesiz kule yükü önemli bir Ģekilde azaltılır. ġekil 2.29‘ deki sistemde bir soğutma sisteminin yoğuĢturucusundan ayrılan su, soğutma kulesinde soğutulmadan önce ısı pompası yardımıyla, ısısından yararlanılmak suretiyle ısı geri kazanımı sağlanmaktadır. YoğuĢturucudan 49 ºC‘ de ayrılan sıcak su, soğutma kulesine gönderilmeden önce suyun bir kısmı ısı pompası buharlaĢtırıcısına gönderilirken, diğer kısmı ise bir ısı ejanjörüne gönderilmektedir. Burada ısısını 18 ºC‘ de eĢanjöre giren besleme suyuna vererek suyun sıcaklığını 46 ºC‘ e yükseltir. 46 ºC‘ deki besleme suyu daha sonra ısı pompası yoğuĢturucusundan geçirilmek suretiyle 65 ºC‘ de kullanıma hazır su elde edilir. Bu sistemde ısı pompası kullanımı ile 49 ºC‘ de soğutma kulesine gönderilmesi gereken su 43 ºC‘ de gönderilmektedir. 46 Kondenser Evaporatör Soğutma kulesi Isı eşanjörü Besleme suyu Su geri dönüş 35°C, ġekil 2.29. Bir soğutma kulesi prosesi öncesi ısı geri kazanımı (Lazzarin, 1995) 2.4.3. Isı geri kazanımının faydaları  Çevreye Faydaları  Daha az yakıt tüketimi olması sebebi ile hava kirliliğinin azalması  Atık sıcak suyun düĢük olması sebebi ile termal kirlenmeyi engellemek  Atık su arıtma tesisine soğuk gireceği için aerobik arıtmanın tam olması  İşletmeye Faydaları  Azalan yakıt tüketimi sebebi ile karlılık,  Azalan boyama süresi sebebi ile birim zamanda daha fazla üretim  Sıcak su ile iĢletmeye baĢlanması sebebi ile makine içi termal gerilimin azalması, bakım giderlerinin düĢmesi, kar ve zaman tasarrufu. 47  Ulusal Ekonomiye Faydaları  Maliyetleri düĢürebilmemiz sebebi ile dünyada rekabet Ģansımızın artması  ĠĢ gücü ve öz kaynaklarımızın ekonomik kullanımı sebebi ile sağlanacak kazanç,  Enerji kaynaklarını ekonomik kullanım sebebi ile döviz kazancı,  Sektörde karlı Ģirketlerin arması ile yatırımcıyı teĢvik etmek ekonomik canlılık ( Yamankaradeniz, 2007 ). 2.4.4. Isı pompalarının diğer endüstriyel uygulama alanları a- Kimya ve Petro-kimya Endüstrisi  Arıtma Tesislerinde Isı Pompası Uygulaması  Damıtma Tesislerinde Kızgın Buhardan Isı Geri Kazanımı  Kimya Endüstrisinde AyrıĢtırma ĠĢlemlerinde (Propan-Bütan Eldesi)  Polimerizasyon ĠĢleminde  Kimyasal lif eldesi b- Kağıt Endüstrisi c- Gıda Endüstrisi  Pastorizasyon  Yiyecek kurutması  Yıkama makinelerinde  Balık ĠĢleme ve et iĢleme Fabrikalarında  Soğuk hava Depolarında d- Kereste Kurutması e- Deniz Suyundan Tatlı Su Eldesinde f- Tekstil Endüstrisinde  Kurutma ĠĢlemlerinde  Boyahanelerde ( Yamankaradeniz, 2007 ) 48 2.5.Kaynak Araştırması Isı pompası destekli kurutma iĢlemi 1970‘ li yıllardan beri dünyada yaygın bir araĢtırma konusu iken ülkemizde 1990‘ lardan sonra gündeme alınmıĢ olup son zamanlarda ciddi çalıĢmalar ortaya koyulmuĢtur. Atık ısıdan ısı pompası vasıtasıyla enerji geri kazanımı ise artan enerji fiyatlarından sonra gündeme daha sık gelmiĢ olup, araĢtırmalar detaylandırılmaya baĢlanmıĢtır. Her iki konuyla alakalı olarak ülkemizde ve dünyada yapılan literatür çalıĢmaları kronolojik sırayla aĢağıda açıklanmıĢtır. Hodgett (1976) tarafından yapılan araĢtırmaya göre; ısı pompalı kurutucuların ortalama SMER (Özgül nem uzaklaĢtırma oranı) 3 kg/KWh dan az enerji kullanılarak buhar ile kurutmaya göre % 75 , direkt ısıtmalı kurutucuya göre %58 verimli olduğu açıklanmıĢtır. Oliver (1982) ise ısı pompalı kurutucularda SMER oranı kurutucu sıcaklıkları 50 ºC ile 80 º C arasında 0.57 kg/ kWh and 1.02 kg/kWh olduğu tespit edilmiĢtir. Hogan ve ark. (1983) tarafından düĢük sıcaklıkta granül (tane) parçaların kurutulmasıyla ilgili deneysel ve sayısal bir çalıĢma yapılmıĢtır. Cunney ve Williams (1984) ise motor tahrikli ısı pompasının % 30 ila % 50 oranında kurutma iĢlemlerinde enerji maliyetlerini düĢürdüğünü yayınlamıĢlardır. Tekstil endüstrisinde yapılan ve yapılacak çalıĢmalara ıĢık tutacak diğer çalıĢmalardan biride Yamankaradeniz ve Yalçın‘ın (1987) yaptığı çalıĢmadır. Bu çalıĢmada tekstil endüstrisi için, atık suyun ısısından yararlanılarak enerji geri kazanım uygulamalarına değinilmiĢtir. Özellikle kurutma sistemleri üzerinde durulmuĢ ve % 50 civarında enerji tasarrufu yapıldığı ortaya konmuĢtur. Van Blarcom ve Mason (1988) ısı pompalı kurutucu ile 50 º C kurutma sıcaklığında Avustralya fındığını kurutmuĢ ve ürün kahverengileĢme (kızarma) problemiyle karĢılaĢmadığını göstermiĢtir. 49 Peter Jolly ve ark. (1990) tarafından bir konveksiyonel kurutma sistemine bir ısı pompası ilave edildiğinde kurutma verimine ne gibi etkileri olabileceğinden yola çıkılarak önce sürekli çapraz akımlı kurutucunun matematik modeli geliĢtirilmiĢtir. Bu modellemenin önemli bir özelliği, sistemi oluĢturan her bir eleman için detaylı ısı ve kütle transferi hesabının göz önüne alınmıĢ olmasıdır. Bu modelde özellikle üzerinde durulan eleman buharlaĢtırıcıdır. Çünkü kurutma iĢleminde (nem alma) anahtar rol oynayan elemandır. Peter Jolly ve ark. bu modelleme neticesinde elde ettikleri verileri daha sonra deneysel yola elde edilen verilerle karĢılaĢtırmıĢlardır. Yapılan analizde, buharalaĢtırıcıda yapılan by-pass oranının sistem üzerine etkileri, sistem performansını ifade eden iki değer olan ITK ve SMER değerlerinin hangi parametrelere bağlı olarak nasıl bir değiĢim gösterdikleri incelenmiĢtir. Ayrıca sisteme bir reküperatör ilave edilmiĢ ve kompresör hızları ve hava miktarları değiĢtirilerek sistem performansına etkileri araĢtırılmıĢtır. Pendyala ve ark. (1990) tarafından ise bir oda içerisinde konveksiyonel yöntemlerle yapılan kurutma iĢlemine Hogan ve ark. (1983) tarafından, bir ısı pompası ilave edilmiĢtir. Yapılan deneysel ve sayısal çalıĢmada, kurutucu, ısı transferi ve eĢ zamanlı ısı ve kütle transfer bölgeleri düĢünülerek modellenmiĢtir. Bunun yanında ısı pompasının ısı eĢanjörleri (BuharlaĢtırıcı ve yoğuĢturucu) de, hava ve iĢ yapan (soğutucu) akıĢkan tarafı üzerinde difaransiyel uzunluktaki çeĢitli bölgeler (zone) için entalpi dengesini yazmak suretiyle modellenmiĢtir. Kompresörde ise politropik sıkıĢtırma olduğu tanımlanmıĢ olup ısı pompası destekli kurutucunun özgül enerji tüketimi SPC (Tüketilen güç/Çekilen nem miktarı) üzerine aĢırı kızdırmanın ve buharlaĢtırıcı üzerine hava hızının etkilerini araĢtırmak için R11 soğutucu akıĢkanının kullanıldığı bir model geliĢtirilmiĢtir. Almedia ve ark. (1990) tarafından yapılan çalıĢma sayısal bir çalıĢma olup bu çalıĢmada, buhar sıkıĢtırmalı ısı pompası destekli kurutma sistemlerinin performansını tespit edebilmek amacıyla bir simulasyon modeli geliĢtirilmiĢtir. Kurutma odasına girmeden önce, hava akımına bir ön ısıtma uygulamak için ısı harcanır. Isı pompasının verilen iĢ‘ e karĢılık daha fazla enerji vermesi nedeniyle enerji tüketimi azalır. Çevre havası ısı kaynağını oluĢturur. Yapılan çalıĢmada, çevre havası yoğuĢturucudan 50 geçirilerek kurutma odasına gönderilir. YoğuĢturucudan geçen havanın sıcaklığı artarken, bağıl neminde bir azalma olur. Bu azalma, kurutma odasında suyun uzaklaĢtırma iĢlemini gerçekleĢtiren kuvvetin artmasına sebep olacaktır. Bu çalıĢmada ısı pompası sadece kurutma odasına ılık hava temin etmek için kullanılmaktadır. Daha yüksek verim elde edebilmek için kurutma odasından ayrılan nemli havanın bir kısmının ısı pompasının buharlaĢtırıcısından geçirilerek geri kazandırılması gereklidir. Fakat yapılan bu çalıĢma Ģunu göstermiĢtir ki en basit bir sistem ile dahi mukayese edildiğinde, yoğuĢturucuda meydana gelen ısıtma iĢlemi herhangi bir konvensiyonel ısıtma iĢleminden bir kaç kez daha verimlidir. Yine bu çalıĢmada, ısı pompasının her bir elemanının oldukça basit modellenmesi esasına dayanan bir bilgisayar programı geliĢtirilmiĢtir. Bu modelde yine kurutma odasına giren hava Ģartlarının iyileĢtirilerek enerji tasarrufu sağlanmaya çalıĢılmıĢtır. Sistem performansı üzerine hava debisinin etkileri ve sistemin performansını belirleyen ITK ve SPC (tüketilen güç/çekilen nem miktarı) değerlerinin değiĢimleri gözlenmiĢtir ve ısı pompası kullanımı ile enerji tüketiminde önemli derecede bir azalma sağlandığı gözlenmiĢtir. Meyer ve Greyvenstein (1992) tahıl kurutmasında ısı pompalı kurutucuların kullanılmasını ekonomik açıdan incelemiĢtir. Bu çalıĢmaya göre, ısı pompalı kurutucular diğer kurutuculara göre çok ekonomik çıkmıĢtır. Clements ve arkadaĢları (1993) ise bu modeli kullanarak ısı pompalı destekli sürekli kurutucu performansını tahmin edilmesi üzerine çalıĢmıĢlardır. SMER oranının optimum oranı için buharlaĢtırıcı by-pass hava oranı % 60-70 aralığında olması gerektiğini tavsiye etmiĢtir. Saborio (1993) tarafından ısı pompası destekli kurutucular ile geri döngülü (havanın bir kısmını geriye kazandıran) kurutuculardaki enerji tüketimleri sayısal bir çalıĢmayla karĢılaĢtırılmıĢtır. Bu analizden amaçlanan, herhangi bir iĢletme Ģartlarında en iyi kurutucu konfigürasyonunu seçebilmektir. KarĢılaĢtırma, geri döngülü kurutucular ve ısı pompası destekli kurutucuların bilgisayar modelleri üzerine bina edilmektedir. Modeller, belirlenen Ģartlarda (uzaklaĢtırılan su miktarı aynı alınarak) bütün kurutucu operasyonları için enerji tüketimleri tespit edilmiĢtir. Elde edilen sonuçlar, bütün 51 kurutucu konfigürasyonları için giren enerjinin birim ünitesi baĢına buharlaĢan su kütlesi (SMER) olarak gösterilmektedir. Bu değerler bunlar arasında bir oran olduğu gibi, daha kolay karĢılaĢtırma açısından bütün mümkün olan iĢletme Ģartlarını gösteren grafikler halinde sunulmaktadır. Sunulan karĢılaĢtırmalar sadece enerji tüketimi Ģekilleri üzerine bina edilmektedir ve böylece değiĢen bölgesel Ģartlardan (ekonomi, elektrik üretim verimleri veya farklı yakıtların bağıl değerleri) bağımsız olmaktadır. Diğer bir deyiĢle, sunulan SMER değerleri, kurutucu tasarımında bölgesel Ģartların etkilerini de dahil edilerek kolayca değiĢtirilebilir. CoĢkun (1993) tarafından yapılan yüksek lisan tez çalıĢmasında, kurutma iĢlemlerinde ısı pompası ile enerji tasarrufu sağlanmasını deneysel olarak incelemiĢtir. Kurutma havasının ısı pompasının yoğuĢturucusunda ısıtılmasının fuel-oil ile ısıtılmasının yanında %25 daha verimli olduğunu saptamıĢtır. Al-Rabghi ve ark. (1993), çeĢitli endüstriyel alanlarda atık ısının geri kazanımını klasik ve yeni sistemler açısından değerlendirmiĢ ve atık ısının geri kazanımının bir çok endüstriyel alanda kullanılacağını belirtmiĢlerdir. Britnell ve ark. (1994) ısı pompalı kurutucuların mikrobiyolojik etkilerini incelemiĢtir. Isı pompalı kurutucuların düĢük kurutma sıcaklığında (< 55 º C) kullanılması durumunda, potansiyel mikrobiyolojik bozulmalar olabilir. Bu çalıĢmada ısı pompalı kurutucunun büyük mikrobiyolojik popülasyon sağlamadığı belirtilmiĢtir. Can (1995) Bursa bölgesindeki tekstil, otomotiv ve benzeri sanayi dallarında yaklaĢık 30 "C ile 90 °C arasındaki atık sıcak suları ve özellikle tekstil sanayinde atık kurutma havası enerji geri kazanma iĢlemine tabi tutulmadan çevreye atıldıklarından büyük bir enerji israfı ve çevre kirliliği belirtmiĢ ve Bursa bölgesinde kurulu tekstil, otomotiv ve benzeri diğer sanayi dallarındaki atık akıĢkanlardan ısı geri kazanımının ekonomikliği ve bu sektörlerde var olan potansiyel ortaya çıkararak elde edilebilecek enerji tasarrufunu ve dolayısıyla ülkemiz ekonomisine ve çevre kirliliğine yapacağı olumlu katkıları somut bir Ģekilde koymuĢtur. 52 Lazzarin (1995,1998) ―Heat Pump Application‖ makalesinde endüstriyel uygulamalarda kullanılan ısı pompalarını anlatırken tekstil sektörü örneğinde kurutma havasının geri kazanımı üzerinde tesisat sistemini göstermiĢ ve enerji tasarrufu açısından sağladığı yararın önemi üzerinde durmuĢtur. Perera and Rahman (1997) ısı pompalı kurutucu sistem, vakumlu kurutma ile sıcak hava kurutucularının genel karĢılaĢtırılmasını yayınlamıĢlardır. Elde edilen sonuçlara göre SMER değerleri sıcak hava kurutmasında 0,12 - 1,28 kg H2O / kWh, vakumlu kurutmada 0,72 - 1,2 kg H2O / kWh, ısı pompalı destekli kurutucuda ise 1- 4 kg H2O / kWh ölçülmüĢtür. Kurutma verimliliği açısından sıcak hava kurutması % 35-40, vakumlu kurutma % 70, ısı pompalı destekli kurutucuda ise % 95 oranında bulunmuĢtur. Bu değerlendirmelere göre; ısı pompalı kurutucular, klasik sıcak hava kurutucularına göre çok daha fazla enerji verimliliği sağladığı tespit edilmiĢtir. Oktay (1999), ise ısı pompası destekli mekanik açıcılı bir kurutucu ile yün kurutmasının optimizasyonu üzerine deneysel ve sayısal olarak çalıĢmıĢtır. Doğan (1999) yılında Antalya‘da bir otelde sudan-suya ısı geri kazanımlı ısı pompası uygulaması çalıĢmasında, yazın soğutma amacıyla harcanan enerjide %16, sıcak su hazırlamak için harcanan enerjide %75 tasarruf sağlanmıĢtır. Aynı çalıĢmada kıĢın ısı pompası ile ısıtma iĢleminde %34 enerji tasarrufu sağlanmıĢtır. Sistemde ısı kaynağı olarak yaz döneminde binalardan çekilen enerjinin, sıcak su hazırlamada kullanılması, ısıtma, soğutma ve sıcak kullanım suyu hazırlanması amacıyla deniz suyu kullanılmıĢtır. Achariyaviriya ve ark. (2000) açık döngülü kurutucu, kapalı döngülü kurutucu ve kısmen kapalı döngülü kurutucunun performanslarını simüle etmiĢler ve ısı pompalı kurutucunun matematik modelini geliĢtirmiĢlerdir. Bu çalıĢmaya göre, bütün ısı pompalı kurutucu sistemde buharlaĢtırıcı by-pass oranı artıkça ITK değerinin düĢtüğü bildirilmiĢtir. 53 Ho ve ark. (2001) tarafından kurulan kurutma düzeneğinde, ısı pompalı kurutma boyunca kurutma kinetiği, ürün kalite parametreleri ve ısı geri dönüĢümü artırmaya yönelik optimizasyon ayarları üzerine çalıĢmıĢlardır. Chua ve ark. (2001) muz dilimlerini kuruturken kurutma zamanının azaltılması ve ürün renginin geliĢtirilmesi üzerine adım adım kurutma planı hazırlamıĢ ve fizibilite değerlendirilmesi yapmıĢlardır. Elmaların kurutulmasında atmosferik ısı pompalı kurutucusunun modifiye edilmesi konusu Perera (2001) tarafından çalıĢılmıĢtır. Bu çalıĢmada, kurutulan elmaların mükemmel renk ve c vitamini değerini kaybetmediği görülmüĢtür. Baek ve ark. (2001) Japonyada kanalizasyon suyunu ısı kaynağı olarak kullanarak, ısıtma-soğutma yapılacak mahal çalıĢması simüle etmiĢ. Bu çalıĢma sonucunda, klasik hava kaynaklı ısı pompası ve atık su kaynaklı ısı pompası kıyaslandığında % 34 enerji tüketimin azaldığı, %68 CO2 emilasyonu düĢtüğü ve %75 NOX kontrolü olarak üretildiği görülmüĢtür. Adapa ve ark. (2002) ısı pompasının ürün kurutmasında kullanılmasıyla ilgili matematik modelin basitleĢtirilmesi üzerine geliĢtirmeler yapmıĢlardır. OluĢturulan bu modelle ısı pompası ve kurutucu sistemlerde yer alan ısı ve kütle transferi incelenmiĢtir. Soğutucu akıĢkan ve ürün havası arasındaki enerji transferinin kontrolünde, dıĢ ısı ve kütle transfer katsayıları ile buharlaĢtırıcı ve yoğuĢturucu serpantin dizaynının kritik faktör olarak hesaba katılması gerektiği görülmüĢtür. DurmuĢ ve KurtbaĢ (2002) tarafından yapılan çalıĢmada, Elazığ yöresinde yetiĢen kayısıların yine aynı bölge Ģartları altında güneĢ enerjisi yardımıyla kurutulmasında, kayısı yüzey sıcaklığı deneysel olarak tespit edilmiĢtir. Deneylerde havalı güneĢ kollektörü ve dikey konumlu tepsili kurutucu kullanılmıĢtır. ÇalıĢmada havalı güneĢ kollektörü olarak ondulin yüzey profilli yeni bir tip kollektör tasarlanmıĢtır. Kurutma ortamındaki hava sıcaklığı, hava debisinin ayarlanması ile değiĢtirilmektedir. Tepsili kurutucuya giriĢte hava sıcaklığı 27°C ile 49°C aralığında değiĢtirilmiĢtir. Deneyler 54 boyunca kayısılar sürekli tartılarak kayısıdaki kütle kaybı tespit edilmiĢ ve kurutulan ürünün renk ve tat değiĢimleri sürekli kontrol altında tutulmuĢtur. Deneyler Elazığ ilinde 2000 yılının Mayıs, Haziran ve Temmuz aylarında çekirdeği çıkartılmıĢ, yaklaĢık eĢit büyüklüklere sahip kayısılar üzerinde yapılmıĢtır. Yapılan deneyler sonucunda kuruma hızı; kurutucu havanın hızına, kollektörün performansına, kurutucu havanın sıcaklığına, ürünün et kalınlığına ve temas eden yüzeyin büyüklüğüne bağlı olduğu görülmüĢtür. CoĢkun (2002) tarafından yapılan çalıĢmada, basit nem alıcı ısı pompası destekli çapraz akımlı bir sürekli kurutma sistemi, ısı pompası ve sürekli kurutucu ünitesi olmak üzere iki kısımda incelenmiĢtir. Her iki üniteyi oluĢturan elamanların matematik modelleri oluĢturulduktan sonra elde edilen nonlineer denklemler, yine her iki ünite için ayrı ayrı Turbo Pascal programlama dili kullanılarak hazırlanan bir program vasıtasıyla çözülmüĢtür. Sürekli kurutucu ünitesinin çıkıĢ Ģartları, ısı pompası ünitesinin giriĢ Ģartları olarak kabul edilerek, tüm sistemin simülasyonu gerçekleĢtirilmiĢtir. Sistemin her noktasındaki değiĢkenler (sıcaklıklar, debiler, nem değerleri vs.) ve bu değiĢkenlere bağlı olarak sistemin performansı incelenmiĢ, sonuçlar literatürde mevcut deneysel ve sayısal sonuçlarla karĢılaĢtırılmıĢtır. Bannister ve ark. (2002) yaptığı çalıĢmada, ısı pompalı destekli kurutucu klasik sıcak hava kurutucusuna göre 2 kat fazla enerji verimliliği sağladığı görülmüĢtür. Yapılan çalıĢmada, kereste kurutulmasında ısı pompası destekli kurutucu, gaz, kömür ve fuel oil kullanılan sıcak hava kurutucularıyla karĢılaĢtırıldığında %42 ile %45 arasında enerji tasarrufu sağladığı belirlenmiĢtir. Oktay (2003) tarafından yapılan çalıĢmada, lifli malzeme olarak nitelendirilen yaĢ yünün kurutulmasını hava hızı, geri beslenen hava oranı ve by-pass edilen hava oranı 2 açısından incelenmiĢtir. AraĢtırma sonuçlarına göre, hava kütle hızı 0.78 to 1.50 kg/m s arasında değiĢmiĢ, by-pass hava oranı ve geri besleme hava oranı %20 to %80 arasında değiĢiklik göstermiĢtir. Evaparatörden geçen hava oranının artmasıyla ITK ve SMER oranında artıĢ görülmüĢtür. 55 Teeboonma ve ark. (2003) tarafından yalpan çalıĢmada, ısı pompası destekli meyve kurutucularının optimum çalıĢma koĢulları ve maliyetlerini düĢürme açısından incelenmesi gereken en önemli faktörler, çevrim havası miktarı, buharlaĢtırıcı by-pass hava oranı, kurutma hava sıcaklığı olarak saplanmıĢtır. Bu çalıĢmada, papaya ve mango glac_e meyvelerinin ısı pompası destekli kurutucu ile kurutulması hem deneysel hem de matematiksel olarak incelenmiĢtir. BaĢlangıç nem içeriği, boyut analizi ve ürünlerin difuzyon katsayılarının etkileri optımum ısı pompası destekli kurutucu koĢulları açısından incelenmiĢtir. Sonuçlara göre, iki ürünün optımum koĢulları birbirinden farklı çıkmıĢtır, bunun sebebi ise optımum hava akıĢ oranı ve by-pass oranından kaynaklanmaktadır. Sonuç olarak ürünün fiziksel özelikleri hava akıĢ oranı ve by-pass oranından ciddi Ģekilde etkilendiği saplanmıĢtır. CoĢkun (2003) tarafından yapılan çalıĢmada, buhar sıkıĢtırmalı ısı pompası kullanılan kurutma sistemlerinin performanslarının belirlenebilmesi için bir simülasyon modeli geliĢtirilmiĢtir. Sistem, ısı pompası ve kurutma odası olmak üzere iki ana kısımda incelenmiĢ olup, her iki kısmı oluĢturan elemanlar için basit matematik modeller elde edilerek, geliĢtirilen bir bilgisayar programı yardımıyla çözülmüĢtür. Islam ve ark. (2003) levha Ģeklinde ısıya duyarlı malzemelerin iletim yolu ile kurutulmasının simülasyonu üzerine çalıĢmıĢlardır. Namsanguan ve ark. (2004) iki kademeli aĢırı kızdırmalı buhar kurutmasını ısı pompalı kurutucu kullanarak yapılmasını incelemiĢlerdir. Bu çalıĢmada, iki kademeli kurutma iĢlemi sırasında ürün sertleĢmesi etkisininin, kurutma süresinin azaltılmasındaki uygunluğunu incelemiĢtir. Ayrıca bu çalıĢmada, çeĢitli kalitede kurutulmuĢ karides özelliklerini de araĢtırmıĢtır. Ameen and Bari (2004) giysi kurutulması sırasında yoğuĢturucuda açığa çıkan atık ısıdan yararlanılmaktadır. Kullanılan bu sistem klasik kurucuya göre %32,9 ve doğal kurutmaya göre %205 oranında daha verimli olduğu gözlemlenmiĢtir. 56 Chua ve ark. (2004) tarafından yapılan çalıĢmada, buharlaĢtırıcıda ki by pass hava oranının artması sonuçunda düĢük ısı geri kazanımı görülmüĢtür. Örneğin her % 20 lik by pass hava oranın artırılması sonucunda, by-pass hava oranın % 40 dan sonraki değerlerinde ısı geri kazanımında 0,6 ve 0,8 kW ısıya denk gelen düĢüĢ görülmüĢtür. Aynı çalıĢmada görüldüğü üzere by pass oranı artıkça BYO değeri artmıĢ ve SMER oranı azalmıĢtır. Adapa ve Schoenau (2005) ısı pompası destekli sürekli yataklı özel ürünlerin kurutmasında yeniden dolaĢımının enerji analizleri üzerinde çalıĢmıĢtır. Bu çalıĢma sonunda ısı pompalı kurutucuların geri dönüĢümünden % 22 den fazla enerji verimi ve elektrikli bobin ısıtıcılı klasik kurutuculara göre % 65 oranında kurutma zamanının düĢtüğü görülmüĢtür. Çolak ve HepbaĢlı (2005) elmanın ısı pompalı kutucular tarafından kurutulmasını incelemiĢlerdir. Yapılan ekserji analizini ile kurutucunun ekserji verimliliği değiĢik hava kurutma sıcaklığına göre belirlenmiĢtir. Moreira ve ark. (2005) ısı pompalı kurutucu ile deneysel olarak degiĢik koĢullar altında fındık kurutulması üzerine çalıĢmıĢlardır. Bu çalıĢmalar göstermiĢtir ki fan tahrik gücü büyük aldığında ve fiziksel dirençler ihmal edildiğinde kurutma kinetigi hızlanmaktadır. Farklı fındıkların kullanımında kurutma kinetiğinde önemli farklılıklar görülmemiĢtir. Baek ve ark. (2005) tarafından yapılan çalıĢmada otel saunasındaki atılan atık suyu ısı kaynağı olarak kullanan ısı pompası sistemi tasarlanmıĢtır. Bu sistemin enerji analizleri ve verimlilik hesaplamaları yapılmıĢtır. Sonuç olarak ısı pompası yıllık ITK değeri 4,5- 5 arasında çıkmıĢtır. Buda klasik hava kaynaklı ısı pompalarına göre yüksek bir değerdir. Ceylan ve ark.( 2005 ) yaptıkları çalıĢmada ısı pompalı bir kurutuma fırınında elma kurutması deneysel olarak incelenmiĢtir. Bu deneysel çalıĢmada, 4 mm kalınlığında dilimlenmiĢ elmalar 40 ºC de ortalama % 20 bağıl nemde 2,8 m/s hava hızında 4,8 (g su/g kuru madde) su oranında 0,18 (g su/g kuru madde) su oranına kadar 3,5 saatte 57 kurutulmuĢtur. Elmaların ulaĢılan son kuru ağırlıktaki su aktivitesi ise 0,65 olarak bulunmuĢtur. Böylece daha düĢük su aktivitesinden dolayı bazı toksijenik küflerin faaliyetleri ve toksin üretimi engellenmiĢtir. Hawlader ve ark. (2006) soğan dilimlerini ısı pompalı sistemle kurutmuĢ ve klasik sistemle karĢılaĢtırdığı zaman % 30 oranında enerji tasarrufu ile birlikte en iyi ürün kalitesini elde etmiĢtir. Hawlader ve ark. ( 2006) modifiye ettikleri atmosferik ısı pompalı kurutucusu 45 ºC ve % 10 bağıl nem civarında çok iyi fiziksel özellikler göstermiĢtir. Isı pompasıyla kurutulan elma, guava (tropik meyve) ve patatesin rengi sabit çevresel koĢullar altında vakum ve dondurarak yapılan kurutma iĢlemine benzerlik göstermiĢtir. Fatouh ve ark. (2006) ısı pompalı kurutucu kullanarak değiĢik otların kurutulması iĢlemlerinin karĢılaĢtırılması üzerine çalıĢmıĢtır. Bu çalıĢmada küçük boyutlu otların düĢük enerji tüketimi ve düĢük kurutma süresi olduğunun tespit edilmiĢtir. Söylemez (2006), kurutma sistemlerinde sistemdeki atık ısıyı kullanan ısı pompalı kurutucuların termoekonomik analizini yapmıĢtır. Sistemin termoekonomik analizi için sistem elemanlarının ısıl analizi ile birlikte basit bir ekonomik analiz yapmıĢtır. Çelebi (2006) tarafından yapılan yüksek lisans tez çalıĢmasında, 2500 yataklı bir öğrenci yurdunun çamaĢırhanesindeki atık su ısısının bir ısı pompası ile alınarak, kullanma sıcak suyu elde edilmesini sağlayan ısı pompası sisteminin modellenmesi ve montajı yapılmıĢtır. Farklı atık su sıcaklıklarında buharlaĢtırıcı ve yoğuĢturucuya suyun giriĢ ve çıkıĢ sıcaklıkları, buharlaĢtırıcı ve yoğuĢturucu devresindeki suyun debileri ve tüketilen elektrik enerjisi ölçülerek sistemin verimi hesaplanmıĢtır. Deneylerde ısının aktarıldığı su sıcaklığının 50 ºC‘nin üzerine çıktığında ısı pompası sisteminde basınçlarının aĢırı artmasıyla kompresörün zorlandığı ve verimin aĢırı düĢtüğü görülmüĢtür. Isı pompası aracılığı ile kullanım sıcak suyunun hazırlandığı sistemlerde, kullanım suyu sıcaklığının 50 ºC‘nin üzerinde istenmesi durumunda ayrı bir sistemle ısı pompası sistemi desteklenmesi gerektiği vurgulanmıĢtır. 58 Alves-Filho ve ark. (2007) kırmızı biberin atmosferik ısı pompasıyla kurutulmasında kurutma kinetiği ve ürün kalitesine hava sıcaklığının etkisi üzerine çalıĢmıĢtır. Bu çalıĢmada, 20 ºC deki buharlaĢma sıcaklığı ile biberin kurutulması iĢleminde kırmızı ve sarı renkleri belirginleĢtirecek süblimleĢtirmenin, kurutma süresini azaltması ve vakum ve donma ile kurutma maliyetlerinin karĢılaĢtırılması iĢlemi baĢarıyla birleĢtirilmiĢtir. Nathakaranakule ve ark. (2007) tarafından yapılan çalıĢmada, aĢırı kızdırılmıĢ buhar sıcaklığı ve nem içeren tavuk eti kurutma iĢleminde, kurutma kinetiği ve kurutulmuĢ tavuk et kalitesi, renk, büzülme ve su kazanım kabiliyeti açısından incelemiĢtir. Ceylan ve ark.( 2007 ) yaptıkları çalıĢmada, kavak ve çam keresteleri 24 saatlik çalıĢma periyodunda ısı pompalı bir kurutucuda kurutulmuĢtur. Kerestelerin tamamındaki ağırlık değiĢimi fırın içerisindeyken takip edilebilmiĢ istenilen ağırlığa gelindiğinde kurutma sonlandırılmıĢtır. BaĢlangıç nem miktarı 1.28 kg su/kg kuru madde olan kavak keresteleri 0.15 kg su/kg kuru madde nem miktarına 70 saatte, 0.60 kg su/kg kuru madde de olan çam keresteleri ise aynı nem miktarına 50 saatte ulaĢmıĢtır. Kurutma esnasında, kurutma havası bağıl nemi, sıcaklığı ve kerestelerdeki ağırlık değiĢimi değerleri bilgisayarda toplanarak, daha sonra kurutma süresinin hesaplanmasında kullanılmıĢtır. Hancioglu ve ark. (2007) defne yapraklarının dikey toprak kaynaklı ısı pompalı kurutucu ile kurutulmasında ekserji analizini yapmıĢtır. Yapılan çalıĢmada yaklaĢık 40- 50 ºC arası sıcaklıkta ekserji verimliliği 9.11–15.48% ürün/yakıt olarak bulunmuĢtur. Colak ve HepbaĢlı (2007) beyazlaĢtırılmıĢ havucun kurutulmasında toprak kaynaklı ısı pompalı kurutucu kullanılmıĢ ve 3 değiĢik hava kurutma sıcaklığına (45, 50 ve 55 ºC) göre ekserji analizi yapmıĢlardır. Jangam ve ark. (2008) sapota meyvesinin kurutması üzerine çalıĢmıĢlardır. Bu çalıĢmada meyvenin etli kısmının kurutma davranıĢı, klasik kurutucu, düĢük sıcaklıktaki ısı pompası destekli kurutucu ve donma ile kurutma iĢlemi yapılarak karĢılaĢtırılmıĢtır. 59 Fiala and Guidetti (2008) kapalı devre ısı pompalı kurutucuların medikal bitkilerin kurutulmasında uygun olduğunu göstermiĢtir. Coogan and Wills (2008) beyaz turbun ısı pompalı kurutucu ile kurutulmasında sıcak hava ile kurutulmasına göre lezzetinin daha az değiĢtiğini bulmuĢtur. Pal ve Khan (2008) yaptıkları çalıĢmada, farklı bileĢenlerdeki ısı pompası kurutucularının matematik modelini; kurutma modelleri, ısı pompası modelleri ve performans modelleri altında üç kısımda incelemiĢtir. Peregrina ve ark. (2008) lağım pisliğinin dönüĢümü ve yemek yağının katı yakıta geri dönüĢümü ile ilgili kızartma-kurutma teknolojisinin ekonomik açıdan değerlendirilmesini araĢtırmıĢtır. Bu çalıĢma sonunda açık ısı pompalı sistem kullanılarak kızartma-kurutma birleĢik sistemin verimli enerji dönüĢümü sağladığı görülmüĢtür. Çolak ve arkadaĢları (2008) nane yapraklarının ısı pompalı kurutucu ile kurutulmasında ekserji analizi üzerine çalıĢmıĢtır. Ceylan ve AktaĢ (2008) yaptıkları çalıĢmada ısı pompası destekli kurutma fırınında fındık kurutmasını deneysel olarak incelemiĢtir. Kurutma sonrası fındıklar duyusal olarak analiz edilmiĢ ve nem değiĢimi kütle ölçüm metodu ile takip edilmiĢtir. Bu çalıĢma sonucunda ısı pompası ile kurutma, en az enerji girdisi ile olabilecek en uygun kurutma süresinde kaliteli ürün eldesi sağlanmıĢtır. Ayrıca kurutulmuĢ ürünlerde herhangi bir bozulmaya rastlanmamıĢtır. Qi-Long Shi (2008) tarafından yapılan çalıĢmada, istavrit balığının (Trachurus japonicus) kurutma iĢleminin karakteristik özelliklerin incelenmesi için ısı pompası destekli kurutma sistemi tasarlanmıĢtır. Ġstavrit için yüzey yük etkileri, kurutma hava sıcaklığı, sodyum klorur(NaCl) içeriği, eveporatör by pass hava oranı (BYO) ve hava hızının etkileri incelenmiĢtir. Deneysel sonuçlara göre, % 60 - %80 oranlarında by pass oranı ve 20-30 ºC hava sıcaklıkları aralığında en yüksek SMER oranı elde edilmiĢtir. 60 Lee ve Kim (2009) tarafından yapılan çalıĢmada, R134a kullanılan ısı pompası destekli kurutma sisteminin deneysel ve sayısal analizi gerçeklĢetirilmiĢtir. Isı pompası çevrimin ITK değeri performansını incelemek için, kurutma iĢleminin MER (Nem uzaklaĢtırma oaranı) ve SMER oranları, buharlaĢtırıcı kurutma oranı, sıcaklık ve göreceli hava kurutma nemi hesaplanmıĢ ve sonuçlar karĢılaĢtırılmıĢtır. Kabin tipi ısı pompası kurutucusunu geliĢimi ve dilim turpun termal ve kurutma performansı incelenmiĢtir. Sonuç olarak yapılan çalıĢma sonucunda ısı pompası ile kurutma, klasik hava ısıtıcı ile olan kurutmaya nazaran 1-1,5 kat fazla süre gerektirmektedir. Buna rağmen, ısı pompalı kurutucu sistemi dikkate değer bir enerji tasarrufu sağlamaktadır. Isı pompalı kurutucunun SMER oranı sıcak hava kurutucusuna göre 3 kat daha fazladır. Bu çalıĢmada ısı pompalı destekli kurutucu, klasik sıcak hava kurutucuna göre % 58,9-69,5 arasında enerji tasarruf ettiği görülmüĢtür. Washington State University tarafından (2009) yayınlanan düĢük sıcaklıktaki endüstriyel ısı pompalarının geri kazanımı ile ilgili bildiride; Washington da doğal gazlı elma kurutucu sistemi, ısı pompası destekli kurutucu sistemle değiĢtirilmiĢtir. Isı pompasının kullanacağı soğutma defrostu ılık sudan karĢılanacaktır. Bu değiĢim sonucunda yapılan hesaplarına göre; yıllık 89,400 milyon Btu doğal gaz tasarruf edilecek ve 8.580.000 kWh elektrik tüketilecektir. Maddi olarak, yıllık 463.000 $ enerji tasarruf edilecektir. Projenin 1.25 milyon $ kurulum maliyeti sonucunda yaklaĢık 2,7 yılda amorti edeceği ön görülmektedir. Bu proje sayesinde yıllık 2,4 milyon pound karbon emisyonunda azalma olacağı tahmin edilmiĢtir. Phoungchandang ( 2009) tarafından sarımsak ve beyaz dut‘ un ısı pompası destekli kurutma sistemi tarafından kurutulmasına yönelik bilgisayar simülasyon programı hazırlanmıĢtır. Bu çalıĢma sonuçunda, ısı pompası destekli kurutma ile sarımsak ve beyaz dut kurutulması iĢleminin verimli olduğu ve bilgisayar simülasyon modelinin hesaplamasına göre, kurutulan ürünlerin çok düĢük sapmalar gösterdiği görülmüĢtür. Pulat ve arkadaĢları (2009), Bursa Ģehri için tekstil endüstrisindeki atık ısı kazanım potansiyelini araĢtırmıĢ ve bu çalıĢmanın termodinamik analizlerini gerçekleĢtirmiĢlerdir. Yapılan çalıĢma sonucundan, ısı geri kazanım uygulamalarının 61 çevreye dost, teknik ve ekonomik açıdan iĢletmeler için avantajlı olduğunu ortaya koymuĢlardır. Minea (2010) tarafından yazılan makalede ısı pompalı kurutucuların tasarımındaki ortak hataları belirtilmiĢ ve normal ve güvenli çalıĢma koĢullarını sağlayarak endüstriyel kurutma uygulamalarında kullanılan ısı pompaları uygulamalarını geliĢtirmeyi amaçlamıĢtır. Artnaseaw ve ark. (2010) vakumlu ısı pompası kurutması için yeni bir tasarım gerçekleĢtirmiĢlerdir. Bu çalıĢma ile kırmızı biberin kurtulmasında klasik kurutma sistemi ile vakumlu ısı pompalı sistem arasında kurutma oranı, iĢlem sonucundaki ürün kalitesi ve yüzey yapısı arasındaki fark incelenmiĢtir. AraĢtırma sonucunda vakumlu ısı pompalı kurutma iĢleminin, klasik kurutma iĢlemine göre daha kaliteli olduğu ortaya konulmuĢtur. 62 3.MATERYAL VE YÖNTEM 3.1.Materyal Uludağ Üniversitesi Bilimsel AraĢtırma Projeleri 2008/63 no‘lu ―Evsel ve Endüstriyel Isı Pompalarının Deneysel Analizi‖ konulu proje kapsamında, Kurutma uygulamalarında ısı pompası kullanımında enerji tasarrufunun incelenmesi ve atık akıĢkanların ısısının ısı pompası kullanılarak geri kazanımında enerji tasarrufunun incelenmesi çalıĢmaları yapılarak sistemin veriminin arttırılması amacıyla, uludağ üniversitesi teknik bilimler meslek yüksek okulu iklimlendirme soğutma teknolojisi bölümü laboratuarında her iki konu ile ilgili deney düzenekleri hazırlanmıĢtır. Proje kapsamında alınan ölçüm cihazlarıyla sistem detaylı bir Ģekilde analiz edilmiĢ ve çeĢitli parametreler ile değiĢimleri grafikler yardımıyla açıklanmıĢtır. Ayrıca her iki deney düzeneğinin matematik modelleri yapılarak, teorik ve deneysel karĢılaĢtırmaları yapılmıĢtır. Bu tezin konusu kapsamında çalıĢmalar iki ana baĢlık altında toplanmaktadır. Birinci kısım ısı pompasından yardımıyla atık ısıdan ısı geri kazanımının sağlanması olup, ikinci kısım ise ısı pompası destekli kurutma uygulamalarında ısı geri kazanımının incelenmesinden oluĢmaktadır. Birinci kısımda, ‗Isı pompası yardımıyla atık ısıdan ısı geri kazanımı‘ kapsamında sanayide yaygın olarak kullanılan eĢanjörlü sistemlere ek olarak enerji tasarrufuna sağladığı katkılar ve Türkiye Ģartlarında kullanımının uygulanabilirliği ortaya konulacaktır. Ġkinci kısımda ise, ‗Isı pompası destekli kurutma ünitesi‘ kapsamında kurutma iĢleminde optimum değerlerin hangi Ģartlarda elde edileceği analiz edilerek, endüstriyel alanlarda enerji tasarrufu sağlamasındaki önemi ortaya konulacaktır. 63 3.2. Yöntem 3.2.1. Isı pompası yardımıyla atık sıvıdan ısı geri kazanımının sağlanması Endüstride çeĢitli proseslerde kullanılan ve drenaja atılan, düĢük sıcaklıklarda (30-50 °C) pek çok mevcut atık sıvılar mevcuttur. Bu çalıĢmada; bu atık sıvıların drenaja atılmadan önce ısısından yararlanılması amaçlanmaktadır. Genelde bu amaçla ısı eĢanjörleri kullanılmaktadır. Fakat düĢük sıcaklıklarda ısı eĢanjörlerinin verimlerinin pek yüksek olmadığı, verimsiz çalıĢtığı bilinmektedir. Bu yüzden düĢük sıcaklıklarda en verimli çalıĢan cihazlar ısı pompalarıdır. Isı pompaları düĢük kaynaklı sıcaklıktaki ısı kaynağından ısıyı alan ve yüksek sıcaklıktaki ısı kaynağına aktaran cihazlardır. Bu amaçla, yukarıda belirtilen düĢük sıcaklıkta mevcut atık sıvıların ısısından yararlanarak bir mahalli ısıtmak için, buhar sıkıĢtırmalı mekanik bir ısı pompası tasarlanmıĢtır. Bu sıcaklıkta çalıĢan ısı pompası test edilmiĢtir. Sistemin davranıĢı incelenmiĢ, sıcaklık ve basınç değiĢimleri gözlenmiĢ, ısı alıĢ-veriĢleri hesaplanmak suretiyle sistemin performansı belirlenmiĢtir. Sistemin performansına etki eden parametreler ve bu tip uygulamalar için ısı pompası tasarımında göz önüne alınması gereken noktalar tespit edilmiĢtir. Atık sıvı ısısının geri kazanımına yönelik olarak tasarlanan ısı pompası deney düzeneği Ģematik resmi ġekil 3.1‘ de, gerçek resmi ise ġekil 3.2‘ de görülmektedir. Bu deney düzeneği; 1 adet scroll tip kompresör, 2 adet plakalı ısı eĢanjör (buharlaĢtırıcı ve yoğuĢturucu), genleĢme valfi, fan-coil ünitesi, atık su tankı, frekans değiĢtirici, 2 adet pompa ve 2 adet debimetre ve ısı pompası yardımcı elemanlarından oluĢmaktadır. Bu elemanların teknik özellikleri çizelge 3.1‘ de verilmektedir. Isı pompası sisteminde soğutucu akıĢkan olarak R134a soğutucu akıĢkanı kullanılmıĢtır. R134a‘nın teknik verileri EK 3‘teki R134a basınç-entalpi diyagramından elde edilmiĢtir. 64 Çizelge 3.1. Atık sıvıdan ısı geri kazanımına yönelik olarak tasarlanan ısı pompası tesisat elemanlarının teknik özellikleri Elemanlar Teknik Özellikleri Kompresör Scrol tip kompresör, 1.5 HP 2 Levha tip plakalı ısı eĢanjörü ( BuharlaĢtırıcı) Isı transfer alanı: 0.57 m 2 Levha tip plakalı ısı eĢanjörü (YoğuĢturucu) Isı transfer alanı: 1.25 m Termostatik genleĢme valfi DıĢ dengelemeli tip Pompa 1 3 hızlı, (1850 rpm, 1300 rpm, 950 rpm) Pompa 2 3 hızlı (1850 rpm, 1300 rpm, 950 rpm) Fan-coil ünitesi 14,62 kW kapasite Debimetre 1 ( Atık su debimetre) 60-600 L/h Debimetre 2 ( Temiz su debimetre) 250-2500 L/h Frekans değiĢtirici 3 kW – 3 HP F(Hz)= 50/60, I(A)= 10,9 max Sistemin çalıĢması Ģu Ģekilde gerçekleĢmektedir, elektrikli ısıtıcı yerleĢtirilen bir tank içerisinde 20-60°C sıcaklık aralığında elde edilen atık su, bir pompa yardımıyla buharlaĢtırıcıya gönderilmektedir. BuharlaĢtırıcı plakalı tip bir ısı eĢanjörü olup, plakaların bir tarafından soğurucu akıĢkan akarken diğer tarafından atık su akmaktadır. Bu iki akıĢkan arasında gerçekleĢen ısı transferi neticesinde buharlaĢtırıcıya ıslak buhar Ģartlarında giren soğutucu akıĢkan atık sudan ısı çekmek suretiyle buharlaĢırken, ısısını soğutucu akıĢkana veren su da soğuyarak buharlaĢtırıcıyı terk etmektedir. BuharlaĢan akıĢkan soğutma kompresörü tarafından emilmekte ve sıkıĢtırılarak yüksek basınç ve sıcaklıkta yoğuĢturucuya gönderilmektedir. YoğuĢturucu, plakalı tip ısı eĢanjörü olup, plakaların bir yüzeyinden soğutucu akıĢkan geçerken diğer yüzeyinden su geçmektedir. Kızgın buhar durumunda yoğuĢturucuya giren soğutucu akıĢkan ısısını, suya vererek yoğuĢurken, bu ısıyı alan su ise ısınır ve buradan hava soğutmalı kanatlı borulu tip fan- coil ünitesine bir pompa yardımıyla basılır. Fan-coil ünitesi boruları içinden akan sıcak su, ısısını boru ve kanat yüzeylerine temas ederek geçen ortam havasına vererek soğurken, ortam havası ısınır ve çevrim bu Ģekilde devam eder. 65 ġekil.3.1. Atık sıvı ısısının geri kazanımına yönelik olarak tasarlanan ısı pompasına ait deney tesisatının Ģematik gösterimi 1.Kompresör 13. Akümülatör 2.Plakalı ısı eĢanjörü (yoğuĢturucu) 14. Fan-coil ünitesi 3.DıĢ dengeli termostatik genleĢme valfi 15. Temiz su pompası 4. Plakalı ısı eĢanjörü (buharlaĢtırıcı) 16. Temiz su debimetresi 5.TitreĢim sönümleyici 17. Frekans değiĢtirici 6. Sıvı deposu 18. Su basınç purjörü 7. Kurutucu 19. El ayar vanası 8. Atık ısı tankı 20.Kombine basınç prosestatı 9. Atık su pompası 21.Alçak ve yüksek basınç manometreleri 10. Atık su debimetresi 22.Kontrol paneli 11. Elektrik rezistansı 23. Su manometresi 12.ġamandıra 66 ġekil 3.2. Isı pompası destekli atık sıvı ısı geri kazanım deney tesisatı 67 Isı pompası yardımıyla atık sıvı ısısından ısı geri kazanımının sağlanması iĢleminin soğutma çevrimi ise ġekil 3.3‘ de görülmektedir. ġekil 3.3‘ de 1-2 arası soğutucu akıĢkanın kompresörde sıkıĢtırılması, 2-3 arası yoğuĢturucuda yoğuĢturulması, 3-4 arası termostatik genleĢme valfinde basıncının düĢürülmesi ve 1-4 arası buharlaĢtırıcıda buharlaĢtırılması basınç-entalpi diyagramında gösterilmektedir. InP 3 2s 2 4 1 x=0 x=1 h ġekil 3.3. Isı pompası çevriminin basınç-entalpi diyagramında gösterimi (Yamankaradeniz ve ark. 2009) Sistemde dolaĢan su ve soğutucu akıĢkan, sistemin çeĢitli noktalarından Ģekil.3.4 de görülen K-tip sıcaklık ölçme elemanları ile ölçülürken, fan-coil ünitesine giren ve çıkan hava sıcaklık ve bağıl nem değerleri ise Ģekil 3.5 te görülen anemometre yardımıyla ölçülmüĢtür. ġekil 3.6‘ da görülen bourdon tip manometreler ile sistem alçak ve yüksek basınç değerleri elde edilmiĢtir. Kompresörün çektiği akım ve voltaj dijital ampermetre ile cosφ değeri ise cosφ ölçer ile ölçülmüĢtür. Su debileri ise birer debimetre ile ölçülmüĢtür. Tüm sıcaklık ölçme elemanları verileri kaydeden cihazlar olup, ölçülen değerler, bilgisayar ortamına aktarılmıĢtır. Ayrıca yapılan ölçümlere ait hata analizi Ek 1 de verilmiĢtir. 68 ġekil 3.4. K-tip ve kaydedici özelikteki sıcaklık ölçme cihazı ġekil 3.5. Anemometre ġekil 3.6. Bourdon tip manometre 69 3.2.1.1. Isı pompası yardımıyla atık sıvıdan ısı geri kazanımının matematik modelinin oluşturulması  Ölçülen parametreler  Isı pompası alçak ve yüksek basınç değerleri ( Pb , Py )  Isı pompası devresi üzerindeki sıcaklıklar; buharlaĢtırıcı giriĢ ve çıkıĢ gaz sıcaklığı (T4 ,T1  Tb ) , kompresör gaz giriĢ (T1) ve çıkıĢ sıcaklığı (T2 ), yoğuĢturucu gaz çıkıĢ sıcaklığı (T3  Ty )  BuharlaĢtırıcıya giren ve çıkan su sıcaklıkları (Tsbg ,Tsbç )  YoğuĢturucuya giren ve çıkan su sıcaklıkları (Tsyg ,Tsyç )  Atık su sıcaklığı ve debisi (Tas  Tsbg , m as )  Fan-coil giriĢ ve çıkıĢ hava sıcaklık ve bağıl nem değerleri (Thg ,hg ,Thç ,hç )  Kompresörün, pompaların ve fanın çektiği gerilim (V), akım (A) ve güç faktörü (Cos φ)  Fan-coil yoğuĢturucu arasında dolaĢan su sıcaklığı ve debisi (T fs ,my )  Kompresör devri ( nk), Hava debisi ( m h )  Hesaplanan Parametreler  Soğutucu akıĢkan entalpi değerleri ( h1 , h2 , h3 , h4 )  BuharlaĢtırıcı ve yoğuĢturucu kapasiteleri (Q ,Qb ) y  Kompresör güç tüketimi (Wk )  Pompa ve fan güçleri (W ,Wp1 p2 ,W  f )  Isı pompası ve tüm sistemin ısıtma tesir katsayıları ( ITKıp , ITKsis )  Volumetrik verim (nv)  Soğutucu akıĢkan debisi ( m sa ) 70 Kondenser Evaporatör , Kompresör ġekil 3.7. Isı pompası yardımıyla atık sıvıdan ısı geri kazanımının matematik modellemesinde kullanılan parametrelerin deney tesisatı üzerindeki gösterimi Isı pompası tesisatında kullanılan akışkanlara ait özellikler  Soğutucu akışkanın termofiziksel özellikleri R134a, R22 ve R404a soğutucu akıĢkanlarına ait hal denklemleri Abou-Ziyan ve ark. (1997) tarafından yapılan yayından alınmıĢtır. Bu eĢitlikler -50ºC ile kritik nokta sıcaklıkları arasında uygulanabilmektedir. Abou-Ziyan ve ark. (1997) tarafından türetilen soğutucu akıĢkan hal denklemleri aĢağıdaki gibidir: Doyma basıncını (Ps) veren eĢitlik, ln(Ps )  A0  A 2 3 1T  A2T  A3T (3.1) DoymuĢ buharın özgül hacmini (vsv) veren eĢitlik, ln(v 2 3sv)  B0  B1T  B2T  B3T (3.2) DoymuĢ sıvının özgül entalpisini (hsl) veren eĢitlik, hsl  C0 C1T C 2 2T (3.3) 71 DoymuĢ buharın özgül entalpisini (hsv) veren eĢitlik, h 2sv  D0  D1T  D2T (3.4) DoymuĢ buharın entropisini (ssv) veren eĢitlik, s  E  E /T  E /T 2 (3.5) sv 0 1 2 AĢırı kızdırılmıĢ bölgedeki özgül entalpiyi (hsup) veren eĢitlik, n2 n5 h n n3sup FnT  PFnT (3.6) n0 n3 AĢırı kızdırılmıĢ bölgedeki özgül entropiyi (ssup) veren eĢitlik, n2 n5 s G n n3sup nT  PGnT (3.7) n0 n3 72 Çizelge 3.2. Soğutucu akıĢkan katsayıları (Abou-Ziyan ve ark. 1997) Katsayılar R 134a R404a R22 P A0 - 35.94481 - 18.64993 - 30.47938 A1 0 .265213 0.1003131 0 .2246619 A2 -0.6782399x10 -3 - 0.1239283 x 10-3 - 0.566184 x 10-3 A 0.6323821x10-6 3 0 0.5234305 x 10 -6 CC 0 .9920 0 .9999 0.99835 0 .5332 1.64 0 .5951 vsv B 0.1221149 x 10 2 29.09704 28.70382 Hata Yüzdesi 0 B1 - 0.7384953x10 -1 -02725075 -0.2571637 B2 0 .71 17396 x 10 -4 0 .8050092 x 10 -3 0.7199527 x 10 -3 B 0 - 0.8895644 x 10-6 3 - 0.7478266 x 10 - CC 0.99982 0.99858 06 .99733 Hata Yüzdesi 2 .48206 0 .872415 0 .68185 hsl C0 -6.702179 -44.88042 19.76056 C1 0.1675422 0.2586444 0.1260932 C2 0 .2154294 x 10 -2 0.2334219 x10-2 0.19074 x 10-2 CC 0 .99995 0 .99995 0,9999 0.205 0.24 0 ,281 hHsav t a Y ü z d e s i D0 83.23572 7.468933 113.0569 D1 1 .742258 2.155101 1 .803855 D -0.2140479 x 10-2 -0.3016672 x 10-2 2 -0.268273 CC 0.99891 0.9985 0 .99624 0.19386 0 .226 0 .2272486 Ssv E0 1 .69001 1.394441 1 .1609 Hata Yüzdesi E1 - 27.95583 88.65609 2 02.9646 E2 1 0543.32 - 7009.401 - 11380.03 CC 0.9867 0.97838 0.99783 0.184 0.2013467 0.206 hsup F0 155.1313 - 171.7682 206.9959 Hata Yüzdesi F1 0 .8471667 2.771787 0.7536418 F 0.209139x10-3 -0.281546x10-2 2 0 .324801 xl0 -5 F3 34.7401 235.5954 - 30.38014 F4 -0.3860322 - 1.63803 0 .2181878x10 -1 F5 0 .672008 x 10 -3 0 .2648004 x 10 -2 0.6704004 x 10 -4 CC 0,99586 0 .99767 0.99643 Hata Yüzdesi 0 .28568 0 .1579765 0.2058576 Ssup G0 1 .100179 0.5393066 1.532719 G1 0.297224 x 10 -2 0 .5765001 x 10 -2 0.104856x10-2 G2 -0.166979x10 -5 -0.562788 x 10-5 0.2421992 x 10 -6 G3 - 1.479631 - 0.4013565 -1.118764 G4 0.67361 x 10 -2 0.1113335 x 10-2 0.5077712 x 10-2 G5 - 0.79838x10 -5 - 0.491053x10 -6 -0.604711x10 -5 TR (ºC) 30:90 25:65 25:90 PR 0.6:3 1.096:2.739 0.9097:3.662 CC 0.99034 0.99216 0 .98673 Hata Yüzdesi 0 .2326187 0.0685059 0.1994485 Çizelge 3.3 te sistemde kullanılan soğutucu akıĢkan R134a‘ ya ait termofiziksel özellikleri görülmektedir. Çizelgedeki basınç (P) değerleri MPa olarak alınacaktır. 73 Çizelge 3.3. R134a‘ a ait termofiziksel özellikleri (Ashrae 1997) DoymuĢ buharın b  5.1827 P 2  42.681 P 1.2949 3 yoğunluğu (kg/m ) DoymuĢ buharın c p  80.302 P 3  239.07 P2  538.75 P  738.52 b Özgül ısısı (J/kgK) DoymuĢ buharın b  0.5756 P 4  3.2507 P3  6.4325 P2  7.6877 P  9.1251 Dinamik viskozitesi (Pa.s) DoymuĢ buharın kb  1.2997 P 4  7.003 P3 13.638 P2 15,247 P  8.236 ısı iletim katsayısı (W/mK) DoymuĢ buharın c p / c p  0.0298 P 3  0.0265 P2  0.1388 P 1.1391 b sa özgül ısı oranları DoymuĢ sıvının hsae  17.893 P 4  99.028 P3  203.44 P2  231.39 P 146.15 entalpisi (kJ/kg) DoymuĢ sıvının s 1.1904 P0.1394sa entropisi (kJ/kgK) DoymuĢ sıvının   39.861 P4sa  221.41 P 3  450.37 P2  540.54 P 1421.2 3 yoğunluğu (kg/m ) DoymuĢ sıvının c 3p  50.813 P 151.65 P 2  363.28 P 1236.7 sa özgül ısısı (J/kgK) DoymuĢ sıvının sa 115.6 P 6 878.24 P5  2641.4 P4  4016.5 P3  3294.7 P2 Dinamik 1504.4 P  527.04 viskozitesi (Pa.s) DoymuĢ sıvının ısı ksa  6.7733 P 4  37.33 P3  76.453 P2 83.086 P 112.53 iletim katsayısısı (W/mK) Suyun termofiziksel özellikleri Atmosfer basıncı altında suyun termofiziksel özellikleri için elde edilen korelasyonlar Çizelge 3.4‘ de özetlenmiĢtir. Bu korelasyonlar 0C < T  100C sıcaklık aralığı için geçerlidir. Korelasyonlarda bağımsız değiĢken olarak kullanılan sıcaklık değerleri (T)C olarak girilmelidir. 74 Çizelge 3.4. Suyun termofiziksel özellikleri için korelasyonlar (GüneĢ 1998) Korelasyon katsayısı Korelasyon 2 (r ) Özgül kütle 2s = 1000.47-0.0679468T-0.00357872T 0.999199 3 (kg/m ) -6 2 Isı iletim katsayısı ks =0.568552+0.0017256T-5.87414x10 T 0.999032 (W/mK) Dinamik viskozite 2 3 -6s =(1762.63-47.5729T+0.587372T -0.00261674T )x10 0.997822 2 (Ns/m veya kg/ms) Kinematik 2 -6s=(1.7645-0.0476092T+0.000590711T -2.63598x10 0.997649 2 viskozite (m /s) 3 -6T )x10 -5 2 -7 Özgül ısı (kJ/kgK) cps= 4.21027-0.00304996T+7.93122x10 T -8.23628x10 0.99717 3 -9 4 T + 3.34962x10 T Isıl difüzyon -6 2 -6s = (0.132063+0.000557623T-1.95805x10 T )x10 0.997307 2 katsayısı (m /s) 2 -5 3 Prandtl sayısı Prs = 13.3675-0.401211T+0.00521008T -2.37898x10 T 0.996381 Havanın termofiziksel özellikleri Atmosfer basıncı altında havanın termofiziksel özellikleri için elde edilen korelasyonlar çizelge 3.5‘ de özetlenmiĢtir. Bu korelasyonlar 100 ile 2500 K sıcaklık aralığı için geçerlidir. Su için türetilen korelasyonlarda olduğu gibi hava için de sıcaklık biriminin C olarak seçilmesi durumunda, 273 K‘ den düĢük sıcaklıklarda bağımsız değiĢken olarak kullanılan sıcaklık negatif olduğu için logaritmik, exponansiyel ve üstel regresyon analizi yapılamamıĢtır. Bu analizleri yapabilmek için sıcaklık değeri K olarak alınmıĢtır (GüneĢ 1998). 75 Çizelge 3.5. Havanın termofiziksel özellikleri için korelasyonlar (GüneĢ 1998) Korelasyon 2 katsayısı (r ) Korelasyon 3 Özgül kütle (kg/m ) -1.00275h = 359.499 T 0.999971 Isı iletim katsayısı -8 2kh = -0.000599578+0.000101497 T - 4.56162x10 T 0.999609 (W/mK) -11 3 + 1.30736x10 T Dinamik viskozite -7 2 -5h = (0.644292 + 0.0040666 T-5.49121x10 T )x10 0.996098 2 (Ns/m veya kg/ms) Kinematik viskozite -5 2 -6h = (-8.50541+0.0643307 T+ 6.21392x10 T )x10 0.999923 2 (m /s) -7 2 Özgül ısı (kJ/kgK) cph= 1.05007- 0.000373609 T+ 9.33831x10 T 0.999604 -10 3 -13 4 -5.96662x10 T +1.29336x10 T Isıl difüzyon -7 2 -4h = (-0.134902 + 0.000993019 T+8.38259x10 T )x10 0.999854 2 katsayısı (m /s) -6 2 Prandtl sayısı Prh = 0.835098 - 0.000706286 T + 1.13316x10 T - 0.986357 -10 3 -13 4 -17 5 7.58056x10 T + 2.1013x10 T -1.30652x10 T - -21 6 2.09151x10 T  Soğutucu akışkan özelliklerinin tayini  Buharlaştırıcı ve yoğuşturucu basınçlarının tayini; BuharlaĢtırıcı (emme) basıncı: (3.8) YoğuĢturucu (basma) basıncı: (3.9) 76  Buharlaştırıcı ve yoğuşturucu sıcaklıklarının tayini: BuharlaĢtırıcı sıcaklığı : Tb  14.663 (P ) 4 b 80.87 (P 3 2 (3.10) b) 165.69 (Pb) 180.15 (Pb) 231.56 YoğuĢturucu sıcaklığı: 4 3 2 Ty  14.663 P (3.11)y 80.87 Py 165.69 Py 180.15 Py  231.56 T3 2s 2 T yPy 3 T2 v1 Tb Pb 4 1 T1 h3=h4 h1 h2s h2 ġekil 3.8. Isı pompası çalıĢmasının ln P-h diyagramında gösterimi  Kompresör girişindeki soğutucu akışkan özelliklerinin tayini Kompresör giriĢ sıcaklığı: (3.12) Kompresör giriĢindeki soğutucu akıĢkanın özgül hacmi: (3.13) Kompresör giriĢindeki soğutucu akıĢkanın özgül entalpisi: ) 77 (3.14) Kompresör giriĢindeki soğutucu akıĢkanın özgül entropisi: (3.15) Devrede dolaĢan soğutucu akıĢkan debisi: (3.16) Volumetrik (hacimsel) verim: (3.17) : Ölü hacim oranı: 0,05 n: Politropik üs katsayısı :1,15  Kompresör çıkışındaki soğutucu akışkan özelliklerinin tayini Kompresör çıkıĢındaki soğutucu akıĢkanın özgül entalpisi: (3.18) 78  Yoğuşturucu çıkışındaki soğutucu akışkan özelliklerinin tayini YoğuĢturucu çıkıĢındaki sıcaklık: (3.19) YoğuĢturucu çıkıĢındaki soğutucu akıĢkanın özgül entalpisi: (3.20)  Buharlaştırıcı çıkışındaki soğutucu akışkan özelliklerinin tayini BuharlaĢtırıcı giriĢindeki soğutucu akıĢkanın özgül entalpisi, kısılma vanasında (veya genleĢme valfi) soğutucu akıĢkanın basıncının düĢürülmesi esnasında, çok hızlı gerçekleĢen bir olay olduğu için çevreyle ısı ve iĢ alıĢveriĢi olmadığı kabul edilmektedir. Bu nedenle; Termodinamiğin I. kanununa göre; Yoğuşturucunun matematik modeli: YoğuĢturucuda soğutucu akıĢkan ile soğutucu akıĢkanın ısısını uzaklaĢtıran akıĢkan arasında meydana gelen ısı geçiĢi aĢağıdaki eĢitliklerle ifade edilir. YoğuĢturucuda suya verilen enerji (3.21) nolu denklem yardımıyla hesaplanır. (3.21) (3.22) 79 (3.23) Sıcaklık (ºC) Ty Tsyç T syg Uzunluk (m) ġekil 3.9. YoğuĢturucu boyunca gerçekleĢen sıcaklık değiĢimleri Ortalama sıcaklık farkı (3.24) Buharlaştırıcı matematik modeli: (3.25) (3.26) (3.27) 80 Sıcaklık (ºC) Tsbg Tsbç Tb Uzunluk (m) ġekil 3.10. BuharlaĢtırıcı boyunca gerçekleĢen sıcaklık değiĢimleri Ortalama sıcaklık farkı: (3.28) Kompresörün matematik modeli: Kompresörün harcadığı güç; çalıĢma sırasında kompresörün çektiği akım, voltaj ve cos Ø değerlerinin ölçülmesi ile aĢağıdaki Ģekilde hesaplanmıĢtır. Motorun çektiği voltaj, akım ve cosØ değerlerini ölçerek: (3.29) Pompaların harcadığı güç tüketimi: 1. Pompa (Atık su pompası) güç tüketimi: W p1 Vp1I p1Cos (3.30) 81 2. Pompa (yoğuĢturucu ile fan-coil ünitesi arasında çalıĢan pompa) : W p2 Vp2I p2Cos (3.31) Fan güç tüketimi: W f V f I f Cos (3.32) En yüksek verimin elde edildiği tersinir ısı pompasını ifade eden Carnot çevrimi için performans katsayısı aĢağıdaki gibi hesaplanır. Ty ITKC  (3.33) Ty Tb Pratikte elde edilen ısı pompası performans katsayısı değerleri, elde edilen bu değerden önemli derecede daha küçüktür. Burada; Ty , yoğuĢma sıcaklığı (K), Tb ise buharlaĢtırıcı sıcaklığı (K) dır. Isı pompası performans faktörü veya verimi, ısıtma tesir katsayısı (ITK) aĢağıdaki Ģekilde tanımlanır. Q y ITK ıp  (3.34) Wk Fan ve pompalarda harcanan güçlerin de hesaba katıldığı, tüm sistemin performans katsayısı ise; . Q y Qy ITK sis   (3.35) Wk W  f W  p1 W  . p2 Wtop Ģeklinde tanımlanır. 82 3.2.1.2. Isı pompası yardımıyla atık sıvı ısısından ısı geri kazanım test ünitesinde toplam ısı geçiş katsayısının belirlenmesi Atık ısı buharlaştırıcısında toplam ısı geçiş katsayısının belirlenmesi Bu çalıĢmada buharlaĢtırıcı olarak kullanılan plakalı ısı eĢanjör modeli B3-027-24-3.0- H olup, yoğuĢturucu olarak kullanılan ısı eĢanjör modeli ise B3-027-50-3.0-H dır. Modeli oluĢturan bu rakamların ne anlama geldiği ise aĢağıda belirtilmektedir. ġekil 3.11‘ de kullanılan plakalı eĢanjöre ait resim görülmektedir. Bu plakalı eĢanjörlerde, plakalar üzerinde 3 tip kanal çeĢidi mevcuttur. Mevcut kanal tipleri ġekil 3.12‘ de görülmektedir. Bu çalıĢmada kullanılan plakalı ısı eĢanjörlerinde H tipi kanal mevcuttur. Kullanılan H tipi kanallar yardımıyla, akıĢkandaki türbülans arttırılmak suretiyle yüksek ısı transfer verimi elde edilebilmektedir ( Yan ve Lin 1999 ). B3-027-24-3.0-H Kaynaklı plakalı ısı eĢanjörü Bakır kaynak Tek bir plakanın ısı transfer alanı, m2 Plaka sayısı Kanal tipi H, L, M ġekil 3.11. Kullanılan kaynaklı plakalı ısı eĢanjörüne ait resim (Anonim, 2011) 83 Kullanılan eĢanjörlere ait plaka sayısına göre kanal hacmi ve ısı transfer alanını veren ampirik ifadeler ve özellikler aĢağıda Çizelge 3.6‘ da verilmektedir. Çizelge 3.6. EĢanjöre ait toplam ısı transfer alanları ve kanal hacimleri Plaka Kanal hacmi (L) Toplam ısı Eşanjör sayısı transfer alanı Yükseklik/genişlik 2 (m ) (mm) np Su tarafı: 0,05 x np /2 (np -2). 0,026 - Soğutucu akışkan tarafı: 0,05 x (n-2)/2 Buharlaştırıcı olarak kullanılan Plakalı ısı eşanjörü için (model: B3-027-24-3.0-H) 2 24 Su tarafı: 0,6 L 0,57 m 311/111 mm Soğutucu akışkan tarafı: 0,55 L Yoğuşturucu olarak kullanılan Plakalı ısı eşanjörü için (model: B3-027-50-3.0-H ) 2 50 Su tarafı: 1,25 L 1,25 m 311/111 mm Soğutucu akışkan tarafı: 1,2 L ġekil 3.12. BuharlaĢtırıcı kanal tipleri (Anonim,2010)  Soğutucu akışkan tarafı: Yan ve Lin (1999) tarafından geliĢtirilen korelasyona göre; (3.36) 2000< için (3.37) 84 (3.38) Burada, (3.39) (3.40) Isı akısı, debinin, kesit alanına bölümünden ibarettir. Kesit alanı kanal derinliği ile eĢanjör geniĢliğinin çarpımıyla elde edilir. (3.41) (3.42) (3.43) Böylece, bir plakalı ısı eĢanjörünün akıĢkan tarafındaki ısı transfer alanı aĢağıdaki Ģekilde bulunur. ( (3.44) Tipik değeri 1.15 ila 1.25 arası yaklaĢık ≈1.22 ( ) Yukarıdaki denklem, levha üzerindeki kanal tasarımının kıvrımlı olmaması durumunda aĢağıdaki Ģekilde basitleĢtirilir. Bir plakalı eĢanjörün akıĢkan tarafındaki ısı transfer yüzey alanı: (3.45) Bir plakalı eĢanjörün akıĢkan tarafındaki serbest akıĢ alanı: (3.46) 85 BuharlaĢtırıcı ve yoğuĢturucu için kullanılan plakalı ısı eĢanjörü için tek bir plakanın ısı 2 transfer alanı 0.27 m olarak verilmektedir. Plaka geniĢliği 111 mm, ısı transferi için levha uzunluğu 250 mm olarak alındığına göre bir plaka üzerindeki pasaj sayısı; (3.47) Hidrolik çap; (3.48) Bir plakalı eĢanjörde soğuk taraf için Reynolds sayısı aĢağıdaki gibi hesaplanır. (3.49) (3.59) nolu denklem yeniden düzenlenirse soğutucu akıĢkan tarafı ısı taĢınım katsayısı aĢağıdaki denklemle bulunur. (3.50) ġekil 3.13. Kullanılan ısı eĢanjöründeki pasaj boyutları (Anonim 2011) 86 2000< için Benzer Ģekilde, iki fazlı akıĢ için sürtünme katsayısı ( ) aĢağıdaki Ģekilde ifade edilmiĢtir. (3.51) (3.52)  Su tarafı: Bilindiği üzere, plakalı ısı eĢanjörü lamellerinin bir tarafından sıcak su girerken, diğer tarafından ise soğutucu akıĢkan girmektedir. Sıcak taraftaki ısı transfer katsayısı Yan ve ark. Tarafından elde edilen korelasyona göre; (3.53) (3.54) Burada; değerleri sırasıyla ortalama akıĢkan ve sıcak ve soğuk tarafta ölçülen giriĢ ve çıkıĢ sıcaklıklarından elde edilen akıĢkan dinamik viskozitesi değerleridir. Elde edilen bu korelasyon, düĢük Reynolds sayılarında (200) dahi uygun bir korelasyondur. Çünkü, çok düĢük Reynolds sayılarında bile akıĢ, türbülans olarak kalmaktadır. BuharlaĢtırıcı (Evaporatör) için toplam ısı geçiĢ katsayısı ( ) aĢağıdaki eĢitlikten elde edilir. (3.55) (3.56) 87 Atık ısı yoğuşturucusunda toplam ısı geçiş katsayısının belirlenmesi  Soğutucu akışkan tarafı: Yan ve ark.(1999) tarafından geliĢtirilen korelasyona göre, yoğuĢma ısı transfer katsayısı ve sürtünme faktörü aĢağıdaki eĢitlikten elde edilir. (3.57) (3.58) Burada, Py , R134a için kritik basınç değeridir (4,064 MPa). Pm , iki fazlı akıĢın veya buharlaĢtırıcı giriĢ ve çıkıĢındaki basınçların ortalaması (MPa). denklem (3.37) ve denklem (3.38)‘ deki eĢitliklerden bulunur. (3.59) (3.60)  Su Tarafı: Soğuk taraftaki taĢınımla ısı transfer katsayısı Yan ve ark. tarafından geliĢtirilen korelasyon yardımıyla aĢağıdaki eĢitlikten elde edilir. (3.61) YoğuĢturucu (Kondenser) için toplam ısı geçiĢ katsayısı ( ) aĢağıdaki eĢitlikten elde edilir. Rduvar denklem (3.56)‘tan yararlanarak hesaplanır. (3.62) 88 3.2.2. Isı Pompası Destekli Kurutma Ünitesi Isı pompası destekli kurutma deney ünitesi ġekil 3.14‘ de görülmektedir. Bu çalıĢmada kurutma uygulamalarında ısı pompasının performansı incelenmiĢ ve by-pass oranının (buharlaĢtırıcıdan geçirilmeyen hava miktarı) sistem verimi üzerine etkisi araĢtırılmıĢtır. ġekil 3.14. Isı pompası destekli kurutma ünitesi deney ünitesi Bu çalıĢma için kapalı döngü bir ısı pompası destekli kurutucu test ünitesi tasarlandı (ġekil 3.15). Bu ünite üzerinde farklı hava debilerinde için farklı by-pass oranlarının sistem performansı üzerine etkilerini araĢtırmak için deneysel çalıĢmalar gerçekleĢtirildi. Tasarlanan bu deney tesisatında hava, kapalı bir kanal sistemi içinde dolaĢmaktadır ve kurutma iĢlemi esnasında dıĢarıdan herhangi bir taze hava beslemesi yapılmamaktadır. Bu kurutma ünitesi; ısı pompası, fan, kanal sistemi ve kurutma odasından oluĢmaktadır. Isı pompasının temel elemanlarından buharlaĢtırıcı ve yoğuĢturucu gibi elemanlar, kanal 89 sisteminin içerisine yerleĢtirilirken, kompresör, akümülator, sıvı deposu gibi elemanlar ise kanal sistemi dıĢına yerleĢtirilmiĢlerdir. Kanal sistemi içerisinde havayı dolaĢtırmak için bir radyal fan kullanılmıĢtır. Kurutma odasına ürün yerine bir nemlendirme ünitesi yerleĢtirilmiĢtir. Nemlendirme ünitesi, nemlendirme petekleri ve haznesi, su deposu ve su pompasından oluĢmaktadır. Kurutma odası dıĢına yerleĢtirilmiĢ bir su deposundan bir pompa vasıtasıyla, kanal sistemi içerisindeki nemlendirme peteklerine su pompalanmıĢtır. Kurutma odasına giren kuru hava, peteklerin üst tarafından aĢağıya doğru akan su ile temas etmek suretiyle daha yüksek nem değerinde kurutma odasını terk eder. Bu çalıĢmadaki amaç üründen daha ziyade, ısı pompalı destekli kurutma sisteminin performansının incelenmesi olduğundan dolayı, kurutma odasına ürün yerine nemlendirme ünitesi yerleĢtirilmiĢtir. Böylelikle daha fazla esneklik ve kolaylık sağlamıĢ ve kurutma odası çıkıĢında istenilen nem değeri elde edilmiĢtir Bunun yanında, istenilen sıcaklıkta su püskürtebilmek için su tankındaki su, elektrikli ısıtıcı yardımıyla ısıtılmakta ve bir termostat yardımıyla sıcaklığı kontrol edilmektedir. Çünkü istenilen ürün Ģartlarını sağlamak için kurutma odasında hava üzerine püskürtülen su sıcaklığı kontrol edilmelidir. Bu çalıĢmada püskürtülen su sıcaklığı yaklaĢık 20 :C olarak sabit tutulmuĢtur. 90 3 A 5 1 6 D 2 C B A 4 17 E 7 7 8 13 9 18 16 10 12 11 14 15 ġekil 3.15. Isı pompası destekli kurutma ünitesi Ģematik resmi 1.By-pass damperi 10. Pompa 2.BuharlaĢtırıcı önü damperi 11. Su tankı 3.BuharlaĢtırıcı 12. Elektrikli ısıtıcı 4.YoğuĢma kabı 13. Termostat 5. YoğuĢturucu 14. Kompresör 6. Radyal fan 15. Akümülatör 7. Nemlendirme petekleri 16. Kurutma odası 8. Nemlendirme haznesi 17. Kontrol paneli 9. ġamandıra 18. Hız ölçüm noktaları 91 ġekil 3.16. Kurutma ünitesi ısı pompası devresinin Ģematik gösterimi 1.Kompresör (hermetik), 2. YoğuĢturucu (iç), 3.Açma-kapama vanası, 4.Kurutucu (dryer), 5. Gözetleme camı, 6. Termostatik genleĢme valfi, 7.BuharlaĢtırıcı, 8.Sıvı ayırıcı ġekil 3.17. Kurutma ünitesinde kullanılan ısı pompası devresi 92 Bu çalıĢmada, kurutma ünitesi içerisinde dolaĢan hava öncelikle yoğuĢturucuya girmektedir. YoğuĢturucu boyunca soğutucu akıĢkandan ısı çekilmesi suretiyle, çevrim havası sıcaklığı artarken, bağıl nemi düĢmektedir. Bunun yanında soğutucu akıĢkan ise çevrim havasına ısı vermek suretiyle, yoğuĢturucu serpantinleri içerisinde yoğuĢmaktadır. YoğuĢturucudan ayrılan çevrim havası, bir radyal fan vasıtasıyla kurutma odasına gönderilmektedir. Kurutma odasına giren sıcak hava (D), üzerinde su püskürtülerek nemlendirildikten sonra, daha yüksek nem ve sıcaklıktaki hava buharlaĢtırıcıya girmektedir (A). Deney boyunca buharlaĢtırıcı önündeki ve by-pass damperini ayarlamak suretiyle, buharlaĢtırıcıdan geçen ve by-pass edilen hava miktarı ayarlanır. Havanın bir kısmı buharlaĢtırıcıdan geçirilirken, diğer kısmı geçirilmemektedir yani by-pass edilmektedir. BuharlaĢtırıcıdan geçen nemli ve sıcak havanın bir kısmı soğutucu serpantin kanatçıkları arasından geçerken, ısısını serpantin içerisindeki soğutucu akıĢkana verir ve böylece hem soğur hem de serpantin yüzeyinde yoğuĢma meydana gelir (B). BuharlaĢtırıcı üzerinden geçirilen ve by-pass edilen bu iki hava, buharlaĢtırıcı çıkıĢında karıĢmakta ve (C) Ģartlarında yoğuĢturucuya gönderilmektedir. YoğuĢturucu üzerinden geçen hava, yoğuĢturucuda dolaĢan soğutucu akıĢkanın ısısını alır ve ısınarak yoğuĢturucuyu terk eder. Son olarak ayrılan hava kurutma odasına doğru radyal fan yardımıyla tekrar gönderilir. Böylece, çevrim devam eder. Bu kurutma prosesi sırasında nemli havanın değiĢimi psikrometrik diyagram (EK 4) üzerinde gösterilmiĢtir (ġekil 3.18). Isı pompası destekli kurutma ünitesini oluĢturan ana elemanların teknik özellikleri ise Çizelge 3.7‘ de verilmektedir. 93 hA=hD hC A wA hB C D C D wc= wD wB B B T TC TA TD B o Sıcaklık, T ( C) ġekil 3.18. Isı pompası destekl i kurutma uygulamasında nemli havanın değiĢiminin psikometrik diyagramda gösterimi Çizelge 3.7.Kurutma sistemini oluĢturan elemanların teknik özellikleri Malzeme Teknik Özellikler Fan ELCO Radyal tip fan, 1030 rpm, 1000W, 4,4 A, 3 kademeli Soğutucu akıĢkan R134a 3 Kompresör Embraco marka, 2875 rpm, silindir hacmi 9,4 m /h Kanat tipi: alüminyum, kanat sayısı 196, kanat aralığı: BuharlaĢtırıcı 2,3 mm, kanat boyutları: 450x380x85mm, boru sayısı: 36, yatay boru sayısı: 3, düĢey boru sayısı: 12, boru çapı 3/8‖ Kanat tipi: alüminyum, kanat sayısı 196, kanat aralığı: Ġç yoğuĢturucu 2,3 mm, kanat boyutları: 450x380x85mm, boru sayısı: 36, yatay boru sayısı: 3, düĢey boru sayısı: 12, boru çapı 3/8‖ Kanat tipi: alüminyum, kanat sayısı 117, kanat aralığı: Yardımcı yoğuĢturucu 2,3 mm, kanat boyutları: 410x360x145mm, boru sayısı: 24, yatay boru sayısı: 2, düĢey boru sayısı: 12, boru çapı 3/8‖ GenleĢme valfi DıĢ dengelemeli valf 94 Özgül Nem, w ( g/kg ) Kanal içerisindeki mevcut hava hızı bir anenometre (bkz. ġekil 3.5) ile ölçülmek suretiyle hava debisi hesaplanmıĢtır. 2 faklı hava hızı için kanal içinde hız ölçümleri gerçekleĢtirilmiĢtir. Her hız kademesi için kanal kesitinde 66 noktadan ölçülen hız değerlerinin ortalaması alınmıĢtır. Her hız kademesi için ortalama hız değerleri sırasıyla 3 1,52 m/s ve 2,3 m/s olup, hesaplanan debi değerleri ise sırasıyla yaklaĢık 1050 m /h ve 3 1590 m /h dır. Kanal kesiti dikdörtgen olup, boyutları 50cmx38,5 cm dir. Sistemde dolaĢan havanın sıcaklık ve bağıl nem değerleri A, B, C ve D noktalarından Çok amaçlı veri toplama cihazı yardımıyla ölçülmüĢtür. Isı pompası ünitesi üzerinde ise alçak ve yüksek basınç değerleri bu hatlar üzerine monte edilmiĢ iki adet basınç transdüserleri yardımıyla ölçülürken, iĢletme sıcaklıkları ise (kompresör giriĢ ve çıkıĢ, yoğuĢturucu çıkıĢ sıcaklıkları gibi) boru yüzeyine monte edilmiĢ termokupl elemanlar yardımıyla ölçülür. Ölçülen tüm bu veriler veri toplama kayıt cihazı (bkz. ġekil 3.4) tarafından kaydedilmiĢ ve bilgisayara aktarılmıĢtır. Daha sonra excell‘ de hazırlanmıĢ bir program yardımıyla gerekli hesaplamalar yapılmıĢtır. Yapılan bu deneysel çalıĢmada kullanılan ölçü aletlerine ait özellikler Çizelge 3.8‘ de sunulmaktadır. Ayrıca yapılan ölçümlere ait hata analizi Ek 2 ‗de verilmiĢtir. Çizelge 3.8. Isı pompası destekli kurutma ünitesine ait deneysel çalıĢmada kullanılan ölçü aletlerine ait teknik özellikler Ölçülen değerler Ölçme aleti Hata Sınır değeri değerler Isı pompası iĢletme sıcaklık Testo 177 datalogger (K tipi değerleri termokupl) ±0,3% -100-70°C Isı pompası iĢletme basınç ADZ-SML-20.0 (Basınç transdücer) değerleri ±0,5% 0 - 25 bar Nemli hava sıcaklık değerleri USB-DAQ V1.6-Multi Purpose Data AcqusitionModul (SHT75 nem ve ±0,6 % 20 - 60°C sıcaklık sensörü) Nemli hava bağıl nem USB-DAQ V1.6-Multi Purpose Data AcqusitionModul, (SHT75 nem ve 1,8% 0-100 %RH sıcaklık sensörü) Hava hızı Compuflow Thermo anemometer mpdel 8525 ALNOR ±3% 0,1 - 10 m/s Kompresör çektiği akım Digital Clamp Meter YF-8020 ±2% 20-200A Kompresörün çektiği gerilim Digital Clamp Meter YF-8020 ±1,2% 200-750V Cos ϕ metre ENTES ECR-3 cos ϕ meter ±2% 0,00-0,99 95 3.2.2.1. Isı pompası destekli kurutma tesisatının matematik modelinin oluşturulması  Ölçülen parametreler:  Sistemde dolaĢan hava debisi ( m h )  A, B, C ve D noktalarındaki sıcaklık ve bağıl nem değerleri (TA ,A , TB ,B , T T ,C ,C , D D )  Kompresörün ve fanın çektiği gerilim (V), akım (A) ve güç faktörü (Cosφ)  Isı pompası alçak ve yüksek basınç değerleri (Pb , Py)  Isı pompası devresi üzerindeki sıcaklıklar (T1,T2 ,T3 )  Hesaplanan parametreler:  AĢırı kızdırma ve soğutma değerleri (ΔTakız , ΔTasoğ)  Kompresör giriĢindeki soğutucu akıĢkanın özgül hacmi (ν1)  Kompresör giriĢ-çıkıĢ ve yoğuĢturucu çıkıĢındaki soğutucu akıĢkanın entalpi değerleri (h1,h2, h3=h4)  A, B, C ve D noktalarındaki nemli havanın özellikleri ( Pdt , wA dt ,h , A A Pdt , wdt ,hB , Pdt , wdt ,hC , Pdt , wdt ,h ) B B C C D D D  By-pass oranı ( BYO )  Kompresör ve fan güçleri (Wk ,W  f )  BuharlaĢtırıcı de yoğuĢan su miktarı ( m yoğ ) .  C-D arası nemli havanın çektiği ısı miktarı (Q  QCD ) y .  A-B arası nemli havanın verdiği ısı miktarı (Q b  QAB )  Soğutucu akıĢkan debisi ( m sa )  YoğuĢturucu kapasitesi (Q y )  Isı pompası ve tüm sistemin (fan güçleri de dahil) ITK değerleri ( ITKıp , ITKsis )  Özgül nem uzaklaĢtırma oranı (SMER)  Özgül güç tüketimi (SPC) 96 Kompresör Yoğuşturucu Buharlaştırıcı Kurutma Odası ġekil 3.19. Isı pompası destekli kurutucu ünitesinin matematik modellemesinde kullanılan parametrelerin deney tesisatı üzerindeki gösterimi Buharlaştırıcı matematik modeli: BuharlaĢtırıcının matematik modeli, buharlaĢtırıcı yüzeyine temas eden kurutma havasının enerji ve kütle dengesi esas alınarak türetilmiĢtir. By-pass oranı; buharlaĢtırıcıdan geçirilmeyen havanın yüzdesini veren bir ifade olup, aĢağıdaki eĢitlikten hesaplanabilir. 97 T T BYO  C B (3.63) TA TB By-pass edilen ve buharlaĢtırıcıdan geçen hava miktarları aĢağıdaki Ģekilde tanımlanır. m h  m h x BYO (3.64) BYO m h  m  b h mh  mh (1 BYO) (3.65) BYO BuharlaĢtırıcıdan geçirilen nemli havadan yoğuĢturulan su miktarı, m yoğ  mh (wA  wB ) (3.66) b (3.67) BuharlaĢtırıcıdaki nemli havadan çekilen ısı miktarı ise aĢağıdaki gibi hesaplanır ve bu değerden yararlanılarak, soğutucu akıĢkan debisi de hesaplanabilir. Qb  m h (hA  hB ) (3.68) b Q b  m sa (h1 h4 ) (3.69) m sa Qb /(h1  h4 ) (3.70) (3.71) Soğutucu akıĢkana ait entalpi değerleri ise Abou-Ziyan ve ark. (1997) tarafından geliĢtirilen bağıntılar kullanılarak elde edilmiĢtir. BuharlaĢtırıcı için dıĢ yüze alanına göre genel ısı transfer katsayısı (3.72) nolu denkleme göre hesaplanır (Pal ve Khan 2008). 98 (3.72) (3.73) (3.74) Sıcaklık(ºC) TA TB Tb Uzunluk (m) ġekil 3.20. BuharlaĢtırıcı boyunca gerçekleĢen sıcaklık değiĢimleri Yoğuşturucu matematik modeli: YoğuĢturucu modeli, yoğuĢturucu serpantinlerinde soğutucu akıĢkan kütlesel debisi ve enerji transfer miktarını belirlemek için kullanılır. (3.75) (3.76) YoğuĢturucu için dıĢ yüze alanına göre genel ısı transfer katsayısı (3.77) nolu denkleme göre hesaplanır (Pal ve Khan 2008). (3.77) (3.78) 99 Ortalama sıcaklık farkı: (3.79) Sıcaklık(ºC) Ty TD TC Uzunluk(m) ġekil 3.21. YoğuĢturucu boyunca gerçekleĢen sıcaklık değiĢimleri Son olarak, ısı pompalı kurutma sisteminin enerji dengesi aĢağıdaki eĢitlikten elde edilir. (3.80) Kompresörün matematik modeli: Kompresörün çektiği voltaj, akım ve cosØ değerlerini ölçülerek hesaplanır. Wk Vk I k cos (3.81)  Fanın güç tüketimi Fan güç tüketimide kompresöre benzer Ģekilde, voltaj, akım ve cosØ değerlerini ölçülerek hesaplanır. 100 W f V f I f cos (3.82) Bir ısı pompalı kurutucunun performansı çeĢitli kriterlerle değerlendirilir. Genellikle kullanılan bu kriterler ITK, SMER ve ürün geçiĢi (eğer kurutma sistemi sürekli sistem ise; (Clements ve ark. 1990). ITKıp (Denklem 3.34), ITKsis (Denklem 3.35)‘de verilmiĢtir. SMER, 1kWh enerji için uzaklaĢtırılan su miktarı olarak tanımlanır. (3.83) SMER değeri yaygın olarak, ısı pompalı kurutucuların performansını tanımlamak için kullanılır. Bazı çalıĢmalarda performans değeri SPC ―özgül güç tüketimi‖ ile de ifade edilmektedir (Manuel ve ark. 1990). (3.84) 3.2.2.2. Isı pompası destekli kurutucu tesisatında nemli havanın özellikleri Kurutma test ünitesi içerisinde nemli hava dolaĢmaktadır. Bu yüzden matematik modellemede nemli havanın özelliklerine gereksinim vardır. AĢağıda verilen eĢitlikler yardımıyla, nemli havaya ait, kısmi basınç, özgül nem ve özgül entalpi değerleri kolaylıkla belirlenebilmektedir. Nemli havanın içindeki su buharının kısmi basıncı: (3.85) Nemli havanın özgül nem değeri: 101 (3.86) Nemli havanın özgül entalpi değeri: (3.87) 3.2.2.3. Kurutma test ünitesi ısı taşınım katsayılarının hesabı  Soğutucu akışkan tarafı Buharlaştırıcıda soğutucu akışkan tarafı ısı taşınım katsayısının tayini: Evapöratörde soğutucu akıĢkan tarafındaki zorlanmıĢ ısı taĢınım katsayısı (3.88) nolu denklem ile hesaplanır (Pierre 1955). (3.88) (3.89) Yoğuşturucuda soğutucu akışkan tarafındaki ısı taşınım katsayısının tayini: YoğuĢturucunun soğutucu akıĢkan tarafındaki zorlanmıĢ ısı taĢınım katsayısı (3.90) nolu denklem ile hesaplanır (Ashrae 1997). (3.90) 102  Hava tarafı: Düz kanatlı boru demetinin hava tarafından olan zorlanmıĢ taĢınım ısı transfer katsayısı (3.91) nolu denklem ile hesaplanır. ( Rich 1973) (3.91) (3.92) (3.93) Bu denklem 118 < Nfin < 787 aralığındaki kanat sayısı için uygundur. BuharlaĢtırıcı (Evaporatör) için toplam ısı geçiĢ katsayısı denklem (3.55) ve YoğuĢturucu (Kondenser) için toplam ısı geçiĢ katsayısı denklem (3.62)‘den elde edilir. 103 4. BULGULAR VE TARTIŞMA 4.1. Isı Pompası Destekli Kurutma Ünitesinden Elde Edilen Deneysel Araştırma ve Matematik Model Sonuçları 4.1.1. Isı pompası destekli kurutma ünitesinden elde edilen deneysel araştırma sonuçları Isı pompası destekli kurutucunun performansına etki eden ana parametreler; sistemde dolaĢan hava debisi, bypass oranı, buharlaĢtırıcı ve yoğuĢturucu alanları, kompresör hızı ve ürün hızı (eğer bantlı kurutma sistemi ise) olarak bilinmektedir. Bu çalıĢmada, 3 sırasıyla 1. ve 2. kademe olarak adlandırılan iki farklı hava debisi (1593 ve 1053 m /h) için farklı bypass oranlarında deneysel çalıĢma gerçekleĢtirildi. Ġki farklı hava hız kademesi için bypass oranının ısı pompası performansına etkileri araĢtırıldı. Tasarlanan kurutma sisteminde, deneyler sonucu elde edilen verilere göre, farklı bypass oranlarına bağlı olarak nemli hava Ģartlarının değiĢimi ġekil 4.1‘ deki gibi gerçekleĢti. ġekil 4.1‘ den görüldüğü üzere, by pass oranının arttırılması veya azaltılmasıyla kurutma odasına giren ve ayrılan nemli havanın özellikleri değiĢmektedir. BYO=0.13 BYO=0.49 BYO=0.60 BYO=0.90 Sıcaklık, T (ºC) ġekil 4.1. Tasarlanan kurutma sisteminde farklı bypass oranları için nemli hava Ģartlarının değiĢimi 104 Özgül Nem, w( g/kg ) Isı pompası destekli kurutucularda ısı pompası ünitesinin iĢletme sıcaklık ve basınç değerleri, yoğuĢturucu ve buharlaĢtırıcı boruları içerisinde dolaĢan soğutucu akıĢkan ile hava arasında gerçekleĢen ısı transfer miktarının bir fonksiyonudur. Kompresör çıkıĢ basıncının emiĢ basıncına oranı, sıkıĢtırma oranı olarak adlandırılmaktadır. Farklı hava debileri için bypass oranına bağlı olarak sıkıĢtırma oranlarındaki değiĢimler ġekil 4.2‘ de görülmektedir. ġekil 4.2‘ den görüldüğü üzere, buharlaĢtırıcıdan bypass edilen hava yüzünden buharlaĢtırıcı yüzeyinden geçen hava miktarının azalmasıyla, hava ile soğutucu akıĢkan arasındaki ısı alıĢ-veriĢ miktarının düĢmesine bağlı olarak da emme basınç ve sıcaklık değerleri azalırken, yoğuĢturucuya giren karıĢım hava sıcaklığının artmasıyla birlikte çıkıĢ basınç ve sıcaklığı da attı. Bunun sonucu olarak da sıkıĢtırma oranı, bu iki basınç değerinin arasındaki farkın açılmasıyla birlikte düĢtü. ġekil 4.3‘ den de görüldüğü gibi, her iki hava debisi için by pass oranına bağlı olarak buharlaĢma (emme) basınç değerleri hemen hemen aynı iken, düĢük hava debi kademesinde yoğuĢma (basma) basınç değerleri daha yüksektir. 1. kademe 2. kademe 3 2,9 2,8 2,7 2,6 2,5 2,4 2,3 2,2 2,1 2 0 0,2 0,4 0,6 0,8 1 By-pass oranı, BYO(%) ġekil 4.2. Ġki farklı hava hızı kademesi için bypass oranına bağlı olarak sıkıĢtırma oranındaki değiĢim 105 Sıkıştırma oranı, ( ns ) Pb1 Py1 Pb2 Py2 12 10 8 6 4 2 0 0 0,2 0,4 0,6 0,8 1 By-pass oranı, BYO(%) ġekil 4.3. Ġki farklı hava hızı kademesi için bypass oranına bağlı olarak iĢletme basınç değerleri Isı pompası iĢletme sıcaklıkları ise ġekil 4.4‘ de görüldüğü gibi tespit edildi. Sistemde en yüksek sıcaklık değerinin oluĢtuğu kompresör çıkıĢ sıcaklık değeri (T2) bypass oranındaki artıĢla birlikte arttı. 2. Kademe hız değerinde (düĢük hız kademesi) kompresör çıkıĢ sıcaklığı daha yüksek değerlere ulaĢtı. Bu artıĢ yoğuĢma sıcaklık ve basıncındaki artıĢla bağlantılıdır. 2. Kademe hava hızı için yoğuĢma sıcaklık değeri ortalama 40°C iken, diğer hız kademesi için ortalama 35°C civarında olduğu görüldü. Yüksek hava hız kademesinde buharlaĢma sıcaklığı, düĢük hava hız kademesine göre çok az daha düĢük olduğu gözlemlendi. Her iki hava hız kademesi için sistem, ortalama 5°C‘ buharlaĢma sıcaklık Ģartları elde edildi. 106 İşeltme basınç değerleri (bar) Tb1 (°C) Ty1 (°C) T21 (°C) Tb2(°C) Ty2 (°C) T22(°C) 80 70 60 50 40 30 20 10 0 0 0,2 0,4 0,6 0,8 1 By-pass oranı, BYO(%) ġekil 4.4. Ġki farklı hava hızı kademesi için ısı pompası iĢletme sıcaklık değerlerinin bypass oranına bağlı değiĢimi 1. Kademe hız için 35 30 TA 25 TB 20 TC TD 15 10 0 0,2 0,4 0,6 0,8 1 By-pass oranı, BYO(%) ġekil 4.5. 1. Kademe hızı değeri için nemli hava sıcaklık değerlerinin bypass oranına bağlı değiĢimi 107 Nemli hava işletme sıcaklıkları (°C) İki farklı hız kademesi için işletme sıcaklık değerleri (ºC) Isı pompası destekli kurutma test ünitesinde dolaĢan nemli havanın, kurutma ünitesi içerisindeki sıcaklık değerleri iki farklı hava hız kademesi için ġekil 4.5 ve 4.6‘ da görülmektedir. Her iki hava hız kademesi için kurutucu giriĢ (D) ve çıkıĢ değerlerinin (A) %60 bypass oranına kadar arttığı, sonra sabit kaldığı görüldü. Bu değerlerin sistemde dolaĢan hava debisi ve hızındaki düĢüĢle birlikte arttığı görüldü. 1. Kademe hava hız değeri için yaklaĢık %50 bypass oranında, kurutma odasına giren havanın sıcaklık değeri yaklaĢık 29°C‘ e iken, kurutma odasından ayrılan havanın sıcaklık değeri ise yaklaĢık 20°C olarak elde edildi. 2. Kademe hava hız değeri için aynı bypass oranında, kurutma odasına giren havanın sıcaklık değeri ise, yaklaĢık 35°C‘ e iken, kurutma odasından ayrılan havanın sıcaklık değeri yaklaĢık 25°C olarak elde edildi. Görüldüğü gibi, düĢük hava debisinde kurutma odasına daha yüksek sıcaklıkta hava gönderilmektedir. 2. kademe hız için 40 35 30 TA 25 TB 20 TC TD 15 10 0 0,2 0,4 0,6 0,8 1 By-pass oranı, BYO(%) ġekil 4.6. 2. Kademe hızı değeri için nemli hava sıcaklık değerlerinin bypass oranına bağlı değiĢimi BuharlaĢtırıcıdan geçirilen ve bypass edilen havanın karıĢım (C noktası) sıcaklık değerinin, bypass oranındaki artıĢla birlikte sürekli arttığı gözlendi. Çünkü bypass oranındaki artıĢla birlikte daha yüksek miktarda sıcak hava (A), daha düĢük miktarda 108 Nemli hava işletme sıcaklıkları (°C) soğuk hava ile (B) karıĢtırıldı ve bunun sonucu karıĢım sıcaklığı (C) arttı. BuharlaĢtırıcıdan geçirilerek soğutulan ve nemi uzaklaĢtırılan havanın, buharlaĢtırıcı çıkıĢ sıcaklık Ģartları (B), %50 bypass oranından sonra buharlaĢtırıcıdan geçen hava miktarındaki düĢüĢe bağlı olarak azaldı. Ġki farklı hava debisi için bypass oranlarına bağlı olarak nemli havanın bağıl nem değiĢimleri ġekil 4.7 ve 4.8‘ de görülmektedir. Yüksek hava debisinde karıĢım noktasındaki (C) havanın bağıl nem değeri, bypass oranındaki artıĢla birlikte, %93‘ den %84‘ e kadar azaldı. %50 bypass oranından sonra C noktasının bağıl nem değeri A noktasının altına düĢtü. Yüksek hava debisinde yoğuĢturucu çıkıĢındaki havanın bağıl nem değeri yaklaĢık %57 elde edilirken, düĢük hava debisinde ise %47 olarak elde edildi. 1. kademe hız için 100 90 80 ΦA 70 ΦB 60 ΦC ΦD 50 40 0 0,2 0,4 0,6 0,8 1 By-pass oranı, BYO(%) ġekil 4.7. 1. Kademe hızı değeri için nemli hava bağıl nem değerlerinin bypass oranına bağlı değiĢimi 109 Bağıl nem değerleri, (%) 2. kademe hız için 100 90 80 ΦA 70 ΦB 60 ΦC ΦD 50 40 0 0,2 0,4 0,6 0,8 1 By-pass oranı, BYO(%) ġekil 4.8. 2. Kademe hızı değeri için nemli hava bağıl nem değerlerinin bypass oranına bağlı değiĢimi ġekil 4.9 ve 4.10‘ da ise iki farklı hava hızı için kurutma ünitesi içerisinde dolaĢan nemli havanın, kurutucu içerisindeki belirli noktalarda özgül entalpi değerlerinin bypass oranına bağlı değiĢimi verilmektedir. Her iki hız kademesi için bypass oranındaki artıĢla beraber, kurutma odası giriĢ ve çıkıĢındaki özgül entalpi değerlerinin arttığı ve bu iki entalpi değerinin birbirine oldukça yakın olduğu görüldü. YoğuĢturucu giriĢindeki karĢım havasının (C)‘ da özgül entalpi değerleri aynı paralellikte değiĢti. BuharlaĢtırıcı çıkıĢındaki nemi alınmıĢ havanın özgül entalpi değerleri %60 bypass oranına kadar yaklaĢık sabit kalırken, bu bypass oranından sonra düĢme eğilimi gösterdi. Bu düĢüĢün, yüksek hız kademesinde daha hızlı olduğu görüldü. 110 Bağıl nem değerleri, (%) 1. kademe hız için 70 65 60 55 hA 50 hB 45 hC 40 hD 35 30 0 0,2 0,4 0,6 0,8 1 By-pass oranı, BYO(%) ġekil 4.9. 1. kademe hızı değeri için nemli havanın özgül entalpi değerlerinin bypass oranına bağlı değiĢimi 2. kademe hız için 90 80 70 hA 60 hB 50 hC hD 40 30 0 0,2 0,4 0,6 0,8 1 By-pass oranı, BYO(%) ġekil 4.10. 2. kademe hızı değeri için nemli havanın özgül entalpi değerlerinin bypass oranına bağlı değiĢimi 111 Nemli havanın özgül entalpi değerleri, (kJ/kg) Nemli havanın özgül entalpi değerleri, (kJ/kg) Klasik hava kurutucularında dıĢarı atılması gereken nemli hava, bu sistemde dıĢarı atılmayıp kullanıldı. Bu nemli havanın bir kısmı buharlaĢtırıcı yüzeyinden geçirilerek, ısısı ve nemi alındı ve bypass edilen kısımla karıĢtırılarak yoğuĢturucuya gönderildi. Nemli havadan ısı ve nem geri kazanım iĢlemi buharlaĢtırıcıda gerçekleĢtirildi. Bu ısı geri kazanım iĢlemi esnasında, buharlaĢtırıcıdan geçen nemli havadan çekilen ısı miktarının bypass oranına bağlı olarak değiĢtiği gözlendi (ġekil 4.11). 1. Kademe hız için %50 bypass oranına kadar nemli havadan çekilen ortalama ısı miktarı 3500 W civarında iken, 2. Kademe hız değeri için bu değer, ortalama 4700 W civarında olduğu gözlendi. BuharlaĢtırıcı yüzeyinden geçen hava hızı azaldıkça, nemli havadan çekilen ısı miktarı, %50 bypass oranına kadar sabit kalırken, bu bypass değerinden sonra azaldı. Bu, %50‘ nin üzerindeki bypass oranlarında buharlaĢtırıcıdan geçen hava miktarındaki düĢüĢle birlikte nemli hava ile soğutucu arasındaki ısı transfer miktarının düĢmesinin bir sonucudur. 1. kademe 2. kademe 6000 5000 4000 3000 2000 1000 0 0 0,2 0,4 0,6 0,8 1 By-pass oranı, BYO(%) ġekil 4.11. Ġki farklı hava hızı kademesi için bypass oranına bağlı olarak nemli havadan çekilen ısı miktarının değiĢimi Chua ve ark. (2005) göre, bypass oranındaki artıĢ, buharlaĢtırıcıda daha düĢük ısı geri kazanımına neden olmaktadır. Yaptıkları çalıĢmada, bypass oranındaki her %20 artıĢ, ısı geri kazanımında 0.6 ila 0.8 kW arasında bir düĢüĢe sebep olmuĢtur. Yapılan bu 112 Nemli havadan çekilen ısı miktarı (W) çalıĢmada ise 2. kademe hava hızı için bypass oranındaki %20 artıĢta 1.1 kW düĢüĢ olurken, 1. kademe hava hızı için 0.5 kW civarında, daha az miktarda gerçekleĢti. BuharlaĢtırıcıda nemi uzaklaĢtırılan hava ile bypass edilen havanın karıĢımı yoğuĢturucuda ısıtılarak kurutma odasına gönderildi. 2 farklı hava debisi için yoğuĢturucuda havaya verilen ısı miktarının bypass oranına bağlı olarak değiĢimi ġekil 4.12‘ de görülmektedir. Yüksek hava debisinde havaya verilen ısı miktarının biraz daha yüksek olduğu görüldü. %50 bypass oranından sonra havaya verilen ısı miktarının hızla düĢtüğü gözlendi. Bunun sebebi, ġekil 4.11‘ den görüldüğü üzere, bypass oranının artmasıyla birlikte buharlaĢtırıcı kapasitesinin azalmasının, yoğuĢturucu kapasitesini de etkilemesi yüzündendir. 1. kademe 2. kademe 5000 4800 4600 4400 4200 4000 3800 3600 3400 3200 3000 0 0,2 0,4 0,6 0,8 1 By-pass oranı, BYO(%) ġekil 4.12. Ġki farklı hava hızı kademesi için bypass oranına bağlı olarak nemli havaya verilen ısı miktarının değiĢimi Isı pompası destekli kurutma ünitesinde kurutma odasına gönderilen havayı ısıtmak için gereken enerjiyi sağlamak için kompresörde güç tüketilmesi gerekmektedir. Kompresörde tüketilen gücün yanı sıra, sistem içerisinde hava dolaĢımını sağlamak için kullanılan radyal fan tarafından tüketilen güç de göz önüne alındığında, harcanan toplam güç tüketimi, ġekil 4.13‘ de ki gibi gerçekleĢti. DüĢük hava debilerinde 113 Nemli havaya verilen ısı miktarı (W) kompresörün tükettiği güç (ortalama 1.1 kW) değeri, yüksek hava debisinde kompresörün güç tüketiminden (ortalama 1 kW) daha fazla olduğu halde, yüksek hava debisinde harcanan toplam güç tüketiminin (ortalama 1.5 kW), düĢük hava debisinde harcanan toplam güç tüketimine (ortalama 1.4 kW) göre daha yüksek olduğu belirlendi. Tüm sistemde harcanan güç, yüksek hava debisi için ortalama 1.5 kW iken düĢük hava debisi için 1.4 kW olarak ölçüldü. Bunun sebebi, yüksek hava debisinde fanın daha fazla güç tüketmesinden kaynaklanmaktadır. Ptop1 Py1 Ptop2 Py2 1600 1500 1400 1300 1200 1100 1000 900 800 0 0,2 0,4 0,6 0,8 1 By-pass oranı, BYO(%) ġekil 4.13. Ġki farklı hava hızı kademesi için bypass oranına bağlı olarak toplam güç tüketiminin değiĢimi Isı pompası performansını belirleyen parametre olan ısıtma tesir katsayısı bilindiği üzere, kompresörde harcanan enerjiye karĢılık havaya verilen ısı miktarıdır. Isıtma tesir katsayısının yüksek hava debisinde, düĢük hava debisine göre daha yüksek olduğu ġekil 4.14‘ den görülmektedir. Isı pompası ısıtma tesir katsayısının bypass oranının %50 değerinin üzerinde düĢtüğü gözlendi. Yüksek hava debisinde ısı pompası ısıtma tesir katsayısı değeri yaklaĢık 4.8 civarında iken, %90 bypass oranı değerlerinde 3.6 değerine kadar azaldı. DüĢük hava debisinde ise 4.2 civarında iken 3.2 değerine kadar düĢtü. 114 Güç tüketim değerleri (W) 1. kademe 2. kademe 5 4,8 4,6 4,4 4,2 4 3,8 3,6 3,4 3,2 3 0 0,2 0,4 0,6 0,8 1 By-pass oranı, BYO(%) ġekil 4.14. Ġki farklı hava hızı kademesi için bypass oranına bağlı olarak ısı pompası ısıtma tesir katsayısının değiĢimi Isı pompası performansının daha gerçekçi ölçüldüğü değer, tüm sistemin ısıtma tesir katsayısı olarak ifade edilmektedir. Tüm sistemin ısıtma tesir katsayısı, sistemde harcanan toplam güç tüketimine karĢılık havaya verilen ısı miktarıdır. Güç tüketen eleman olarak kompresörün yanı sıra, nemli havayı sistemde dolaĢtıran radyal fanın çektiği güç de hesaba katıldı. Fanın çektiği güç de hesaba katıldığında, düĢük hava debisinde elde edilen ısıtma tesir katsayısı değerinin, yüksek hava debisine göre daha yüksek olduğu belirlendi. Yine bypass oranı arttığında tüm sistemin ısıtma tesir katsayısı da düĢtü. DüĢük hava debisinde, yaklaĢık %50 bypass oranında ısıtma tesir katsayısı değeri 3.2 civarında iken, %90 bypass oranında 2.4 civarına kadar azaldı. Yüksek hava debisinde ise, %50 bypass oranında 3.1 iken, %90 bypass oranında 2.3 değerine kadar azaldı. 115 ITKIP 1. kademe 2. kademe 3,4 3,2 3 2,8 2,6 2,4 2,2 2 0 0,2 0,4 0,6 0,8 1 By-pass oranı, BYO(%) ġekil 4.15. Ġki farklı hava hızı kademesi için bypass oranına bağlı olarak tüm sistemin ısıtma tesir katsayısının değiĢimi 1 kg nemli havadan nemi uzaklaĢtırmak için gereken enerji miktarı ―özgül nem uzaklaĢtırma oranı (SMER)‖ olarak tanımlanır. SMER değerinin bypass oranındaki artıĢla birlikte azaldığı görüldü. Bu düĢüĢ, bypass oranındaki artıĢla birlikte, buharlaĢtırıcı yüzeyinden geçen hava miktarını azalmasının bir sonucudur. Bu çalıĢmada nemli havadan çekilen nem miktarı bypass oranına bağlı olarak, 1-4.5 kg/h arasında (ġekil 4.16), SMER değeri ise 1 ila 3.5 kg/kWh (ġekil 4.17) arasında değiĢti. Jolly ve ark. (1990) yaptıkları çalıĢma sonucunda, tasarladıkları ısı pompası destekli kurutma sisteminde SMER değerini 1-4 kg/kWh aralığında elde ettiler. Klasik havalı kurutma sistemlerinde ise bu değer 0.2 ila 0.6 kg/kWh aralığında değiĢmektedir. Chua ve ark. (2005)‗ e göre SMER değeri, bypass oranıyla önemli ölçüde etkilendi. Bypass oranının arttırılması, SMER değerini düĢürdü. Bypass oranının artıĢıyla birlikte, buharlaĢtırıcı boyunca daha düĢük hava debisi ve hava hızı geçmesinden dolayı, buharlaĢtırıcıda hem ısı transferi hem de ısı transfer katsayısı azaldı. Hava nemini kontrol etmek amacıyla buharlaĢtırıcı boyunca havanın bypass edilmesi, ısı pompası destekli kurutucu performansında bir azalma olarak karĢımıza çıktı. 116 ITKsis Tai ve ark. (1982), maksimum SMER değerini, ITK değerinin maksimum olduğu Ģartlarda elde edildiğini açıkladılar fakat, daha sonraki çalıĢmalarda Jia ve ark. (1990) ve Prasertsan ve ark. (1998) maksimum ITK ve SMER değerlerinin aynı çalıĢma Ģartları altında oluĢmasının gerekli olmadığını belirttiler. Oktay (2003)‗ a gore bu olay, kurutma sistemindeki proses havası ile ısı pompasında gerçekleĢen soğutma arasındaki etkileĢimin bir sonucudur. Bu etkileĢim yüzünden ısı pompası ve kurutucu, birlikte değerlendirilmesi gereklidir. Greeraert (1976) göre, toplam hava debisi miktarı arttırıldığı zaman soğutucu akıĢkanın yoğuĢma ve buharlaĢma sıcaklıkları arasındaki fark azalacaktır. Bu sistemin ITK ve SMER değerini iyileĢtirir fakat bu sonuçlar, kütlesel debiye bağlı, fan gücü değiĢiminin dikkate alınmadığı durum için geçerlidir. Yaptığımız çalıĢmada, benzer olarak en yüksek ITK ve SMER değerleri düĢük debi (2.kademe) için elde edildi. En yüksek debideki (2.kademe) fan gücünün yüksek olmasından dolayı tüm sistemin güç tüketimini arttırdığı görüldü. 1.kademe 2.kademe 5 4,5 4 3,5 3 2,5 2 1,5 1 0,5 0 0 0,2 0,4 0,6 0,8 1 By-pass oranı, BYO(%) ġekil 4.16. Ġki farklı hava hızı kademesi için bypass oranına bağlı olarak nemli havadan çekilen nem miktarının değiĢimi 117 Nemli havadan uzaklaştırılan nem miktarı (kg/h) 1. kademe 2. kademe 3,5 3 2,5 2 1,5 1 0,5 0 0 0,2 0,4 0,6 0,8 1 By-pass oranı, BYO(%) ġekil 4.17. Ġki farklı hava hızı kademesi için bypass oranına bağlı olarak özgül güç tüketim değerinin değiĢimi 4.1.2. Isı pompası destekli kurutma ünitesinden elde edilen deneysel araştırma sonuçları ile matematiksel sonuçların karşılaştırılması Isı pompası destekli kurutma ünitesinin matematik modelini oluĢturmak için, ısı pompasını oluĢturan her bir eleman için termodinamiğin 1.kanunu esas alınarak matematik ifadeler oluĢturuldu. Isı pompası devresinde dolaĢan R134a soğutucu akıĢkan özelliklerini veren bağıntılar için, Abou ziyan ve ark. (1997) tarafından geliĢtirilen korelesyonlar kullanılarak hesaplanırken hava ve suyun termodinamik ve termofiziksel özellikleri ise GüneĢ (1998) tarafından geliĢtirilen bağlantılar ile hesaplandı. Hava ve soğutucu akıĢkan tarafındaki ısı taĢınım katsayıları (bkz. denklem 3.88, denklem 3.90 ve denklem 3.91‘ den) elde edildi. Bilindiği gibi, ısı pompası temel elemanlarından olan buharlaĢtırıcı ve yoğuĢturucuda hava ile soğutucu akıĢkan arasında gerçekleĢen ısı transferi ile buharlaĢma ve yoğuĢma iĢlemleri gerçekleĢmektedir. BuharlaĢtırıcı ve yoğuĢturucuda soğutucu akıĢkan ile hava arasındaki ortalama sıcaklık farkı ‗Logoritmik sıcaklık farkı‘ metodu kullanılarak hesaplandı ( bkz. denklem 3.73 ve denklem 3.79). BuharlaĢtırıcı ve yoğuĢturucu için basit bir matematik model oluĢturuldu. 118 Özgül nem uzaklaştırma oranı, SMER (kg/kWh) Isı pompası destekli kurutma ünitesinde matematik model oluĢturulurken yapılan kabuller;  Soğutucu akıĢkan boru hattında meydana gelen basınç düĢümleri (Boru mesafeleri düĢük)  BuharlaĢtırıcı ve yoğuĢturucu giriĢ ve çıkıĢındaki basınç düĢümleri ihmal edildi.  Faz değiĢimi esnasında buharlaĢma ve yoğuĢma sıcaklıkları sabit kabul edildi.  Kurutma odası içerisinde dolaĢan havanın basıç kayıpları ihmal edildi.  BuharlaĢtırıcı ve yoğuĢturucu giriĢ ve çıkıĢındaki basınç düĢümleri ihmal edildi.  Kurutma ünitesi yalıtımlı olup, kanallardan çevreye olan ısı transfer geçiĢi ihmal edildi. EK 5‘de yapılan kabuller altında oluĢturulan matematik model, bir akıĢ diyagramı Ģeklide sunulmuĢtur. Elde edilen bu akıĢ diyagramı, ‗Turbo Pascal‘ programlama dili yardımıyla çözülerek aĢağıdaki grafikler elde edildi. AĢağıda deneysel olarak elde edilen sonuçlar ile, matematik model yardımıyla elde edilen sonuçlar, aynı grafikler üzerinde gösterilmiĢtir. Elde edilen grafiklerde meydana gelen sapmalar, yapılan kabuller ıĢığında gerçekleĢtirilen basit modellemelerden kaynaklanmaktadır. 119 1.kademe (Yüksek kademe) hız için yapılan karşılaştırma sonuçları Yapılan kabuller ıĢığında kurulan matematik modelden elde edilen sayısal veriler, deneysel verilerle karĢılaĢtırıldı ve aĢağıda grafikler halinde sunuldu. Sayısal olarak elde edilen ITK değerleri, deneysel verilere göre yaklaĢık %25 hatayla daha yüksek olarak elde edildi. 1. ve 2. kademe hız değerleri için sayısal ve deneysel verilerden elde edilen grafikler aĢağıda verilmektedir. 1. kademe hız için 7 6 5 4 3 ITKhp 2 ITKhpm 1 0 0 0,2 0,4 0,6 0,8 1 By-pass oranı, BYO(%) ġekil 4.18. 1. Kademe hız için bypass oranına bağlı olarak ısı pompası ısıtma tesir katsayısının deneysel sonuçları ile matematiksel sonuçlarının karĢılaĢtırılması 120 ITKhp 1. kademe hız için 4,5 4 3,5 3 2,5 2 ITKsys 1,5 ITKsysm 1 0,5 0 0 0,2 0,4 0,6 0,8 1 By-pass oranı, BYO(%) ġekil 4.19. 1. Kademe hız için bypass oranına bağlı olarak tüm sistemin ısıtma tesir katsayısının deneysel sonuçları ile matematiksel sonuçlarının karĢılaĢtırılması 1. Kademe hız için 7000 6000 5000 4000 3000 Qy 2000 Qym 1000 0 0 0,2 0,4 0,6 0,8 1 By-pass oranı, BYO(%) ġekil 4.20. 1. Kademe hızı için bypass oranına bağlı olarak nemli havaya verilen ısı miktarının deneysel sonuçları ile matematiksel sonuçlarının karĢılaĢtırılması 121 Nemli havaya verilen ısı miktarı, (W) ITKsys 1.Kademe hız için 6000 5000 4000 3000 Qb 2000 Qbm 1000 0 0 0,2 0,4 0,6 0,8 1 By-pass oranı, BYO(%) ġekil 4.21. 1. Kademe hızı için bypass oranına bağlı olarak nemli havadan çekilen ısı miktarının deneysel sonuçları ile matematiksel sonuçlarının karĢılaĢtırılması 1. kademe hız için 3,5 3 2,5 2 1,5 SMER 1 SMERm 0,5 0 0 0,2 0,4 0,6 0,8 1 By-pass oranı, BYO(%) ġekil 4.22. 1. Kademe hızı için bypass oranına bağlı olarak özgül güç tüketim değeri deneysel sonuçları ile matematiksel sonuçlarının karĢılaĢtırılması 122 Nemli havadan çekilen ısı miktarı, (W) SMER kg/kWh 2.kademe hız için yapılan karşılaştırma sonuçları 2.kademe hız için 7 6 5 4 3 ITKıp 2 ITKıpm 1 0 0 0,2 0,4 0,6 0,8 1 By-pass oranı, BYO(%) ġekil 4.23. 2. Kademe hız için bypass oranına bağlı olarak ısı pompası ısıtma tesir katsayısının deneysel sonuçları ile matematiksel sonuçlarının karĢılaĢtırılması 2. Kademe hız için 6 5 4 3 ITKsis 2 ITKsism 1 0 0 0,2 0,4 0,6 0,8 1 By-pass oranı, BYO(%) ġekil 4.24. 2. Kademe hız için bypass oranına bağlı olarak tüm sistemin ısıtma tesir katsayısının deneysel sonuçları ile matematiksel sonuçlarının karĢılaĢtırılması 123 ITKsis ITKıp 2.Kademe hız için 8000 7000 6000 5000 4000 Qy (W) 3000 Qym (W) 2000 1000 0 0 0,2 0,4 0,6 0,8 1 By-pass oranı, BYO(%) ġekil 4.25. 2. Kademe hızı için bypass oranına bağlı olarak nemli havaya verilen ısı miktarının deneysel sonuçları ile matematiksel sonuçlarının karĢılaĢtırılması 2.Kademe hız için 7000 6000 5000 4000 3000 Qb (W) 2000 Qbm (W) 1000 0 0 0,2 0,4 0,6 0,8 1 By-pass oranı, BYO(%) ġekil 4.26. 2. Kademe hızı için bypass oranına bağlı olarak nemli havadan çekilen ısı miktarının deneysel sonuçları ile matematiksel sonuçlarının karĢılaĢtırılması 124 Nemli havadan çekilen ısı miktarı, (W) Nemli havaya verilen ısı miktarı, (W) 2.Kademe hız için 4,5 4 3,5 3 2,5 2 SMER 1,5 SMERm 1 0,5 0 0 0,2 0,4 0,6 0,8 1 By-pass oranı, BYO(%) ġekil 4.27. 2. Kademe hızı için bypass oranına bağlı olarak özgül güç tüketim değeri deneysel sonuçları ile matematiksel sonuçlarının karĢılaĢtırılması 125 SMER, (Kg/kWh) 4.2. Atık Sıvıdan Isı Geri Kazanım Amacıyla Kurulan Isı Pompası Test Ünitesinden Elde Edilen Deneysel Araştırma ve Matematik Model Sonuçları 4.2.1. Atık sıvıdan ısı geri kazanım amacıyla kurulan ısı pompası test ünitesinden elde edilen deneysel araştırma sonuçları Bu çalıĢmada atık sıvının ısısından yararlanmak amacıyla bir prototip ısı pompası deney düzeneği tasarlandı ve imal edildi. Atık sıvı olarak su kullanıldı. Bu deney düzeneği üzerinde 2 farklı kompresör hızında (30 ve 50 Hz) farklı atık su sıcaklık ve debilerinde deneyler gerçekleĢtirildi. Bu deneyler sonucu ısı pompası performasına etki eden parametreler incelendi ve optimum çalıĢma Ģartları belirlendi. Sistem ilk olarak 50 Hz (2800 dev/dak) devirde çalıĢtırıldı. Farklı atık su debilerinde ve sıcaklıklarında gerçekleĢtirilen deneyler sonucunda ısı pompası test ünitesi iĢletme sıcaklıklarında meydana gelen değiĢimler ġekil 4.28‘ deki gibi elde edildi. ġekil 4.28‘den görüldüğü üzere, buharlaĢtırıcıya giren atık su sıcaklığının artmasıyla birlikte tüm iĢletme sıcaklıkların arttığı görüldü. Frekans değiĢtirici cihaz yardımıyla 50 Hz frekans Ģartlarında çalıĢan kompresörün frekansı 30 Hz‘ e düĢürülmek suretiyle kompresörün devri (1800 devir/dak) azaltıldı. Bu devirde ise 50 Hz hızdakine benzer Ģekilde atık su sıcaklığının artmasıyla birlikte tüm iĢletme sıcaklıkların arttığı görüldü. Kompresör çıkıĢ sıcaklığının, atık su debisi ve sıcaklığıyla doğru orantılı olarak arttığı tespit edildi. Aynı atık su sıcaklığı için her iki kompresör devrinde de atık su debi artıĢına bağlı olarak, kompresör çıkıĢ sıcaklıklarının arttığı gözlendi. Deneyler esnasında, düĢük kompresör devrinde buharlaĢtırıcıya daha yüksek sıcaklıklarda atık su gönderilirken, kompresör sıcaklığının aĢırı yükselmesi nedeniyle, yüksek kompresör devrinde yüksek sıcaklıkta atık su gönderilemedi. Maksimum kompresör çıkıĢ sıcaklığına, 50 Hz kompresör hızında, en yüksek debide (300 lt/h) ve 60°C atık su sıcaklığında 91.2°C‘ ye ulaĢılırken, 30 Hz kompresör hızında aynı debi ve sıcaklıkta 84.7°C olarak elde edildi. BuharlaĢma ve yoğuĢma sıcaklıklarının da atık su sıcaklık ve debilerine bağlı olarak arttığı gözlendi. 50°C atık su sıcaklığı için 50Hz kompresör hızında, buharlaĢma ve yoğuĢma sıcaklık değerleri artarken, 30 Hz kompresör hızında buharlaĢma sıcaklığında artıĢ gözlenirken, yoğuĢma sıcaklığında bir değiĢme gözlenmedi. 30 Hz kompresör hızında, 50 Hz‘ e göre daha yüksek buharlaĢma sıcaklıkları elde edildi. 50 Hz 126 kompresör hızında 50°C atık su sıcaklığı için 100 lt/h atık su debisinde buharlaĢma sıcaklığı 1.6°C iken, 30 Hz‘ de bu değer 6.2°C‗ olarak gözlendi. 50 Hz kompresör hızında, 100 lt/h atık su debisinde, yoğuĢma sıcaklığı 45°C‘ den 64°C‘ e yükselirken, 200 lt/h atık su debisinde 50°C‘ den 61°C‘ e, 300 lt/h atık su debisinde 51.4°C‘ den 66°C‘ e kadar yükseldi. 30 Hz kompresör hızında çalıĢılması durumunda ise 100 lt/h atık su debisinde, yoğuĢma sıcaklığı 45°C‘ den 55°C‘ e yükselirken, 200 lt/h atık su debisinde 43.8°C‘ den 51.4°C‘ e, 300 lt/h atık su debisinde 43.8°C‘ den 53°C‘ e kadar yükseldi. 50 Hz devirde buharlaĢtırıcıdan çıkan atık su sıcaklıklarının, atık su giriĢ sıcaklıklarına bağlı olarak arttığı görüldü. 100 lt/h atık su debisi için 30°C atık su giriĢ sıcaklığına karĢılık, çıkan atık suyun sıcaklığı yaklaĢık 9°C iken, 50°C atık su giriĢ sıcaklığına karĢılık ise yaklaĢık 22°C olarak ölçüldü. Atık su debisi 300 lt/h‘ e arttırıldığında ise 30° atık su giriĢ sıcaklığına karĢılık buharlaĢtırıcıyı 18°C‘ de terk ederken, 50°C atık su giriĢ sıcaklığına karĢılık ise buharlaĢtırıcıyı 30°C‘ de terk ettiği gözlendi. 30 Hz için 100 lt/h atık su debisinde ise, 30°C atık su giriĢ sıcaklığına karĢılık, buharlaĢtırıcıyı terk eden atık su sıcaklığı yaklaĢık 11°C iken, 50°C atık su giriĢ sıcaklığına karĢılık bu değer yaklaĢık 27°C olarak ölçüldü. Atık su debisi 300 lt/h‘ e arttırıldığında ise, 100 lt/h debi için 30°C atık su giriĢ sıcaklığına karĢılık, buharlaĢtırıcıyı terk eden atık su çıkıĢ sıcaklığı yaklaĢık 23°C olurken, 50°C atık su giriĢ sıcaklığına karĢılık bu değer yaklaĢık 37°C olarak ölçüldü. YoğuĢturucuda dolaĢan soğutucu akıĢkanın ısısını alıp, fan-coil ünitesine bir pompa vasıtasıyla ulaĢtıran suyun yoğuĢturucuya giriĢ ve çıkıĢ sıcaklıkları arasındaki sıcaklık farkının, atık su sıcaklıklarındaki artıĢla birlikte arttığı görüldü. 50 Hz kompresör hızında, 100 lt/h atık su debisinde yoğuĢturucu giriĢindeki bu sıcaklık farkının değeri 4.4°C iken atık su sıcaklığındaki artıĢla birlikte yoğuĢturucu çıkıĢında 9.9°C‘ e yükseldi. 300 lt/h atık su debisi için ise giriĢte 6.1°C olup, çıkıĢta 10.4°C‘ e ulaĢtı. Kompresör hızındaki düĢüĢle birlikte yoğuĢturucuya giren ve çıkan su sıcaklıkları arasındaki fark da azaldı. 30 Hz kompresör hızında, 100 lt/h atık su debisinde yoğuĢturucu giriĢindeki sıcaklık farkının değeri 4.1°C iken atık su sıcaklığındaki artıĢla birlikte yoğuĢturucu çıkıĢında 7.4°C‘ e yükseldi ve 300 lt/h atık su debisi için ise giriĢte 5.1°C olan değer, çıkıĢta 7.3°C‘ e kadar arttı. 127 ġekil 4.28. 50 ve 30 Hz kompresör hızlarında farklı atık su debileri için, atık su sıcaklıklarına bağlı ısı pompası iĢletme sıcaklıklarının değiĢimi 128 50 ve 30 Hz devirlerde kompresör sıkıĢtırma oranlarındaki değiĢimler ġekil 4.29‘ da gösterilmektedir. 50 Hz devir için sıkıĢtırma oranı 3.5 ile 4.5 aralığında değiĢirken, 30 Hz devirde ise bu değer 3.5 ile 2.5 aralığında değiĢtiği görüldü. Her iki kompresör hızında kompresör sıkıĢtırma oranları, atık su debileri ve sıcaklıklarındaki artıĢla birlikte azaldı. 50 Hz için 30 Hz için ns 100 lt/h ns 200 lt/h ns 300 lt/h ns 100 lt/h ns 200 lt/h ns 300 lt/h 5 4 4,5 3,5 4 3,5 3 3 2,5 2,5 2 2 1,5 1,5 1 1 0,5 0,5 0 0 0 20 40 60 80 100 0 20 40 60 80 100 Atık su sıcaklığı (°C) Atık su sıcaklığı (°C) ( a ) ( b ) ġekil 4.29. 50 ve 30 Hz kompresör devirlerinde atık su debi ve sıcaklık değerine bağlı olarak sıkıĢtırma oranlarının değiĢimi 50 ve 30 Hz kompresör hızlarında aĢırı soğutma ve aĢırı kızdırma sıcaklıklarının atık su sıcaklıklarına bağlı değiĢimi ġekil 4.30‘ da verilmektedir. 50 ve 30 hz kompresör hızlarında her atık su debi kademesi için aĢırı soğutma miktarının 10°C civarında seyrettiği ve atık su sıcaklığından etkilenmediği görüldü. Fakat aĢırı kızdırma miktarlarında önemli değiĢimler meydana geldi. 50 Hz devirde tüm debi değerleri için aĢırı kızdırma miktarı değerleri birbirine çok yakın iken (yaklaĢık 0 ºC), 300 lt/h debi ve 60 ºC atık su sıcaklığında aniden yükselerek, 28.8 ºC‘ e değerine ulaĢtı. Bu değerin 5- 10°C arasında olması gerekmektedir. Bu değerlerin üstünde olması durumu, soğutucu akıĢkanın, atık suyun ısıl kapasitesini karĢılayamamasının bir göstergesidir. Yani yetersiz soğutucu akıĢkan durumu söz konusudur. Bu durumda soğutucu akıĢkan aĢırı kızdırılarak, yüksek sıcaklıkta kompresöre dönmekte ve bunun sonucu kompresör çıkıĢ sıcaklığı hızla yükselmektedir. Kompresör çıkıĢ sıcaklığının yükselmesi, kompresörün 129 Sıkıştırma oranı Sıkıştırma oranı aĢırı akım çekmesine ve motor sargılarının hasar görmesine neden olmaktadır. Kompresör çıkıĢ Ģartlarının artıĢı, yoğuĢturucu çalıĢma sıcaklık ve basıncını da etkilemektedir. Bu yüzden, sistemin kuruluĢ aĢamasında, sistem test ve ayar edilirken soğutucu akıĢkan ve gaz dengesi iyi kurulmalı ve bunu sağlarken, aĢırı kızdırma değerinin normal sınır değer aralığında olmasına dikkat edilmelidir. Mümkünse çalıĢma Ģartları (atık su sıcaklık ve debisi) değiĢtirilmemelidir. ÇalıĢma Ģartlarında herhangi bir değiĢiklik durumunda (daha yüksek sıcaklık ve debide atık su giriĢi), sistemin basınç değerlerinin yükselmesinden dolayı oluĢabilecek hasar durumuna karĢılık sisteme mutlaka basınç prosestatları konmalıdır. AĢırı kızdırma miktarındaki artıĢ daha düĢük kompresör devrinde (30 Hz‘ de) 100 lt/h debide 75ºC‘ de (18ºC‘ e ulaĢtı), 200 lt/h debide 60ºC‘ de (22.9ºC‘ e ulaĢtı) ve 300 lt/h debi de ise 55ºC‘ de (27.1ºC‘ e ulaĢtı) görüldü. DüĢük kompresör hızında her atık su debi kademesinde aĢırı kızdırma miktarının istenen değerin üzerine çıkmasının sebebi, düĢük kompresör devrinde kompresörün süpürdüğü soğutucu akıĢkan debisinin azalmasıyla (ġekil 4.31) birlikte hacimsel verimin düĢmesi yüzündendir (ġekil 4.32). 130 ġekil 4.30. 50 ve 30 Hz kompresör hızlarında aĢırı kızdırma ve aĢırı soğutma değerlerinin, atık su sıcaklığına bağlı değiĢimi 131 50 Hz için 30 Hz için msa 100 lt/h msa 200 lt/h msa 300 lt/h msa 100 lt/h msa 200 lt/h msa 300 lt/h 60 60 50 50 40 40 30 30 20 20 10 10 0 0 20 30 40 50 60 70 80 20 30 40 50 60 70 80 Atık su sıcaklığı (°C) Atık su sıcaklığı (°C) ( a ) ( b ) ġekil 4.31. 50 Hz (a) ve 30 Hz (b) kompresör devirlerinde farklı atık su debileri için, atık su sıcaklıklarına bağlı olarak soğutucu akıĢkan debilerindeki değiĢimi 50 Hz için 30 Hz için ƞv 100 lt/h ƞv 200 lt/h ƞv 300 lt/h ƞv 100 lt/h ƞv 200 lt/h ƞv 300 lt/h 1 1 0,9 0,9 0,8 0,8 0,7 0,7 0,6 0,6 0,5 0,5 0,4 0,4 0,3 0,3 0,2 0,2 0,1 0,1 0 0 20 30 40 50 60 70 80 20 30 40 50 60 70 80 Atık su sıcaklığı (°C) Atık su sıcaklığı (°C) ( a ) ( b ) ġekil 4.32. 50 Hz (a) ve 30 Hz (b) kompresör devirlerinde farklı atık su debileri için, atık su sıcaklıklarına bağlı olarak hacimsel verimdeki değiĢim 50 Hz kompresör devrinde 100 ve 200 lt/h atık su debileri için atık sudan çekilen ısı miktarının, atık su sıcaklığı ve debisiyle doğru orantılı olarak arttığı görüldü. Atık su sıcaklıklarındaki artıĢla doğru orantılı olarak, 100 lt/h debi için atık sudan çekilen ısı 132 Hacimsel verim Soğutucu akışkan debisi (kg/s) Hacimsel verim Soğutucu akışkan debisi (kg/s) miktarı 2000 ila 4700 W aralığında değiĢirken, 200 lt/h için 3300 ila 6500 W aralığında, 300 lt/h için ise 3300 ila 7600W aralığında değiĢti (ġekil 4.33 a). Fakat 300 lt/h atık su debisi için 55°C atık su sıcaklık değerine kadar artıĢ görülürken bu sıcaklık değerinden sonra soğutma kapasitesinde bir azalma eğilimi görüldü. Bunun sebebi, buharlaĢtırıcıya giren atık suyun ısıl kapasitesinin, soğutucu akıĢkanın ısıl kapasitesinden yüksek olmasından dolayıdır. 55°C atık su sıcaklığından sonra aĢırı kızdırma miktarı değeri 10°C den 29°C‘ değerine yükselmesi bunun bir göstergesidir. 30 Hz kompresör devrinde de 300 lt/h debi için 55C ‗e, 200 lt/h için 50C‘ e, 100 lt/h için ise 60C‘ e kadar bir artıĢ mevcut, daha sonra artıĢ hızında bir düĢme görüldü (ġekil 4.33 b). Çünkü bu sıcaklık değerlerinden sonra aĢırı kızdırma miktarlarında normalin üstünde değerler elde edildi. Bu kompresör devrinde atık sudan çekilen ısı miktarı değerleri, atık su sıcaklığındaki artıĢla doğru orantılı olarak, 300 lt/h debi için 1800 ila 5000 W arasında, 200 lt/h için 2600 ila 4300 W arasında, 100 lt/h için ise 200 ila 4000 W aralığında değiĢtiği belirlendi. 50 Hz için 30 Hz için Qb 100 lt/h Qb 200 lt/h Qb 300 lt/h Qb 100 lt/h Qb 200 lt/h Qb 300 lt/h 12000 8000 10000 7000 8000 6000 5000 6000 4000 4000 3000 2000 2000 1000 0 0 20 25 30 35 40 45 50 55 60 65 70 75 80 20 30 40 50 60 70 80 Atık su sıcaklığı (°C) Atık su sıcaklığı (°C) ( a ) ( b ) ġekil 4.33. 50 Hz (a) ve 30 Hz (b) kompresör devrinde farklı atık su debileri için atık su sıcaklıklarına bağlı olarak atık sudan çekilen ısı miktarı Isıtma kapasite değerlerinin de atık su debileriyle orantılı olarak arttığı gözlendi (ġekil 4.34 a). Aynı ısıtma kapasitesine, daha yüksek debilerde daha düĢük atık su sıcaklığı kullanılarak ulaĢıldı. Örnek olarak 50 Hz kompresör devrinde, 8000 W ısıtma kapasitesine, 50°C‘ de, 300 lt/h atık su debisi kullanılarak ulaĢılırken, aynı kapasite, 100 lt/h debide 75°C‘ lik atık suyu gönderilerek elde edildi. Yine buharlaĢtırıcıya 300 lt/h 133 Atık sudan çekilen ısı miktarı (W) Atık sudan çekilen ısı miktarı (W) atık su debisinde 60°C atık su gönderildiğinde, ısıtma kapasitesinde bir düĢme meydana geldiği gözlendi. Bunun sebebi atık ısıdan çekilen ısı miktarında meydana gelen düĢüĢe bağlıdır. BuharlaĢtırıcıda atık ısıdan çekilen ısı miktarındaki düĢüĢe bağlı olarak, yoğuĢturucuda atılan ısı miktarı da düĢtüğü gözlendi. 50 Hz kompresör devrinde yoğuĢturucudan elde edilen ısıtma kapasitesi değerleri, atık su sıcaklık ve debilerindeki artıĢa bağlı olarak 4800 W ile 8500W aralığında değiĢirken, ġekil 4.34 b‘ den de görüldüğü üzere düĢük kompresör devrinde (30 Hz) 3300 W ile 6000W aralığında değiĢti. DüĢük kompresör devirlerinde sistemde dolaĢan soğutucu akıĢkan miktarının düĢmesi yüzünde, yoğuĢturucunun ısıtma kapasitesinin de düĢtüğü tespit edildi. 50 Hz için 30 Hz için Qy 100 lt/h Qy 200 lt/h Qy 300 lt/h Qy 100lt/h Qy 200 lt/h Qy 300 lt/h 13000 9000 12000 8000 11000 7000 10000 6000 9000 5000 8000 4000 7000 3000 6000 5000 2000 4000 1000 3000 0 0 20 40 60 80 100 20 30 40 50 60 70 80 Atık su sıcaklığı (º C) Atık su sıcaklığı (°C) ( a ) ( b ) ġekil 4.34. 50 Hz (a) ve 30 Hz (b) kompresör devirlerinde ısıtma kapasitesinin, farklı su debileri için atık su sıcaklığına bağlı değiĢimi 50 Hz ve 30 Hz kompresör devirlerinde tüm sistemde harcanan enerji miktarı ise ġekil 4.35‘ de görüldüğü gibidir. 50 Hz için 20 ila 80°C atık su sıcaklığı kullanımında tüm sistemde mevcut elemanlar (fanlar, pompalar ve kompresör) tarafından tüketilen enerji miktarı 1200 W ila 1500 W arasında değiĢirken, 30 Hz için ise 1000 W ile 1200 W arasında değiĢti. Atık su sıcaklık ve debisinin artıĢıyla doğru orantılı olarak güç tüketimi de arttığı görüldü. 134 Isıtma kapasitesi, (W) Isıtma kapasitesi (W) 50 Hz için 30 Hz için Wtop 100 lt/h Wtop 200 lt/h Wtop 300 lt/h Wtop 100 lt/h Wtop 200 lt/h Wtop 300 lt/h 1500 1300 1400 1200 1300 1200 1100 1100 1000 1000 900 900 20 40 60 80 20 30 40 50 60 70 80 Atık ısu sıcaklığı (⁰C) Atık su sıcaklığı (°C) ( a ) ( b ) ġekil 4.35. 50 Hz (a) ve 30 Hz (b) kompresör devirlerinde toplam tüketilen güç miktarının farklı su debileri için atık su sıcaklığına bağlı değiĢimi Isı pompası ve tüm sistemin performansı, atık su debilerine bağlı olarak arttığı gözlendi. 50 Hz için en yüksek ısı pompası performans katsayısı 300 lt/h debi ve 55°C atık su sıcaklığı için yaklaĢık 7.2 olarak elde edilirken, tüm sistem için bu verim değeri 6 olarak elde edildi. Yine burada 300 lt/h ve 60°C Ģartlarında yoğuĢturucudaki ısı kapasitesinin azalmasına bağlı olarak, ısı pompası ve tüm sistemin performansında bir düĢüĢ gözlendi (ġekil 4.36). Sistemde kompresörün yanı sıra mevcut tüm güç tüketen cihazların da (örneğin; pompalar ve fan) tükettiği güçler hesaba katıldığında elde edilen sistem performansı daha gerçekçi bir değer olarak karĢımıza çıkmaktadır. 50 Hz devir için sistemin performans değeri 4 ile 6 arasında değiĢirken, sistemin performans değeri en yüksek 300 lt/h atık su debisi ve 55°C atık su sıcaklığı için 6 olarak elde edildi (ġekil 4.37 a). 30 Hz devir için ise sistemin performans değeri 3.2 ile 5 arasında değiĢirken, en yüksek verim 300 lt/h debi ve 60°C sıcaklık için 5 olarak elde edildi (ġekil 4.37 b). 135 Toplam güç tüketimi, (W) Toplam güç tüketimi (W) 50 Hz için 30 Hz için ITKıp100 lt/h ITKıp200 lt/h ITKıp300 lt/h ITKıp 100 lt/h ITKıp 200 lt/h ITKıp 300 lt/h 8 8 7,5 7,5 7 7 6,5 6,5 6 6 5,5 5,5 5 5 4,5 4,5 4 4 3,5 3,5 3 3 0 20 40 60 80 100 0 20 40 60 80 Atık su sıcaklığı (°C) Atık su sıcaklığı (ºC) ( a ) ( b ) ġekil 4.36. 50 Hz (a) ve 30 Hz (b) kompresör devrinde farklı atık su debileri için ısı pompasının performans katsayısının atık su sıcaklığına bağlı değiĢimi 50 Hz için 30 Hz için ITKsis100 lt/h ITKsis200 lt/h ITKsis300 lt/h ITKsis 100 lt/h ITKsis 200 lt/h ITKsis 300 lt/h 7 6,5 6,5 6 6 5,5 5,5 5 5 4,5 4,5 4 4 3,5 3,5 3 3 0 20 40 60 80 100 20 30 40 50 60 70 80 Atık su sıcaklığı (º C) Atık su sıcaklığı (°C) ( a ) ( b ) ġekil 4.37. 50 Hz (a) ve 30 Hz (b) kompresör devrinde farklı atık su debileri için tüm sistemin performans katsayısının atık su sıcaklığına bağlı değiĢimi 136 ITKsis ITKıp ITKIP ITKsis 4.2.2. Atık sıvıdan ısı geri kazanım amaçıyla kurulan ısı pompası test ünitesinden elde edilen deneysel araştırma sonuçları ile matematiksel sonuçların karşılaştırılması Isı pompası yardımıyla atık ısıdan ısı geri kazanım amacıyla kurulan deney tesisatında oluĢturulan her bir elaman için matematik ifadeler oluĢturuldu. Su ve soğutucu akıĢkan tarafı ısı taĢınım katsayıları Yan ve Lin (1999) tarafından verilen bağıntılar ile hesaplandı. BuharlaĢtırıcı ve yoğuĢturucuda soğutucu akıĢkan ile su arasındaki ortalama sıcaklık farkı ‗Logaritmik sıcaklık farkı‘ metodu kullanılarak hesaplandı ( bkz. Denklem 3.24 ve Denklem 3.28). BuharlaĢtırıcı ve yoğuĢturucu için basit bir matematik model oluĢturuldu. Isı pompası yardımıyla atık ısıdan ısı geri kazanım ünitesi matematik modeli oluĢturulurken yapılan kabuller;  Soğutucu akıĢkan boru hatlarında meydana gelen basınç düĢümleri ihmal edildi.  BuharlaĢtırıcı ve yoğuĢturucuda su ve soğutucu akıĢkan tarafı basınç düĢümleri ihmal edildi.  Çevrim boyunca buharlaĢma ve yoğuĢma sıcaklıkları sabit olarak kabul edildi.  YoğuĢturucu ve buharlaĢtırıcıda çevreye olan ısı transferi ihmal edildi. Yapılan kabuller altında oluĢturulan matematik model, EK 6‘da gösterilen bir akıĢ diyagramı Ģeklinde sunulmuĢtur. Elde edilen bu akıĢ diyagramı, ‗Turbo Pascal‘ programlama dili yardımıyla çözülerek aĢağıdaki grafikler elde edildi. AĢağıda deneysel olarak elde edilen sonuçlar ile matematik model yardımıyla elde edilen sonuçlar, aynı grafikler üzerinde gösterilmiĢtir. Elde edilen grafiklerde meydana gelen sapmalar, yapılan kabuller ıĢığında gerçekleĢtirilen basit modellemelerden kaynaklanmaktadır. 137  Kompresör devrinin 50 Hz olduğu durum için deneysel veriler ile matematiksel verilerin karşılaştırılması Kurulan matetamik model sonucu elde edilen verilerle, deneysel çalıĢma sonucu elde edilen veriler grafikler halinde sunulmuĢtur. ġekil 4.38 ve 4.39‘ da elde edilen deneysel ve sayısal ITK değerleri görülmektedir. Atık su sıcaklıklarındaki artıĢa bağlı olarak elde edilen sayısal değerler, deneysel verilerden yaklaĢık %15 sapmayla daha yüksek olarak elde edildi. AĢırı kızdırma miktarının yüksek sıcaklıklarda artmasıyla beraber ġekil 4.38 ( c ) grafiğinde 55 º C sıcaklığından sonra sayısal ve deneysel verilerde bozulmalar görüldü. 50 Hz 100lt/h 50 Hz 200 lt/h ITKıpd ITKıps ITKıpd ITKıps 8 8 7 7 6 6 5 5 4 4 3 3 2 2 1 1 0 0 20 30 40 50 60 70 80 90 20 30 40 50 60 70 Atık su sıcaklığı (ºC) Atık su sıcaklığı,(°C) ( a ) ( b ) 50 Hz 300 lt/h ITKıpd ITKıps 24 22 20 18 16 14 12 10 8 6 4 2 0 20 30 40 50 60 70 Atık su sıcaklığı, (°C) (c) ġekil 4.38. 50 Hz kompresör hızında, atık su sıcaklıklarına bağlı ısı pompasının performans katsayısının değiĢiminin farklı atık su debileri için, deneysel ve matematiksel sonuçlarının karĢılaĢtırılması 138 ITKıp ITKıp ITKıp 50 Hz 100 lt/h 50 Hz 200 lt/h ITKsisd ITKsiss ITKsisd ITKsiss 7 7 6 6 5 5 4 4 3 3 2 2 1 1 0 0 20 30 40 50 60 70 80 90 20 30 40 50 60 70 Atık su sıcaklığı (°C) Atık su sıcaklığı, (°C) ( a ) ( b ) 50 Hz 300 lt/h ITKsisd ITKsiss 20 15 10 5 0 20 30 40 50 60 70 Atık su sıcaklığı, (°C) (c) ġekil 4.39. 50 Hz kompresör hızında, atık su sıcaklıklarına bağlı tüm sistemin performans katsayısının değiĢiminin farklı atık su debileri için, deneysel ve matematiksel sonuçlarının karĢılaĢtırılması Sayısal olarak elde edilen ısı pompası iĢletme sıcaklıklarının, deneysel verilerle oldukça yakın olarak elde edildi (ġekil 4.40). Sadece düĢük atık su sıcaklıklarında kompresör çıkıĢ sıcaklıklarında elde edilen verilerde sapma görüldü. Sayısal ve deneysel olarak elde edilen atık ısıdan çekilen ve yoğuĢturucuda dolaĢan suya verilen ısı miktarları da yaklaĢık %20 hatayla elde edilirken, kompresör güç tüketim değerleri oldukça yakın olarak elde edildi. 139 ITKsis ITKsis ITKsis 50 Hz 100 lt/h 50Hz 200 lt/h Tyd Tys Tbd Tbs Tyd Tys Tbd T2d T2s Tsbçd Tsbçs Tbs T2d T2s Tsbçd Tsbçs Tsyçd Tsyçd Tsyçs 95 95 85 85 75 75 65 65 55 55 45 45 35 35 25 25 15 15 5 5 -5 -5 20 40 60 80 20 40 60 Atık su sıcaklığı, (°C) Atık su sıcaklığı, (°C) ( a ) ( b ) 50 Hz 300 lt/h Tyd Tys Tbd Tbs T2d T2s Tsbçd Tsbçs Tsyçd Tsyçs 120 100 80 60 40 20 0 20 30 40 50 60 Atık su sıcaklığı (ºC) ( c ) ġekil 4.40. 50 Hz kompresör hızında, atık su sıcaklıklarına bağlı ısı pompası iĢletme sıcaklıklarının değiĢiminin farklı atık su debileri için, deneysel ve matematiksel sonuçlarının karĢılaĢtırılması . 140 İşletme sıcaklıkları (°C) İşletme Sıcaklıkları (ºC) İşletme sıcaklıkları (°C) 50 Hz 100 lt/h 50 Hz 200 lt/h Qyd Qys Qbd Qyd Qys Qbd Qbs Wtopd Wtops Qbs Wtopd Wtops 9000 10000 8000 9000 7000 8000 6000 7000 6000 5000 5000 4000 4000 3000 3000 2000 2000 1000 1000 0 0 20 40 60 80 20 40 60 Atık su sıcaklığı, (°C) Atık su sıcaklığı, (°C) ( a ) ( b ) 50 Hz 300 lt/h Qyd Qys Qbd Qbs Wtopd Wtops 30000 25000 20000 15000 10000 5000 0 20 30 40 50 60 Atık su sıcaklığı,(ºC) ( c ) ġekil 4.41. 50 Hz kompresör hızında, atık su sıcaklıklarına bağlı atık sudan çekilen ısı miktarı, ısıtma kapasitesinin ve toplam tüketilen güç miktarının değiĢiminin farklı atık su debileri için, deneysel ve matematiksel sonuçlarının karĢılaĢtırılması 141 Kapasite değerleri (W) Kapasite değerleri (W) Kapasite değerleri (W)  Kompresör devrinin 30 Hz olduğu durum için deneysel veriler ile matematiksel verilerin karşılaştırılması 30 Hz kompresör hızında çalıĢılması durumunda edilen sayısal ve deneysel sonuçlar aĢağıda grafikler halinde sunulmuĢtur. Burada da 50 Hz‗ e benzer Ģekilde sayısal veriler, deneysel verilere nazaran yaklaĢık %15 sapmayla elde edildi. 30 Hz 300 lt/h 30 Hz 200lt/h ITKıpd ITKıps ITKıpd ITKıps 28 16 26 24 14 22 20 12 18 10 16 14 8 12 10 6 8 6 4 4 2 2 0 0 20 30 40 50 60 20 30 40 50 60 Atık su sıcaklığı, (°C) Atık su sıcaklığı, (°C) ( a ) ( b ) 30 Hz 100 lt/h ITKıpd ITKıps 16 14 12 10 8 6 4 2 0 20 30 40 50 60 70 80 Atık su sıcaklığı, (°C) ( c ) ġekil 4.42. 30 Hz kompresör hızında, atık su sıcaklıklarına bağlı ısı pompasının performans katsayısının değiĢiminin farklı atık su debileri için, deneysel ve matematiksel sonuçlarının karĢılaĢtırılması 142 ITKıp ITKıp ITKıp 30 Hz 100 lt/h 30 Hz 200 lt/h ITKsisd ITKsiss ITKsisd ITKsiss 14 14 12 12 10 10 8 8 6 6 4 4 2 2 0 0 20 30 40 50 60 70 80 20 30 40 50 60 Atık su sıcaklığı, (°C) Atık su sıcaklığı, (°C) ( a ) ( b ) 30 Hz 300 lt/h ITKsisd ITKsiss 22 20 18 16 14 12 10 8 6 4 2 0 20 30 40 50 60 Atık su sıcaklığı, (°C) ( c ) ġekil 4.43. 30 Hz kompresör hızında, atık su sıcaklıklarına bağlı tüm sistemin performans katsayısının değiĢiminin farklı atık su debileri için, deneysel ve matematiksel sonuçlarının karĢılaĢtırılması 143 ITKsis ITKsis ITKsis 30 hz 100 lt/h 30 Hz 200 lt/h Tyd Tys Tbd Tbs Tyd Tys Tbd Tbs T2d T2s Tsbçd Tsbçs T2d T2s Tsbçd Tsbçs Tsyçd Tsyçs Tsyçd Tsyçs 100 90 90 80 80 70 70 60 60 50 50 40 40 30 30 20 20 10 10 0 0 20 40 60 80 20 30 40 50 60 70 Atık su sıcaklığı, (°C) Atık su sıcaklığı, (°C) ( a ) ( b ) 30 Hz 300 lt/h Tyd Tys Tbd Tbs T2d T2s Tsbçd Tsbçs Tsyçd Tsyçs 100 90 80 70 60 50 40 30 20 10 0 20 30 40 50 60 70 Atık su sıcaklığı, (ºC) ( c ) ġekil 4.44. 30 Hz kompresör hızında, atık su sıcaklıklarına bağlı ısı pompası iĢletme sıcaklıklarının değiĢiminin farklı atık su debileri için, deneysel ve matematiksel sonuçlarının karĢılaĢtırılması 144 Sıcakılkar (°C) Sıcaklıklar (ºC) Sıcaklıklar (°C) 30 Hz 100 lt/h 30 Hz 200 lt/h Qyd Qys Qbd Qyd Qys Qbd Qbs Wtopd Wtops Qbs Wtopd Wtops 18000 16000 16000 14000 14000 12000 12000 10000 10000 8000 8000 6000 6000 4000 4000 2000 2000 0 0 20 40 60 80 20 30 40 50 60 Atık su sıcaklığı, (°C) Atık su sıcaklığı, (°C) ( a ) ( b ) 30 Hz 300 lt/h Qyd Qys Qbd Qbs Wtopd Wtops 30000 25000 20000 15000 10000 5000 0 20 30 40 50 60 Atık su sıcaklığı, (°C) ( c ) ġekil 4.45. 30 Hz kompresör hızında, atık su sıcaklıklarına bağlı atık sudan çekilen ısı miktarı, ısıtma kapasitesinin ve toplam tüketilen güç miktarının değiĢiminin farklı atık su debileri için, deneysel ve matematiksel sonuçlarının karĢılaĢtırılması 145 Kapasite değerleri (W) Kapasite değerleri (W) Kapasite değerleri (W) 4.3. Ekonomik Analiz Ölçülen ve hesaplanan deneysel sonuçların altında ısı pompası sistemleri ile bazı yakıtların maliyet karĢılaĢtırılmaları yapılmıĢtır. Deneysel çalıĢmaların ekonomik analizleri yapılırken, kullanılan malzemelerin boyutlarının normal uygulamalara göre çok küçük olmasından dolayı tam olarak doğru sonuçu vermesede aradaki farkı görmek açısından her iki deneysel çalıĢmanın ekonomik analizleri doğal gaz, elektrik ve fuel oil (6 numara) ile karĢılaĢtırılmak süretiyle basit bir yöntem kullanılarak yapılmıĢtır. 4.3.1. Atık sıvıdan ısı geri kazanım amacıyla kurulan ısı pompası ile diğer bazı yakıtların ekonomik analizi Çizelge 4.1. Isı pompası yardımıyla atık ısıdan ısı geri kazanım tesisatından ölçülen veriler Tasarım parametreleri Sembol Değerleri Sistemde dolaĢan soğutucu akıĢkan R134a YoğuĢturucu sıcaklığı Ty 61 °C BuharlaĢtırıcı sıcaklığı Tb 12 °C Temiz su giriĢ sıcaklığı Ttsg 48,5 °C Temiz su çıkıĢ sıcaklığı Ttsç 58,5 °C Atık su giriĢ sıcaklığı Tasg 50 °C Atık su çıkıĢ sıcaklığı Tasç 30,3 °C Atık su miktarı m 0,083 kg/s asu Çizelge 4.2. Isı pompası yardımıyla atık ısıdan ısı geri kazanım tesisatından ölçülen verilere dayanılarak hesaplanan veriler Hesaplanan parametreler Sembol Değerleri BuharlaĢtırıcı kapasitesi Q 6862 W b Sistemde dolaĢan soğutucu akıĢkan miktarı m 0,05 kg/s s YoğuĢturucu kapasitesi Q 8128 W y Kompresör kapasitesi W 1138 W k 1.Pompa kapasitesi W 40 W P1 2.pompa kapasitesi W 67 W P2 Fan kapasitesi W 125 W fan Toplam güç tüketimi W 1370 W top Temiz su debisi m 0,194 kg/s tsu Isıtma tesir katsayısı ITK 5,93 146 Projenin maliyetine teĢkil eden temel elemanların maliyeti bu konularda üretim, satıĢ ve montaj yapan çeĢitli firmalar ile T.C. Bayındırlık ve Ġskan Bakanlığı Yapı ĠĢleri Tesisat Birim Fiyat ve Tarifeleri (2011) ‗ ten alınmıĢtır. Toplam teçhizat tutarı 2500 TL dir. Yatırım maliyeti hesaplanırken aĢağıdaki maliyetlerin de göz önüne alınması gerekmektedir. Bunlar sırasıyla ekipman, mühendislik, bağlantılar ve kablolar, montaj, testler ve ayarlar, üretim kayıpları, beklenmeyen harcamalar olup toplam tahmini maliyet 4500 TL dir. KarĢılaĢtırma yapılan enerji türleri ile ilgili teknik veriler bursagaz firmasından alınmıĢtır (http://www.bursagaz.com/Yakit- Karsilastirmasi/233/5401/Eylul-2011-Sanayi-Yakit-Karsilastirmasi.html). Çizelge 4.3. Bazı yakıtların güncel ekonomik verilerinin karĢılaĢtırılması Enerji Türü Birim Isıl Verim Formül TL/1000 Fiyat Değeri Kcal Isı pompası 0,2070 860 %593 0,2070x1000/(860x5,93) 0,04058 TL Kcal/kg Doğal 0,5718 8250 %93 0,5718x1000/(8250x0,93) 0,07452 3 Gaz(sanayi) TL Kcal/m Elektrik 0,2070 860 %99 0,2070x1000/(860x0,99) 0,24312 TL Kcal/kg Fuel Oil (6 1,6610 9562 %80 1,6610x1000/(9562x0,80) 0,21713 numara) TL Kcal/kg  Doğal gaz ile ısı pompasının yıllık enerji tasarrufu oranı açısından karşılaştırılması Q y  8128W  8,128kW  8,182 kJ / s  29260,8 kJ / h Çizelge 4.3‘de görüldüğü üzere, Doğal gazın 1000 Kcal ( 4180 kJ) için maliyet gideri 0,07452 TL‘dir. 1 Kcal= 4,18 kJ eĢitliğinden yararlanılarak; 29260 kJ ‗ lik enerji değerinin doğal gaz ile karĢılaması için gerekli olan maliyet gideri hesaplanır. Isı pompası toplam güç tüketiminden (Kompresör, Pompalar ve Fan) dolayı harcanan elektrik maliyeti : 147 Isı pompasının 4180 kJ güç elde etmesi için gerekli olan maliyet: 0,04058 TL‘dir. Isı pompası toplam güç tüketimi: 1370 W=1,370 kW= 4932 kJ/ h 4932 kJ/h toplam güç tüketimi olan ısı pompası için saatlik maliyet 0,0478 TL/h‘dir. Toplam Kazanç = 0.5216 (TL/h) - 0.0478 (TL/h) = 0.4738 TL/h ( saatlik) ĠĢletmenin günde ortalama 20 saat çalıĢtığı ve yılda 300 iĢ gün çalıĢtığı düĢünülürse doğal gaza göre yıllık tasarruf miktarı; 0.4738 TL x 20 saat x 300 gün = 2843 TL (yıllık tasarruf miktarı) Bir yatırımın ekonomik olup olmadığının değerlendirmek için birkaç metot vardır. Bunlardan en basiti geri ödeme metodudur. Bu ise yatırımda sarf edilen tüm paranın geri alınması için geçen süredir (Etemoğlu ve ark.2006). ı ı ö ı ı ı ö  Elektrik enerjisi ile ısı pompasının yıllık enerji tasarrufu oranı açısından karşılaştırılması Q y  8128W  8,128kW  8,182 kJ / s  29260,8 kJ / h Çizelge 4.3‘den görüldüğü üzere, Elektrik enerjisinin 1000 Kcal (4180 kJ) için gideri: 0,24312 TL 29260 kJ enerji değerinin elektrik enerjisi ile karĢılanması için gerekli olan gider: olarak hesaplanır. Isı pompası toplam güç tüketiminden (Kompresör, Pompalar ve Fan) dolayı harcanan elektrik maliyeti : Isı pompasının 4180 kJ güç elde etmesi için gerekli olan maliyet: 0,04058 TL‘dir. Isı pompası toplam güç tüketimi: 1370 W=1,370 kW= 4932 kJ/ h 4932 kJ/h toplam güç tüketimi olan ısı pompası için saatlik maliyet 0,0478 TL/h‘dir. 148 Toplam Kazanç = 1,70 (TL/h) - 0.0478 (TL/h) = 1,652 TL/h ( saatlik) ĠĢletmenin günde ortalama 20 saat çalıĢtığı ve yılda 300 iĢ gün çalıĢtığı düĢünülürse elektrik enerjisine göre yıllık tasarruf miktarı ; 1,652 TL/h x 20 saat x 300 gün = 9912 TL ı ı ö ı ı ı ö  Fuel oil (6 nolu) ile ısı pompasının yıllık enerji tasarrufu oranı açısından karşılaştırılması Q y  8128W  8,128kW  8,182 kJ / s  29260,8 kJ / h Çizelge 4.3‘den görüldüğü üzere, Fuel Oil‘in 1000 Kcal( 4180 kJ) için gideri: 0,21713 TL 29260 kJ enerji değerinin Fuel Oil ile karĢılanması için gerekli olan gider olarak hesaplanır. Isı pompası toplam güç tüketiminden (Kompresör, Pompalar ve Fan) dolayı harcanan elektrik maliyeti: Isı pompasının 4180 kJ güç elde etmesi için gerekli olan maliyet: 0,04058 TL‘dir. Isı pompası toplam güç tüketimi: 1370 W=1,370 kW= 4932 kJ/ h 4932 kJ/h toplam güç tüketimi olan ısı pompası için saatlik maliyet 0,0478 TL/h‘dir. Toplam Kazanç = 1,52 (TL/h) - 0.0478 (TL/h) = 1,4722 TL/h ( saatlik) ĠĢletmenin günde ortalama 20 saat çalıĢtığı ve yılda 300 iĢ gün çalıĢtığı düĢünülürse fuel oile göre yıllık tasarruf miktarı ; 1,4722 TL/h x 20 saat x 300 gün = 8833 TL ı ı ö ı ı ı 149 ö Çizelge 4.4. Isı pompası yardımıyla atık ısıdan ısı geri kazanımının bazı yakıtlar ile ekonomik açıdan karĢılaĢtırılması Karşılaştırılan Yıllık enerji Geri ödeme süresi (ay) enerji türü tasarrufu (TL) Doğal gaz 2843 19 Elektrik 9912 5,5 Fuel oil 8833 6 4.3.2. Isı pompası destekli kurutma işlemi ile diğer bazı yakıtların ekonomik analizi Projenin maliyetine teĢkil eden temel elemanların maliyeti bu konularda üretim, satıĢ ve montaj yapan çeĢitli firmalar ile T.C. Bayındırlık ve Ġskan Bakanlığı Yapı ĠĢleri Tesisat Birim Fiyat ve Tarifeleri (2011) ‗ ten alınmıĢtır. Toplam teçhizat tutarı 2000 TL‘ dir. Yatırım maliyeti hesaplanırken aĢağıdaki maliyetlerin de göz önüne alınması gerekmektedir. Bunlar sırasıyla ekipman, mühendislik, bağlantılar ve kablolar, montaj, testler ve ayarlar, üretim kayıpları, beklenmeyen harcamalar olup toplam tahmini maliyet 3000 TL dir. KarĢılaĢtırma yapılan enerji türleri ile ilgili teknik veriler bursagaz firmasından alınmıĢtır (http://www.bursagaz.com/Yakit- Karsilastirmasi/233/5401/Eylul-2011-Sanayi-Yakit-Karsilastirmasi.html). 150 Çizelge 4.5. Isı pompası destekli kurutma tesisatından ölçülen ve hesaplanan parametreler Ölçülen parametreler Sembol Değer Biri m Ortalama hava hızı Vh 1,52 m/s A noktası hava sıcaklığı TA 25,2 °C B noktası hava sıcaklığı TB 17,4 °C C noktası hava sıcaklığı TC 20,8 °C D noktası hava sıcaklığı TD 33,5 °C A noktası bağıl nem değeri A 89 - B noktası bağıl nem değeri B 95 - C noktası bağıl nem değeri C 88,1 - D noktası bağıl nem değeri D 46,4 - Isı pompası alçak basınç değeri Pb 3,93 bar Isı pompası yüksek basınç değeri Py 10,12 bar Hesaplanan parametreler Sistemde dolaĢan hava debisi mh 0,35 kg/s By-pass oranı(BYO) BYO 0,44 - Kompresör güç tüketimi Wk 1091 W Fan güç tüketimi Wf 337 W YoğuĢan su miktarı myoğ 0,0012 kg/s Soğutucu akıĢkan debisi msa 0,0224 kg/s BuharlaĢtırıcı kapasitesi Qb 4772 W YoğuĢturucu kapasitesi Qy 4581 W Isı pompası ısıtma tesir katsayısı ITKıp 4,2 - Tüm sistemin ısıtma tesir katsayısı ITKsis 3,21 - Çizelge 4.6. Bazı yakıtların güncel ekonomik verilerinin karĢılaĢtırılması Enerji Birim Isıl Değeri Verim Formül TL/1000 Türü Fiyat Kcal Isı 0,2070 TL 860 %321 0,2070x1000/(860x3,21) 0,07498 pompası Kcal/kg Doğal 0,5718 TL 8250 %93 0,5718x1000/(8250x0,93) 0,07452 3 Gaz Kcal/m (sanayi) Elektrik 0,2070 TL 860 %99 0,2070x1000/(860x0,99) 0,24312 Kcal/kg Fuel Oil 1,6610 TL 9562 %80 1,6610x1000/(9562x0,80) 0,21713 (6 Kcal/kg numara) 151 Isı pompası destekli kurutma sisteminde nemlendiriciden 25,2 ºC‘de atılan hava, buharlaĢtırıcıda nemi alınıp 17,4 ºC‘ye düĢürüldükten sonra by-pass edilen hava ile karıĢıp 20,8 ºC‘ye ulaĢmaktadır. Ardından yoğuĢturucuda 33,5 ºC‘ye kadar ısıtılmaktadır.  Eğer bu hava yoğuşturucu yerine doğal gaz ile ısıtılırsa yıllık ısıtma maliyeti; Bu ısıyı elde etmek için gerekli olan doğal gaz debisi; 3 Ortalama doğal gaz sanayi fiyatı = 0.572 TL / m Eylül 2011 fiyatı alındığında; Doğal gazın saatlik enerji maliyeti: Isı pompası toplam güç tüketiminden (Kompresör ve Fan) dolayı harcanan elektrik maliyeti: Isı pompasının 1000 Kcal ( 4180 kJ) güç elde etmesi için gerekli olan maliyet: 0,07498 TL Isı pompası toplam güç tüketimi: 1428 W=1,428 kW= 5140,8 kJ/ h 5140,8 kJ/h toplam güç tüketimi olan ısı pompası için saatlik maliyet 0,092 TL/h‘dir. Isı pompası kullanması ile elde edilen toplam kazanç: 152 ĠĢletmenin günde ortalama 20 saat çalıĢtığı ve yılda 300 iĢ gün çalıĢtığı düĢünülürse doğal gaza göre yıllık tasarruf miktarı; 0.203 TL x 20 saat x 300 gün = 1218 TL ı ı ö ı ı ı ö  Eğer bu hava yoğuşturucu yerine elektrikli ısıtıcı ile ısıtılırsa yıllık ısıtma maliyeti; Havayı 20,8 ºC‘den 33,5 ºC‘ye kadar ısıtmak için verilmesi gereken ısı miktarı; Çizelge 4.6 görüldüğü üzere, Elektrik enerjisinin 1000 Kcal ( 4180 kJ) için gideri: 0,24312 TL 16491,6 kJ enerji değerinin elektrik enerjisi ile karĢılanması için gerekli olan gider olarak hesaplanır. Isı pompası toplam güç tüketiminden (Kompresör ve Fan) dolayı harcanan elektrik maliyeti : Isı pompasının 1000 Kcal ( 4180 kJ) güç elde etmesi için gerekli olan maliyet: 0,07498 TL Isı pompası toplam güç tüketimi: 1428 W=1,428 kW= 5140,8 kJ/ h 5140,8 kJ/h toplam güç tüketimi olan ısı pompası için saatlik maliyet 0,092 TL/h‘dir. 153 Isı pompası kullanması ile elde edilen toplam kazanç: ĠĢletmenin günde ortalama 20 saat çalıĢtığı ve yılda 300 iĢ gün çalıĢtığı düĢünülürse elektrik enerjisine göre yıllık tasarruf miktarı; 0,867 TL x 20 saat x 300 gün = 5202 TL ( yıllık ) ı ı ö ı ı ı ö  Eğer bu hava yoğuşturucu yerine fuel oil(no:6) ile ısıtılırsa yıllık ısıtma maliyeti; Havayı 20,8 ºC‘den 33,5 ºC‘ye kadar ısıtmak için verilmesi gereken ısı miktarı; Bu ısıyı elde etmek için gerekli olan fuel oil no:6 debisi; 3 Ortalama fuel oil no:6 fiyatı = 1,6610 TL / m Eylül 2011 fiyatı alındığında ; Fuel oil no:6‘nın saatlik enerji maliyeti: Isı pompası toplam güç tüketiminden (Kompresör ve Fan) dolayı harcanan elektrik maliyeti : 154 Isı pompasının 1000 Kcal ( 4180 kJ) güç elde etmesi için gerekli olan maliyet: 0,07498 TL Isı pompası toplam güç tüketimi: 1428 W=1,428 kW= 5140,8 kJ/ h 5140,8 kJ/h toplam güç tüketimi olan ısı pompası için saatlik maliyet 0,092 TL/h‘dir. Isı pompası kullanması ile elde edilen toplam kazanç: ĠĢletmenin günde ortalama 20 saat çalıĢtığı ve yılda 300 iĢ gün çalıĢtığı düĢünülürse fuel oil‘e göre yıllık tasarruf miktarı; 0,745 TL x 20 saat x 300 gün = 4470 TL ( yıllık ) ı ı ö ı ı ı ö Çizelge 4.7. Isı pompası destekli kurutma deney tesisatının bazı yakıtlar ile ekonomik açıdan karĢılaĢtırılması Yıllık enerji Geri ödeme süresi (ay) Karşılaştırılan tasarrufu enerji türü (TL) Doğal gaz 1218 29 Elektrik 5202 7 Fuel oil 4470 8 155 5.SONUÇ Bu çalıĢmada endüstride yaygın olarak kullanılan kurutma proseslerinde, kurutma odasından ayrılan nemli ve sıcak havanın ısısının geri kazanılması amacıyla ve mevcut birçok endüstriyel prosesin sonunda (örnek: tekstil endüstrisinde boyama, ağartma, kimyasal ve yıkama iĢlemleri) çeĢitli sıcaklıklarda drenaja atılan atık sıvıların ısısından yararlanmak ve bu ısıyı faydalı iĢlere (ortam ısıtılması veya sıcak su kullanımı gibi) dönüĢtürmek amacıyla ısı pompasının kullanımı amaçlandı. Bunun için iki adet ayrı ayrı prototip deney tesisatı kuruldu ve üzerinde deneysel çalıĢmalar yapıldı. Elde edilen deneysel analiz sonuçları, kurulan bir basit matematik model sonucu elde edilen verilerle karĢılaĢtırıldı. Elde edilen sonuçlar aĢağıda her iki çalıĢma için ayrı ayrı belirtilmektedir: 5.1. Isı Pompası Destekli Kurutma Ünitesi Araştırma Sonuçları Kurutma sistemlerinde kurutma odasından atılan nemli havanın ısısından ısı geri kazanım amacıyla ısı pompalarının kullanımının oldukça verimli olduğu görüldü. Kullanılan ısı pompası performans değeri (ITKıp) hava debi miktarlarına bağlı olarak 4 ile 5 arasında değiĢirken, tüm sistemin verimi (ITKsis) ise 3 ile 3.2 arasında elde edildi. Elde edilen SMER oranı ise 3 ile 3.5 kg/kWh arasında olup, Jolly ve ark. (1990)‘ a göre ısı pompası destekli kurutucularda SMER değeri 1 ile 4 kg/kWh arasında değiĢmektedir. Buna göre elde edilen bu SMER değerinin oldukça yüksek bir değer olduğu görülmektedir. Bu tip kurutma sistemlerinde havanın bir kısmının by-pass edilmesi kurutucu giriĢ Ģartlarının değiĢtirilmesine olanak tanır. Ayrıca sistemde herhangi bir aĢırı yüklenme durumunda yükselen basınç değerleri, by-pass oranının arttırılmasıyla düĢürülebilir. Bu tip kurutma sistemlerinde %50‘ den daha fazla havanın by-pass edilmesi ITK ve SMER değerlerini düĢürmektedir. Bu yüzden ısı pompası %50 by-pass oranının altındaki Ģartlarda çalıĢtırılmalıdır. Hava debisinin arttırılması fan güç tüketimini arttırdığı için, sistemde dolaĢan hava debisinin arttırılması sistemin performansını düĢürmektedir. Maksimum ITKıp değerleri 156 en yüksek hava hızında elde edilirken, maksimum ITKsis değerleri ise en düĢük hava hızında elde edilmiĢtir. Sistem tasarımının baĢlangıç aĢamasında optimum bir hava debisi seçilmelidir. Soğutucu akıĢkan miktarı, gerçek çalıĢma sıcaklık ve nem Ģartlarına (yani, kurutma ürün sıcaklığı ve nemi) göre sisteme verilmelidir. Bu çalıĢma Ģartlarından uzaklaĢıldığında (sisteme daha yüksek sıcaklık ve nemde ürün sokulursa), sistemin dengesi bozulacak, çıkıĢ basınç ve sıcaklığı artacak ve kompresör yüksek akım çekecek ve nihayetinde hasar görecektir. Bunu engellemek için, değiĢken devirli bir fan kullanılabilir veya kurutma ünitesinin dıĢına yardımcı bir kondenser monte edilebilir. Ayrıca bu tip ısı pompası sistemlerine mutlaka sıvı deposu konmalıdır. Termostatik genleĢme valfinin yeterli sıvı akıĢkanla beslenebilmesi için bu gereklidir. Yeterli akıĢkanla beslenemeyen bir valf sistemin dengesini bozacaktır. Tasarlanan deney tesisatında ısı pompası kondenserinde ısıtılan havanın farklı yakıt (doğalgaz, elektrikli ısıtıcı ve fuel-oil) ile ısıtılması halinde (iĢletmenin günde ortalama 20 saat çalıĢtığı ve yılda 300 iĢ günü çalıĢtığı düĢünülerek) tüketilen enerji maliyetleri ve geri ödeme süreleri karĢılaĢtırıldığında aĢağıdaki sonuçlar elde edildi: - Kurutma havasının doğal gaz yerine ısı pompası kullanılması durumunda elde edilen yıllık kar 1218 TL ve sistemin geri ödeme süresi 29 ay, - Kurutma havasının elektrikli ısıtıcı yerine ısı pompası kullanılması durumunda elde edilen yıllık kar 5202 TL ve sistemin geri ödeme süresi 7ay, - Kurutma havasının fuel-oil yerine ısı pompası kullanılması durumunda elde edilen yıllık kar 4470 TL ve sistemin geri ödeme süresi 8 ay Kurutma uygulamalarında yaygın olarak kullanılan yakıtlar yerine ısı pompası kullanımının oldukça ekonomik olduğu görülmektedir. Diğer yakıtları kullanan kurutma sistemlerinde, sıcak ve nemli havanın atmosfere atılması geri kazandırılamaması da ayrıca göz önünde bulundurulmalıdır. 157 5.2. Isı Pompası Yardımıyla Atık Sıvı Isıdan Isı Geri Kazanım Ünitesi Araştırma Sonuçları Endüstride çeĢitli proseslerde kullanıldıktan sonra drenaja atılan çeĢitli sıcaklıklarda atık sıvılar mevcuttur. Drenaja atılmadan önce bu atık sıvıların ısısından yararlanmak (sıcak su temini veya bir ortamın ısıtması gibi) amacıyla genellikle yaygın olarak ısı eĢanjörleri kullanılmaktadır. Fakat sudan-suya ısı eĢanjörleri 40°C ila 100°C arasında bulunan sıcak akıĢkanlardan ısı geri kazanımında etkilidirler (Kaya ve Güngör 2002). Isı pompalarının ise düĢük kaynak sıcaklıklarında verimli çalıĢtıkları bilinmektedir. Bu nedenle düĢük sıcaklıklarda mevcut atık sıvıların ısısından yararlanmak amacıyla kurulan ısı pompası deney tesisatında, iki farklı kompresör hızında farklı atık sıvı sıcaklıklarında ve debilerinde deneyler gerçekleĢtirildi. Deneyler sonucunda elde edilen verilere dayanarak, düĢük sıcaklıklarda (30-50°C arası) atık sıvının ısısından yararlanmak amacıyla ısı pompasının kullanımının oldukça uygun olduğu görüldü. Tasarlanan ısı pompası verimi (ITKıp) değeri 50°C atık su sıcaklığı için 7‘lere ulaĢırken, tüm sistemin verimi (ITKsis) ise 6‘ lara ulaĢtı. Fakat ısı pompasının tasarımında ve çalıĢtırılmasında dikkat edilmesi gereken bazı hususların olduğu tespit edildi. Özellikle bu tip uygulamalarda ısı pompası kullanımında dikkat edilmesi gereken en önemli parametrenin, sistemin en yüksek sıcaklık değerinin elde edildiği, kompresör çıkıĢ sıcaklığı olduğu görüldü. Bu yüzden; atık sıvının ısısının geri kazanımında kullanılan ısı pompasının buharlaĢtırıcı kapasitesi, mevcut atık ısı kapasitesiyle uyumlu seçilmelidir ve çalıĢma esnasında atık su debi ve sıcaklığı sabit tutulmalıdır. Sistemin çalıĢması, evaporatöre giren atık sıvı ile soğutucu gazın ısıl dengesinin bozulmamasına bağlıdır. Aksi takdirde, evaporatörde aĢırı kızdırma miktarı 10°C‘ yi geçmekte buna bağlı olarak kompresör emiĢine gelen soğutucu akıĢkan sıcaklığı yükselmekte ve bununla birlikte kompresör kendini soğutamayarak, kompresör çıkıĢ sıcaklığı yükselmektedir. Kompresör çıkıĢ sıcaklığının 90°C‘ yi aĢması durumunda kompresör yüksek akım çekmekte ve kompresör motor sargıları zarar görebilmektedir. Kompresör çıkıĢ sıcaklığıyla birlikte basma basıncı da artmaktadır. Bilindiği gibi çalıĢılan her soğutucu akıĢkanın kritik basınç ve sıcaklık değerleri mevcuttur. Bu değerler, ısı pompası tasarımını ve çalıĢma Ģartlarını sınırlayan değerlerdir. Bu değerlerin aĢılması durumunda soğutucu akıĢkan ve sistemdeki yağlama yağının kimyasal özellikleri bozulmakta ve kompresör zarar görmektedir. BuharlaĢtırıcıya gönderilen atık su sıcaklığının ısıl 158 kapasitesini karĢılayacak Ģekilde sisteme uygun gaz Ģarjı yapılmalı ve aĢırı kızdırma sıcaklık değeri ve kompresör emiĢ gaz sıcaklığı kontrol edilmelidir. Sisteme verilen gaz miktarı, iĢletme atık su sıcaklık ve debi Ģartlarında çalıĢılması durumuna göre verilmeli ve aĢırı kızdırma değerinin 5-10°C arası olmasına dikkat edilmelidir. Sisteme fazla gaz Ģarjı yapmak, sistemin çıkıĢ basıncını aĢırı arttıracağından kaçınılmalıdır. Unutulmamalıdır ki bu tip sistemlerde fazla gaz basmak daha iyi soğutma elde etmek anlamına gelmez. Sistemin çalıĢması durumunda bu tasarım değerlerini aĢan debi ve sıcaklıkta atık ısının sisteme girmesine izin verilmemelidir, yani sistemin stabilitesi bozulmamalıdır. Bu tip sistemlere mutlaka alçak ve yüksek basınç prosestatları konulmalı ve herhangi bir ısıl yük dalgalanmalarına karĢı kompresör koruma altına alınmalıdır. Tasarlanan deney tesisatında ısı pompası kondenserinde ısıtılan suyun farklı yakıt (doğalgaz, elektrikli ısıtıcı ve fuel-oil) ile ısıtılması halinde (iĢletmenin günde ortalama 20 saat çalıĢtığı ve yılda 300 iĢ günü çalıĢtığı düĢünülerek) tüketilen enerji maliyetleri ve geri ödeme süreleri karĢılaĢtırıldığında aĢağıdaki sonuçlar elde edildi: - Suyun ısıtılmasında doğal gaz yerine ısı pompası kullanılması durumunda elde edilen yıllık kar 2843 TL ve sistemin geri ödeme süresi 19 ay, - Suyun ısıtılmasında elektrikli ısıtıcı yerine ısı pompası kullanılması durumunda elde edilen yıllık kar 9912 TL ve sistemin geri ödeme süresi 5,5 ay, - Suyun ısıtılmasında fuel-oil yerine ısı pompası kullanılması durumunda elde edilen yıllık kar 8830 TL ve sistemin geri ödeme süresi 6 ay Atık sıvıların ısısından ısı geri kazanım amaçlı ısı pompası kullanımının, diğer yakıtlarla aynı suyun ısıtılmasına nazaran oldukça ekonomik olduğu görülmektedir. Bir de fosil yakıtlardan çevreye atılan atık gazlar düĢünüldüğünde, ısı pompası kullanımı daha da önem kazanmaktadır. Her iki çalıĢmada görüldüğü üzere sanayide atık ısıdan yararlanarak ısı geri kazanımı için kullanılan ısı pompaları büyük enerji tasarrufu sağlaması, ekonomik olması ve çevreci bir sistem olmasına rağmen Türkiye‘de halen yok denecek kadar az uygulanmasının ana sebebleri Ģunlardır; 159 1. Avrupa ülkelerinin çoğunda sanayi tipi ısı pompası uygulamalarının yaygınlaĢtırılması için ucuz ve uzun vadeli krediler verilmiĢtir. Türkiye‘de sanayi tipi ısı pompası uygulamalarının gerçekleĢtirilmesi için ucuz ve uzun vadeli krediler temin edilmelidir. 2. Avrupada pik noktalar haricinde ucuz elektrik uygulamaları yaygınlaĢtırılmıĢtır. Türkiye‘de sanayide enerji tasarruf uygulamalarında kullanılan ısı pompaları için pik noktalar haricinde ucuz elektrik uygulamasına mutlaka baĢlanmalıdır. Ayrıca Türkiye‘de elektrik fiyatları Avrupa‘ya göre yaklaĢık olarak 2-3 kat daha pahalı durumda olması sanayide ısı pompası kullanımını kısıtlamaktadır. 3. Üniversiteler ve konu ile ilgili firmalar; sanayide kullanılacak özel tip ısı pompası sistemleri üretmedikleri için, ithal gelen sanayi tip ısı pompaları çok pahalı olmaktadır. Ucuz hale getirmek ve sanayiciyi özendirmek için yerli ısı pompası sistemlerini üretmek hedef alınmalıdır. Bu çalışmadan sonra devam ettirilmesi düşünülen çalışmalar: Bu çalıĢma bitiminden sonra aĢağıda belirtilen çalıĢmalara devam edilecektir: 1. Isı pompasını oluĢturan tüm elemanların daha kapsamlı matematik modelini oluĢturarak tüm sistemin analiz edilmesi. Ayrıca geliĢtirilen matematik modelin, literatürde kabul görmüĢ yazılımlarda kurulacak modeller ile karĢılaĢtırılması. 2. Atık sıvının ısısından yararlanmak amacıyla kullanılan ısı pompası sisteminin farklı soğutucu akıĢkanlar için test edilmesi ve R134a için elde edilen sonuçlarla karĢılaĢtırılması. 3. Isı pompası destekli kurutma ünitesinin farklı noktalarından taze hava beslemesi yapılması durumunda sistemin yaz ve kıĢ Ģartlarında performansının incelenmesi. 4. Isı pompası destekli kurutma ünitesine ısı geri kazanım ünitesi takılması durumunda sistemin yaz ve kıĢ Ģartlarında performansının incelenmesi. 5. Endüstride ısı pompası kullanarak atık ısıdan ısı geri kazanım sistemlerinin ekserji (kullanılabilirlik) analizlerine literatürde az rastlanmaktadır. Söz konusu eksikliğin giderilmesi için kapsamlı akademik çalıĢmalara yönelmek. 160 KAYNAKLAR Abou-Ziyan, H.Z., Ahmed, M. F., Metwally, M.N., Abd El-Hameed, H.M. 1997. Solar assisted R22 and R134a heat pump syestems for low-temperature applications. Applied Thermal Engineering, 17(5): 455-469. Achariyaviriya, S., Soponronnarit, S., Terdyothin, A. 2000. Mathematical model development and simulation of heat pump fruit dryer. Dry Technol 18(1&2):479–91 Adapa, P.K., Schoenau, G.J. 2005. Re-circulating heat pump assisted continuous bed drying and energy analysis. Int J. of Energy Res., 29:961–72 Adapa, P.K., Schoenau, G.J., Sokhansanj, S. 2002. Performance study of a heat pump dryer system for specialty crops – Part 1: development of a simulation model. Int J. of Energy Res. 26:1001–19 Akbıyık, E. 1999. Tekstil endüstrisinde, atık sularla kayıp olan enerjinin ısı pompaları yardımıyla geri kazanımı. . Y ksek Lisans Tezi, Yıldız Teknik Üniversitesi Fen Bilimleri Enstitüsü. Ġstanbul. Almedia, M.S.V., Gouveia, C.M., Zdebsky, S.R., ve Parise, J.A. 1990. Performance analysis of a heat pump assisted drying system. Int. J. of Energy Research. Vol 14, 397- 406. Al-Rabghı ,O.M., Beırutty, M., Akyurt, M., Najjar, Y., Alp, T. 1993. Recorvery and utılızatıon of waste heat. Heat recorvey Systems & CHP, 13(5): 463-470. Alves-Filho, O., Eikevik, T., Mulet, A., Garau, C., Rossello, C. 2007. Kinetics and mass transfer during atmospheric freeze drying of red pepper. Dry Technol, 25:1155–61 Alves-Filho, O., Thorbergsen, E., Strommen, I. 1998. A component model for simulation of multiple fluidized bed HPDs. In: Proceedings of the 11th international drying symposium, vol. A;. pp. 94–101. Ameen, A., Bari, S. 2004. Investigation into the effectiveness of heat pump assisted clothes dryer for humid tropics. Energy Convers Manage, 45:1397–405 Anonim, 1993. Industrial heat pumps ımprove plant efficiency and recover wasted energy resources. http://www.p2pays.org/ref/11/10451.htm#top -( EriĢim tarihi: 2009) Anonim, 2009. Industrial Heat Pumps for Low-Temperature Heat Recovery. http://www.energy.wsu.edu/Documents/IndustServFactsheet-HeatPumps-May%2009.pdf -( EriĢim tarihi: 2010) Anonim, 2011.http://www.plakaliesanjor.com/1/28/B3-27--Model-Lehimli-EĢanjör.htm Anonim,2010.http://www.esanjor.com.tr/plakali_isi_esanjoru.asp?t=Plakalı%20Isı%20 EĢanjörlerinde%20Kullanılan%20Kanal%20Dizaynları#Text12 161 Artnaseaw, A., Theerakulpisut, S., Benjapiyaporn, C. 2010. Development of a vacuum heat pump dryer for drying chilli. Biosystems Engineering, 105: 130-138 Ashrae ,1997.Fundamental Handbook. ASHRAE: Atlanta, GA. Baek , N.C., Shin , U.C., Yoon J.H. 2005. A study on the design and analysis of a heat pump heating system using wastewater as a heat source. Solar Energy, 78: 427–440. Baek, N.C., Shin, U.C., Yoon, J.H. 2001. Development of off-peak electric water heater using heat pump. (1999-E-ID01_P11), pp. 3–7. Bannister, P., Carrington, G., Chen, G. 2002. Heat pump dehumidifier drying technology—Status, potential and prospects. Proceedings of 7th IEA Heat Pump Conference, Beijing, China, May 19–22, 2002. Bilge, D., Heperkan, H., Üstündağ, Y. 1997. Gıda endüstrisinde enerji geri kazanım sistemlerinin incelenmesi ve uygulanması. 3.Ulusal Tesisat Mühendisliği Kongresi ve Sergisi. Britnell, P., Birchall, S., Fitz-Payne, S., Young, G., Mason, R., Wood, A. 1994. The application of heat pump dryers in the Australian food industry. In: Proceedings of the 9th international drying symposium; pp. 897–904. Can, M. 1995. Endüstriyel atık akıĢkanların değerlendirilmesi ve ülke ekonomisine katkısı. Ekoloji Çevre Dergisi, 17: 22-28. Ceylan, I., Aktas, M., Dogan, H. 2007. Energy and exergy analysis of timber dryer assisted heat pump. Applied Thermal Engineering, 27:216–22. Ceylan, İ., Aktaş, M., Doğan, H. 2005. Isı pompalı kurutma odasında elma kurutulması. Isı Bilimi ve Tekniği Dergisi, 25(2): 9-14. Ceylan, İ., Aktaş, M., Doğan, H. 2007. Isı pompalı bir kurutucuda kerestelerin kurutma süresinin belirlenmesi. Gazi Üniv. M h. Mim. Fak. Der., 22(4): 847-854 Ceylan, İ., Aktaş, M. 2008. Isı pompası destekli bir kurutucuda fındık kurutulması. Gazi Üniv. M h. Mim. Fak. Der., 23(1): 215-222. Chua, K.J., Chou, S.K. 2004. A modular approach to study the performance of a two- stage heat pump system for drying. Applied Thermal Engineering, 25: 1363–1379. Chua, K.J., Mujumdar, A.S., Hawlader, M.N.A., Chou, S.K., Ho, J.C. 2001. Batch drying of banana pieces – effect of stepwise change in drying air temperature on drying kinetics and product color. Food Res Int. 34:721–31. Clements, S., Jia, X., Jolly, P. 1990. Heat pump asssisted continous drying part:2 simulation results, International Journal Of Energy Research, 14: 771-782. 162 Clements, S., Jai, X., Jolly, P. 1993. Experimental verification of a heat pump assisted-continuous dryer simulation model. International Journal of Energy Research, 17: 19–28. Colak, N., Hepbasli, A. 2009. A review of heat pump drying: Part 1 – Systems, models and studies. Energy Conversion and Management, 50: 2180–2186. Colak, N., Hepbasli, A. 2005. Exergy analysis of drying of apple in a heat pump dryer. In: 2nd International conference of the food industries & nutrition division on; future trends in food science and nutrition, pp. 145–58 Colak, N., Hepbasli, A. 2007. Performance assessment of drying of blanched carrot in a ground-source heat pump dryer. In: The third international exergy, energy and environment symposium. Colak, N., Kuzgunkaya, E., Hepbasli, A. 2008. Exergetic assessment of drying of mint leaves in a heat pump dryer. Journal of Food Process Engineering, 31: 281–98 Coogan, R.C., Wills, R.B.H. 2008. Flavor changes in Asian white radish (Raphanus sativus) produced by different methods of drying and salting. International Journal of Food Properties, 11(2):253–7. Coşkun, S. 1993. Kurutma iĢlemlerinde ısı pompası ile enerji tasarrufu sağlanmasının incelenmesi. Y ksek Lisans Tezi, Uludağ UÜ Fen Bilimleri Enstitüsü, Makine Mühendisliği Ana Bilim Dalı, Bursa. Coşkun, S. 2000. Isı pompası yardımıyla sürekli kurutma sisteminin simulasyonu. Doktora Tezi, Uludağ UÜ Fen Bilimleri Enstitüsü, Makine Mühendisliği Ana Bilim Dalı, Bursa. Coşkun, S. 2002. Basit nem alıcı ısı pompalı sürekli kurutma sisteminin simulasyonu. DEÜ M hendislik Fak ltesi Fen Ve M hendislik Dergisi, 4(2): 79-96. Coşkun, S. 2003. Isı pompası kullanılan kurutma sisteminin simulasyonu. Teknoloji, 6(3-4): 67-76. Cunney, M.B., Williams, P. 1984. An engine-driven heat pump applied to grain drying and chilling. In: Proceedings 2nd international symposium on the large scale applications of heat pumps;. pp. 283–94. Çelebi, A. 2006. Atık Isı Geri Kazanımlı Isı Pompası Sistemi Simülasyonu. Y ksek Lisans Tezi, Selçuk Üniversitesi Fen Bilimleri Enstitüsü, Makine Eğitimi Ana Bilim Dalı, Konya. Doğan, V. 1999. Isı Geri Kazanım ve Sudan Suya Isı Pompası Uygulaması. 99‘Teskon Program Bildirileri. 163 Durmuş, A., Kurtbaş, İ. 2002. Yeni tasarlanan havalı kollektör yardımı ile Elazığ yöresi kayısılarının kurutulması ve kollektör verimi. Balıkesir Üniversitesi, IV. Mühendislik-Mimarlık Sempozyumu, 11-12-13 Eylül 2002, Balıkesir. Erdoğan, S., Yılmaz, M., Şahin, B., Özyurt, Ö. 2006. Isı pompası sistemlerinin seçimi. Tesisat M hendisliği Dergisi, 92: 40-49. Etemoğlu, A.B., İşman, M.K., Can, M. 2006. Bursa ve çevresinde jeotermal enerjinin kullanılabilirliğinin incelenmesi, U.Ü. Mühendislik- Mimarlık Fakültesi Dergisi, 11 (1), 55-64. Fatouh, M., Metwally, M.N., Helali, A.B., Shedid, M.H. 2006. Herbs drying using a heat pump dryer. Energy Conversion and Management, 47:2629–43 Fiala, M., Guidetti, R. 2008. Drying of medicinal plants with a closed-circuit heat pump dryer. Zeitschrift Arznei- Gewurzpflanzen, 13(1):29–35. Geeraert, B. 1976. Air drying by heat pumps with special reference to timber drying, in: E. Camatini, T. Kester (Eds.), Heat Pumps and their Contribution to Energy Conservation, NATO advanced study institute series E, Applied Science, 15, Leydon, Noordhoff, , 219–246. Gorozabel Chata, F.B., Chaturvedi, S.K., Almogbel, A. 2005. Analysis of a direct expansion solar assisted heat pump using different refrigerants. Energy Conversion and Management, 46: 2614–2624 Güneş, M. 1998. Su ve havanın bazı termofiziksel özellikleri için korelasyonlar. Termodinamik, 3: 64-69. Hancioglu Kuzgunkaya E., Hepbasli, A. 2007. Exergetic evaluation of drying of laurel leaves in a vertical ground-source heat pump drying cabinet. Int. Journal of Food Engineering, 31:245–58. Hawlader, M.N.A., Perera, C.O., Tian, M. 2006. Properties of modified atmosphere heat pump dried foods. Journal Of Food Engineering, 74:392–401 Hawlader, M.N.A., Perera, C.O., Tian, M., Yeo, K.L. 2006. Drying of guava and papaya: impact of different drying methods. Dry Technol, 24:77–87 Ho, J.C., Chou, S.K., Mujumdar, A.S., Hawlader, M.N.A., Chua, K.J. 2001. An optimization framework for drying of heat sensitive products. Appl. Therm. Eng. 21:1779–98 Hodgett, D.L. 1976. Efficient drying using heat pump. Chemical Engineer, 311:510– 512. Hogan, M.R. 1983. Heat pump for low-temperature grain drying. Transactions of ASAE. pp.1234-1238. 164 Islam, M.R., Ho, J.C., Mujumdar, A.S. 2003. Convective drying with time varying heat input: simulation results. Dry Technol, 21:1333–56 Jangam, S.V., Joshi, V.S., Mujumdar, A.S., Thorat, B.N. 2008. Studies on dehydration of sapota (Achras zapota). Dry Technol, 26:369–77 Jolly, P., Jia, X., Clements, S. 1990. Heat pump assisted continous drying part 1: sımulation model. Int. J. of Energy Research, Vol. 14, 757-770. Kaya, D., Güngör C. 2002. Sanayide Enerji Tasarruf Potansiyeli-II, M hendis ve Makina, 515: 36‐44. Lazzarin, R.M. 1994. Heat pump ın ındustry-I: Equıpment. Heat recorvey Systems & CHP, 14(6): 581-597 Lazzarin, R.M. 1995. Heat Pump ın Industry II: Applicatıons. Heat recorvey Systems & CHP, 15(5): 305-317 Lee, K.H., Kim, O.J. 2009. Investigation on drying performance and energy savings of the batch-type heat pump dryer. Drying Technology, 27(4): 565 – 573. Manuel, S.V.A., Marcio, C.G., Suzana, R.Z., Jose Alberto R.P. 1990. Performance Analysıs Of A Heat Pump Assisted Drying System. Int. Journal of Energy Research, 14: 397-406 Meyer, J.P., Greyvenstein, G.P. 1992. The drying of grain with heat pumps in South Africa: a techno-economic analysis. Int J. of Energy Research. 16:13–20 Minea, V. 2010. Improvements of high-temperature drying heat pumps. International Journal of Refrigeration, 330: 180-195. Moreira, R., Chenlo, F., Chaguri, L., Vazquez, G. 2005. Mathematical modeling of the drying kinetics of chestnut: influence of the natural shells. Food Bioprod Process, 83(4):306–14. Moser, F., Schnıtzer, H. 1985. Heat pumps in industry. Elsevier Science Publishers B.V., Amsterdam, Netherlands, 264 pp. Namsanguan, Y., Tia, W., Devahastin, S., Soponronnarit, S. 2004. Drying kinetics and quality of shrimp undergoing different two stage drying processes. Dry Technol, 22(4):759–78 Nathakaranakule, A., Kraiwanichkul, W., Soponronnarit, S. 2007. Comparative study of different combined superheated-steam drying techniques for chicken meat. Journal of Food Engineering, 80:1023–30. Ogura, H., Yamamoto, T., Otsubo, Y., Ishida, H., Kage, H., Mujumdar, A.S. 2005. A control strategy for chemical heat pump dryer. Dry Technol, 23: 1189–203. 165 Oktay, Z. 2003. Testing of a heat-pump-assisted mechanical opener dryer. Applied Thermal Engineering, 23: 153–162. Oktay, Z., 1999. Isı pompası destekli mekanik açıcılı bir kurutucu ile yün kurutmasının optimizasyonu. Doktora Tezi, Balıkesir Üniversitesi, Balıkesir. Oliver, T.N. 1982. Process drying with a dehumidifying heat pump. In: Proceedings international symposium on the industrial application of heat pumps;. pp. 73–88. Özil, E., Özel, S. 1987. Kurutmada güneĢ enerjisinin kullanımı, M hendis ve Makine Dergisi, 28(327): 28-30. Pal, U. S., Khan, Md. K. 2008. Calculation steps for the design of different components of heat pump dryersunder constant drying rate condition, Drying Technology,26:7,864 - 872 Pendyala, V.R. 1990. Heat pump assisted dryer part 1. mathematical model. Int. J. of Energy Research. Vol. 14, 479-492. Pendyala, V.R. 1990. Heat pump assisted dryer part 2.experimental study. Int. J. of Energy Research. Vol. 14, 493-507. Peregrina, C., Rudolph, V., Lecomte, D., Arlabosse, P. 2008. Immersion frying for the thermal drying of sewage sludge: an economic assessment. The Journal of Environmental Management, 86: 246–61 Perera, C.O. 2001. Modified atmosphere heat pump drying of food products. In: Proceedings of the second Asia-Oceania drying conference, pp. 469–76 Perera, C.O., Rahman, M.S. 1997. Heat pump demuhidifier drying of food. Trends Food Sci Technol, 8:75–9 Phoungchandang, S. 2009. Simulation Model for Heat Pump-Assisted Dehumidified Air Drying for Some Herbs World Journal of Agricultural Sciences, 5 (2): 138-142. Pierre, Bo. 1955. The co-efficient of heat transfer for boiling Freon-12 in horizontal tubes. S. F. Review, 2 (1). Prasertsan, S. and Saen-saby, P., 1998. Heat pump drying of agricultural materials, Drying Technology, 16 (1&2): 235-250. Pulat, E., Etemoglu, A.B., Can, M. 2009. Waste-heat recovery potential in Turkish textile industry: Case study for city of Bursa. Renewable and Sustainable Energy Reviews, 13: 663-672. Qi-Long S., Chang-Hu X., Ya Z., Zhao-Jie L., Xiang-You W., 2008. Drying characteristics of horse mackerel (Trachurus japonicus) dried in a heat pump dehumidifier. Journal of Food Engineering, 84: 12–20 166 Reay, D.A. 1979. Industrial Energy Conservation. Pergamon Press, 371 pp. Reay, D.A., Macmıchael, D.B.A. 1979. Heat Pumps Design and Application. Pergamon Press, London. 303 pp. Rich, D.G. 1973. The effect of fin spacing on the heat transfer and friction performance of multi-row, smooth plate fin-and-tube heat exchangers. ASHRAE Transactions, 79 (1): 137–145. Saborio, S.A. 1993. Analysis of energy comsumtion in heat pump and conventional driers. Heat Recovery Systems & CHP. 13 (5), 419-428. Soylemez, M.S. 2006. Optimum heat pump in drying systems with waste heat recovery. Journal of Food Engineering, 74: 292–298 Tai, K.W., Devotta, S., Watson, R.A., Holland, F.A., 1892. The potential for heat pumps in drying and dehumidification systems – III: an experimental assessment of the heat pump characteristics of a heat pump dehumidification system using R114. Int J Energy Res, 6:333–40. Tamer, Ş. 1990. Klima ve Havalandırma Cilt1. Meteksan A.ġ, Ankara. Teeboonma, U., Tiansuwan, J., Soponronnarit, S. 2003. Optimization of heat pump fruit dryers. Journal of Food Engineering, 59: 369–377. Ünlü, K. 2005. Hava ve toprak kaynaklı ısı pompalarına etki eden parametrelerin incelenmesi. Doktora Tezi, Uludağ UÜ Fen Bilimleri Enstitüsü, Makine Mühendisliği Ana Bilim Dalı, Bursa. Van Blarcom A., Mason RL. 1988. Low humidity drying of macadamia nuts. In: Proceedings of the 4th Australasian conference on tree and nut crops;. pp. 239–48. Wallin, E., Berntsson, T. 1994. Integration of heat pumps in industrial processes, Heat Recorvey Systems &CHP., 14(3): 287-296. Yamankaradeniz, N. 2007. Tekstil Sanayinde Atık Isıdan Enerji Tasarrufunda Klasik Sistemler Ġle Isı Pompası Sistemlerinin KarĢılaĢtırılması. Y ksek Lisans Tezi, Uludağ UÜ Fen Bilimleri Enstitüsü, Makine Mühendisliği Ana Bilim Dalı, Bursa. Yamankaradeniz, R. 1987. Tekstil sanayinde kurutma iĢlemlerinde ısı pompası kullanılarak enerji tasarrufu sağlanması. Tekstil ve Teknik, s.56-58. Yamankaradeniz, R., Horuz, İ., Coşkun, S., Kaynaklı, Ö., Yamankaradeniz, N. 2008. Ġklimlendirme esasları ve uygulamaları. Dora Yayıncılık. Bursa, 597 s. Yamankaradeniz, R., Horuz, İ., Coşkun, S., Kaynaklı, Ö., Yamankaradeniz, N. 2009. Soğutma tekniği ve ısı pompası uygulamaları. Dora Yayıncılık. Bursa, 690 s. 167 Yan Y.Y., Lin T.F. 1999. Evaporation Heat Transfer and Pressure Drop of Refrigerant R-134a in a Plate Heat Exchanger, Transactions of the ASME, 121: 118-126. 168 EKLER EK 1 Isı Pompası Yardımıyla Atık Sıvıdan Isı Geri Kazanımının Hata Analizi EK2 Isı Pompası Destekli Kurutma ĠĢleminin Hata Analizi EK3 R134a Basınç-Entalpi Diyagramı (Yamankaradeniz 2009) EK4 Psikometrik Diyagram (Yamankaradeniz 2008) EK 5 Isı Pompası Destekli Kurutma ĠĢleminin Matematik Model AkıĢ Diyagramı EK 6 Isı Pompası Yardımıyla Atık Sıvıdan Isı Geri Kazanımının Matematik Model AkıĢ Diyagramı 169 EK 1 Isı Pompası Yardımıyla Atık Sıvıdan Isı Geri Kazanımının hata analizi Yoğuşturucu hesabındaki hata analizi: Q y  c ps (Tsyç Tsyg )  4,18 58,5  48,5 41,8 m y Q y  m yc ps  0,194 4.18  0,81 Tsyç Q y  m ycps  0,81 Tsyg  Q Q y y W W Tsyç Tsyg Tsyç Tsyg 0,810,005 0,810,005 Buharlaştırıcı hesabındaki hata analizi: Q y  c ps (Tsbg Tsbç )  4,18 (50  30,3)  82,34 m as Q y  m asc ps  0,083 4,18  0,346 Tsbg 170 Q y  m ascps  0,346 Tsbç Q  b  Q  W b Tsbg W  Tsbç Tsbg Tsbç 0,3460,005 0,3460,005 Kompresör hesabındaki hata analizi: Wk  I k cos 5,13 0,99 5,07 Vk Wk Vk cos  224 0,99  221,7 I k Wk Vk I k  2245,131149,1 Cos 1/ 2  2 2 2 W   W   W   W    k xW   k V    xW    kI   xW   Wk k k cos    Vk   I k   Cos    2 1/ 2W   5,07x0,012   2 2221,7x0,02  1149,1x0,02   23,4Wk 171 Fan hesabındaki hata analizi: W f  I f cos 0,558 0,99  0,55 V f W f V f cos  224 0,99  221,7 I f W f V f I f  2240,558 125 Cos 1/ 2  2 2 2 W  f W    W  f W   xW    xW  f   xW   Wf V I cos V f   f   I f     f   Cos    2  2  2 1/ 2W   0,55x0,012  221,7x0,02  125x0,02   5,08Wf 1.Pompa hesabındaki hata analizi: Wp1  I p1 cos 0,1780,99  0,176 Vp1 W p1 Vp1 cos  224 0,99  221,7 I p1 W p1 Vp1I p1  224 0,178  40 Cos  2 2 2 1/ 2W   0,176x0,012  221,7x0,02  39,8x0,02   4,49Wp1 172 2.Pompa hesabındaki hata analizi: W p2  I p2 cos 0,300,99  0,297 V p2 W p2 Vp2 cos  224 0,99  221,7 I p2 W p2 Vp2 I p2  224 0,3 67,2 Cos 1/ 2  2 2 2 W          p2 W  p2 Wp2 W   xWV   xW    xW   Wp2  p 2   I p 2   cos   V p2   I p2   Cos    2  2  2 1/ 2W   0,297x0,012  221,7x0,02  67x0,02   4,62Wp2 Isıtma tesir katsayısı hesabındaki hata analizi: a) Tüm sistemin ısıtma tesir katsayısı hesabındaki hata analizi: Q y ITK sis  W W W Wk f p1 P2 ITK sis 1 1   0,00073 Q W Wy k f W  p1 W  1138125 40 67 p2 ITK Qsis y 8128     0,0043 Wk (W  k W  f W  p1 W  p2 ) 2  21138 125  40  67 ITK Qsis y   0,0043 W f (Wk W    2 f Wp1 Wp2 ) ITK Qsis y   0,0043 W (W W   2p1 k f Wp1 Wp2 ) 173 ITK Qsis y   0,0043 W (W W Wp2 k f p1 W  p2 ) 2 1/ 2  2 2 2   ITK       sis ITK xW    sis ITK xW    sis xW    Q  Q y    Wk    W f    y   Wk   W f  WITK   siss  2 2 ITK   ITK    sis W   sis     W  W  W p1   W w p 2   p1   p2    1/ 2  2 2 20,00073x1,253   0,0043x23,4   0,0043x5,08  WITK     0,105siss  2 2  0,0043 4,49   0,0043 4,62  b) Isı pompası ısıtma tesir katsayısı hesabındaki hata analizi: Q y ITK ıp  Wk ITK ıp 1 1    0,00087 Q y W  1138 k ITK Qıp y 8128      0,00627 W  2 2k W 1138k 1/ 2  2 2 ITK ıp  ITK ıp   W  ITK xW     xW   ıp  Q WQ y   W k    y  k  2 2 1/ 2 WITK  0,00087x1,253   0,00627x23,4   0,146ıp 174 Çizelge Ek 1. Isı pompası yardımıyla atık ısıdan ısı geri kazanımı tesisatından alınan deneysel sonuçlar ve ölçülen parametrelerden kaynaklanan hata oranları Ölçülen parametreler Semb Değer Biri Toplam ol m hata oranı Atık su debisi mas 300 Lt/h ± 3% Fan-coil yoğuĢturucu arasında dolaĢan su my 700 Lt/h ± 3% debisi Isı pompası alçak basınç değeri Pb 3,4 bar ± 1,5% Isı pompası yüksek basınç değeri Py 16 bar ± 1,5% BuharlaĢtırıcı sıcaklığı Tb 12 °C ± 1,5% YoğuĢturucu sıcaklığı Ty 61 °C ± 1,5% Kompresörün çektiği akım değeri Ik 5,13 A ±2 % Kompresörün çektiği voltaj değeri Vk 224 V ±2% Kompresör cosϕ değeri cosϕ 0,99 - ± 2% Soğutucu akıĢkan kompresör gaz çıkıĢ T2 77,3 °C ± 0,5% sıcaklığı Soğutucu akıĢkan yoğuĢturucu gaz çıkıĢ T3 47,3 °C ± 0,5% sıcaklığı Soğutucu akıĢkan buharlaĢtırıcı gaz giriĢ T4 13,1 °C ± 0,5% sıcaklığı YoğuĢturucuya giren su sıcaklıklığı Tsyg 48,5 °C ± 0,5% YoğuĢturucudan çıkan su sıcaklıklığı Tsyç 58,5 °C ± 0,5% BuharlaĢtırıcıya giren su sıcaklıklığı Tsbg 50 °C ± 0,5% BuharlaĢtırıcıdan çıkan su sıcaklıklığı Tsbç 30,3 °C ± 0,5% Fan coil hava giriĢ sıcaklığı Thg 23,5 °C ± 0,5% Fan coil hava giriĢ bağıl nem değeri Øhg 29,7 - ± 2,5% Fan coil hava çıkıĢ sıcaklığı Thç 32,6 °C ± 0,5% Fan coil hava çıkıĢ bağıl nem değeri Øhç 18,2 - ± 2,5% Hesaplanan parametreler Pompa 1 güç tüketimi Wp1 40 W ± 11% Pompa 2 güç tüketimi Wp2 67 W ± 6,89% Fan güç tüketimi Wf 125 W ± 4% Toplam güç tüketimi Wtot 1370 W Kompresör güç tüketimi Wk 1138 W ± 2% Soğutma Kapasitesi Qb 6862 W ± 0,036% Isıtma kapasitesi Qy 8128 W ± 0,015% Isı pompası ısıtma tesir katsayısı ITKıp 7,14 - ± 2% Tüm sistemin ısıtma tesir katsayısı ITKsis 5,93 - ± 1,7% 175 EK 2 Isı Pompası Destekli Kurutma İşleminin Hata Analizi Hava debisi hesabında hata analizi: m h  h AhVh m h   h Ah 1,2x0,1925  0,231 Vh 1 / 2  2 m   2 1 / 2 Wm   h  xW  V    0,231x0,03   0,0012h h  V h   mh=0,44 kg/s ±0,0012 (0,28%) A noktasındaki nemli hava içindeki su buharının doyma basıncının hesabındaki hata analizi: 2 PdT  0,7820,029TA 6,3(0,01T 2,25A A )  PdTA  2x0,782  0,029TA  6,3(0,01T )2,25A x 0,029 x0,142 x (0,01T )1,25A TA PdT 0,782  0,029x25,2 A  2x x 0,029 x0,142 x (0,01x25,2)1,25   0,192 TA 6,3(0,01x25,2) 2,25  1/ 2  2 P dT  1/ 2 W   A  2  PdtcA  xWT   0,192x0,006   0,0011  T A  A   PdTA = 3,018 kpa ±0,0011 (0,038%) 176 A noktasındaki nemli havanın özgül neminin hesabındaki hata analizi:  PdT A A WA  0,622  101,25 PdT A A  W (0,622.A ).(101,25 PdT A ) (A .0,622.P  )A A dT A A P 2dT (101,25 PA dT A )A ((0,622 x0,89).(101,25 3,018x0,89)  WA (0,89x0,622x3,018.x0,89))  0,00577 PdT (101,25 3,018x0,89) 2 A W (0,622. PdT ).(101,25 PdT A ) (Pdt .0,622.P  )A  A A A dTA A A (101,25 PdT  2 A A ) (0,622 x3,018)x(101,25 3,108x0,89)  WA (3,018x0,622x3,018x0,89)  0,0194 A (101,25 3,018x0,89) 2 1/ 2  2 2 1/ 2  W   W    20,00577.x0,0000156  W   A xW    A xW  W P        0,000346A  P dtA   A 2  dT A   A    (0,0194x0,018)  WA= 0,018 kg/kg ±0,000346 (1,92%) A noktasındaki nemli havanın entalpi hesabındaki hata analizi: hA TA WA (25011,805 TA ) hA 11,805.WA 11,805x0,018 1,032 TA hA  25011,805.TA  25011,805x25,2  2546,3 WA 1/ 2  2 2 1/ 2 2  h   h   1,032x0,006   W   A AhA  xW T    xW  w      0,87A A 2  TA   WA   (2546,3x0,000346)  hA=71,43 kJ/kg±0,87 (1,21%) 177 B noktasındaki nemli hava içindeki su buharının doyma basıncının hesabındaki hata analizi: Pdt   2 0,7820,029T 6,3(0,01T )2,25B B B PdtB  2x0,782 0,029T  6,3(0,01T ) 2,25 x 0,029 x 0,142 x (0,01T )1,25B B B TB PdtB  2x0,782  0,029x17,4  6,3(0,01x17,4)2,25 x TB 0,029 x 0,142 x (0,01x17,4)1,25  0,1230 1/ 2  2 PdT   1/ 2 W   B xW  P t  2 dTB  T B   0,1230x0,006  0,00073  B    PdTB = 1,974 kpa ±0,00073 (0,037%) B noktasındaki nemli havanın özgül neminin hesabındaki hata analizi:  PdT   W  0,622 B B B   101,25 PdT B B  W (0,622.B ).(101,25 PdT B ) (B.0,622.PdT  )B  B B B P (101,25 P  )2dTB dTB B (0,622 x0,952)x(101,25 1,974x0,952)  WB (0,952x0,622x1,974x0,952)  0,0060 PdT (101,25 1,974x0,952) 2 B W (0,622.P ).(101,25 P B dTB dTB B ) (Pdt .0,622.P  ) B dTB B B (101,25 PdT  ) 2 B B (0,622 x1,974)x(101,25 1,9574x0,952)  WB (1,974x0,622x1,974x0,952)  0,0126 B (101,25 1,974x0,952) 2 178 1 / 2  2 2 1 / 2 2  W  B W   0,0060.x0,00073  W     B  W xWP  xW     0,00022B  P dTB   B   dT B   B   (0,0126x0,018) 2  WB= 0,0117 kg/kg ±0,00022 (1,91%) B noktasındaki nemli havanın entalpi hesabındaki hata analizi: hB TB WB (25011,805 TB ) hB 11,805.WB 11,805x0,0117 1,021 TB hB  25011,805.TB  25011,805x17,4  2532,14 WB 1/ 2 2 2 1/ 2 2 h   h   1,021x0,006   W   B xW h T   B xW B T B   w W B        0,56  B   B   (2532,14x0,00022) 2  hB=47,33 kJ/kg ±0,88 (1,19%) C noktasındaki nemli hava içindeki su buharının doyma basıncının hesabındaki hata analizi: PdT   2 0,7820,029TC 6,3(0,01T ) 2,25 C C PdTC  2x0,782 0,029TC  6,3(0,01TC ) 2,25 x TC 0,029 x 0,142 x (0,01T )1,25C PdTC  2x0,782  0,029x20,8 6,3(0,01x20,8)2,25 x TC 0,029 x 0,142 x (0,01x20,8)1,25  0,146 1/ 2  2 P dT  1/ 2 W   C  P xWT   20,146x0,006   0,00087dTc  T C   C    179 PdTC = 2,372 kpa ±0,00087 (0,036%) C noktasındaki nemli havanın özgül neminin hesabındaki hata analizi:  P dTC WC  0,622 c   101,25 PdTc C  W (0,622.C ).(101,25 PdTC ) (C .0,622.PdTC C ) c c PdT (101,25 PdTC ) 2 c c (0,622x 0,88)x(101,25  2,372x0,88)  WC (0,88x0,622x2,372x0,88)  0,0056 PdT (101,25  2,372x0,88) 2 c W (0,622.PdT ).(101,25 PdTC ) (PdT .0,622.PC dTC ) c c c c C (101,25 P 2 dT c C ) (0,622x 2,372)x(101,25  2,372x0,88)  WC (2,372x0,622x2,372x0,88)  0,015 C (101,25  2,372x0,88) 2 1/ 2  2 2 1/ 2 2W   W   0,0056.x0,00087  W   C xW    C xW  W  P        0,00027 C  P dTc  C  dT   C   2  c   (0,015x0,018)  WC= 0,015 kg/kg ±0,00027 (1,8%) C noktasındaki nemli havanın entalpi hesabındaki hata analizi: hC TC WC (25011,805 TC ) hC 11,805.WC 11,805x0,015 1,027 TC hC  25011,805.TC  25011,805x20,8  2538 WC 180 1/ 2  2 2 1/ 2 2  h  C h   1,027x0,006   Wh   xW    CT   xW   C C w      0,67  T C  C   WC   (2538x0,00027) 2  hC =59,7 kJ/kg ±0,67 (1,12%) D noktasındaki nemli hava içindeki su buharının doyma basıncının hesabındaki hata analizi: 2 PdT  0,7820,029T 6,3(0,01T )2,25D D D PdTD  2x0,782 0,029T  6,3(0,01T )2,25D D x 0,029 x0,142 x (0,01TD )1,25 TD PdTD  2x0,782  0,029x33,5 6,3(0,01x33,5)2,25 x TD 0,029 x 0,142 x (0,01x33,5)1,25  0,272 1/ 2  2 P dT  1/ 2 W   D 2 P  xW   t   0,272x0,006   0,0016dTD T D D   PdTD = 5,02 kpa ±0,0016 (0,032%) D noktasındaki nemli havanın özgül neminin hesabındaki hata analizi:  P  dT D WD  0,622 D   101,25  PdT D D  WD (0,622 xD ).(101,25 PdTDD ) (D.0,622.PdTDD ) PdTD (101,25 P 2 dTDD ) (0,622 x 0,464)x(101,25 5,02x0,464)  WD (0,464x0,622x5,02x0,464)  0,0029 PdT (101,25 5,02x0,464) 2 D 181 W (0,622.PdT ).(101,25 PdT D ) (P .0,622.P  )D D D dT D dTD D D (101,25 P  ) 2 dTD D (0,622 x5,02).(101,25 5,02x0,464)  WD (5,02x0,622x5,02x0,464)  .0,03 D (101,25 5,02x0,464) 2 1/ 2 2 2 1/ 2 2 W   W   0,0029x0,0016  W   DW  xW  P    D xW        0,00053D  P dTD  D 2  dT   D   (0,03x0,018)  WD= 0,015 kg/kg ±0,00053 (3,6%) D noktasındaki nemli havanın entalpi hesabındaki hata analizi: hD TD WD(25011,805 TD) hD 11,805.WD 11,805x0,015 1,026 TD hD  25011,805.TD  25011,805x33,5  2561 WD 1/ 2  2 2 1/ 2   2 h   h  1,026x0,006   Wh   D D D  xW    xW  t w    1,35D D 2  TD   WD   (2561x.0,00053)  hD=72,8 kJ/kg±1,35 (1,8%) Yoğuşturucu kapasitesi hesabındaki hata analizi: Q y  m h (hD hC ) Q y  (hD  hC )  72,8 59,7 13,1 m h 182 Q y  m h  0,35 hD Q y  m h  0,35 hC 1/ 2   2 2 2 Q  y Q    Q   W   xW   y y  xW    xW   Q  m h hy  m h   D   C  h   hD   hC    W    1/ 2  213,1x0,0012   2 20,35x1,35   0,35x0,67   0,52 Qy Qy=4581 W±0,52 = (0,0113 %) Burada; W (kg/kg), t (°C), h (kJ/kg), P (kPa), ϕ (%RH) Kompresör hesabındaki hata analizi: Wk Vk Ik cos Wk  I k cos  5,51x0,88  4,84 V k Wk Vk cos  225x0,88 198 I k Wk Vk I k  225x5,511239,7 Cos 1/ 2  2 2 2 W   W   W   W    k xW    k V   xWI    k  xW  W cosk  V k I k Cos   k   k      1/ 2W    2 2 24,84x0,012  198x0,02  1239,7x0,02   25Wk Wk=1091 W±25 (2,3%) 183 Fan hesabındaki hata analizi: W f V f I f W f  I f  2 V f W f V f  225 I f 1/ 2  2 2 W   W  f f  2 2 1/ 2W    xW    xW  V I  2x0,012  225x0,02  4,5W f  V f   I f  f   f   Wf=337 W±4,5 (%1,3) Isıtma tesir katsayısı hesabındaki hata analizi: a) Tüm sistemin ısıtma tesir katsayısındaki hata analizi: Q y ITKsis  Wk W  f ITK W sis k W f 1 1    0,0007 2 Q (W Wk f ) W  k W  1428 y f ITK Qsis y 4581     0,0022 W (W W )2 (1091 337)2k k f ITK Qsis y 4581    0,0022 W f (W  k W  2 f ) (1091 337) 2 1/ 2  2 2 2 ITK   ITK    ITK  W   sis xW  sis  sis  ITK   Q   xW    xW  W   Wsis  Q y y   W k f   k   W f   1/ 2 WITK  (0,0007x0,52)2   0,0022x252   2 0,0022x4,5   0,055 sis 184 ITKsis=3,21±0,055 (1,71%) b) Isı pompasının ısıtma tesir katsayısındaki hata analizi: Q y ITK ıp  Wk ITKıp 1 1    0,00091 Q W 1091y k ITKıp Q  y 4581      0,0038 W  2k W (1091) 2 k 1/ 2  2 2 ITK ıp  ITKıp   W ITK   xW     xW    ıp Q W Q y  y   W  k  k    WITK   2 2 1/ 2 0,00091x0,52   0,0038x25   0,094 ıp ITKıp=4,2 ±0,094 (2,25%) BYO hesabındaki hata analizi: TC TBYO  B T T A B BYO  (T T )  (20,817,4)  C B   0,056 TA (TA T 2 B ) (25,2 17,4) 2 BYO 1 1    0,128 TB (TA TB ) (25,2 17,4) BYO 1 1    0,128 TC (TA TB ) (25,2 17,4) 1/ 2  2 2 2 BYO   BYO   BYO   W   xW    xW    xW  BYO  TA   T   T  B C  TA   TB   TC   185  2 2 2 1/ 2WBYO   0,056x0,018   0,128x0,018  0,128x0,018   0,0034 BYO = 0,44 ± 0,0034 (0,77%) Yoğuşan su miktarı hesabındaki hata analizi: m yoğ  m h (WA WB )b m yoğ  mh (1BYO)(WA WB ) m yoğ  (1 BYO)(WA WB )  (1 0,44)x(0,018 0,011)  0,0039 m h m yoğ  m h (WA WB )  0,35x(0,0118 0,011)  0,00028 BYO m yoğ  m h (1 BYO)  0,35x(1 0,44)  0,196 WA m yoğ  m h (BYO 1)  0,35x(0,44 1)  0,196 WB  2 2 2 2 1/ 2  m yoğ   m   yoğ   myoğ   myoğ  Wm   xW     xW    xW     xW yoğ m BYO W W  m h     h   BYO   W A   W B   A    B  1/ 2  2 20,0039x0,0012  (0,00028x0,0034) 2  0,196x0,000346  Wm     0,000096yoğ  2   0,196x0,00022  myoğ=0,0012 kg/s ± 0,000096 (8%) SMER hesabındaki hata analizi: m yoğ SMER  Wk W  f SMER 1 1    0,7 m  yoğ (Wk W f ) 1,091 0,337 186 SMER  m yoğ  4,32    2,11 W (Wk k W  f ) 2 (1.091 0,337)2 SMER  m yoğ  4,32    2,11 W f (W  k W  )2f (1,091 0,337) 2 1/ 2  2 2 2   SMER    SMER   SMER  W      SMER  xWm   xW    xW  m yoğ  W Wk   W  f   yoğ   k   W f   1/ 2  2 20,7x0,000096   2,11x0,025  WSMER     0,05  2,11x0,0045 2  SMER=3,16± 0,05 (0,01%) Buharlaştırıcı kapasitesi hesabındaki hata analizi: Q  b  mh (hA hB )  mh(1BYO)(hA hB )b Qb  (1 BYO)(hA  hB )  (1 0,44)(71,43 47,33)  24,1 m h Qb  (1 BYO)(hA  hB )  (1 0,44)(71,43 47,33)  24,1 BYO Qb  m h (1 BYO)  0,35x(1 0,44)  0,196 hA Qb  m h (1 BYO)  0,35x(1 0,44)  0,196 hB 1/ 2  2 2 2 2 Q b  Qb   Q   Q   WQ   xW m    xW  b BYO    xW   b   b h h    xWA hB   m h   BYO   h h A   B   1/ 2  2 2 224,1x0,0012  24,1x0,0034  0,196x0,87  WQ     0,22b  2  0,196x0,56  Qb=4772 W ±0,22(0,0046%) 187 Soğutucu akışkan debisi hesabındaki hata analizi: Q m  bsa (h1  h4 ) -3 2 h1= 155,1313+0,8471667 T1+0,209139x10 T1 +Pb (34,7401-0,3860322 -3 2 T1+0,672008x10 T1 ) -2 2 h4= - 6,702179+0,1675422 T3+0,2154294x10 T3 Burada; Pb (MPa) (Mutlak), T1 (K)  Buharlaştırıcı çıkışındaki soğutucu akışkanın özgül entalpi hesabındaki hata analizi: -3 2 h1= 155,1313+0,8471667 T1+0,209139x10 t1 +Pb (34,7401-0,3860322 -3 2 T1+0,672008x10 T1 ) h1  0,8471667  0,000418T1  0,3860322Pb  0,00134PbT1 T1 h1  0,8471667  0,000418x(13,8  273,15)  0,3860322x(0,393)  T1 0,00134x(0,393)x(13,8  273,15)  0,966 h1  34,7401 0,3860322T  0,000672008T 21 1 Pb h1  34,7401 0,3860322(286,95)  0,000672008x(286,95)2  31 Pb 1/ 2  2 2 h  1 h   W  1h 1  xWTT 1     xW  Pb   1   Pb    2 1/ 2Wh  (0,966x0,003)2  31x0,005   0,0491 h1=409,44 kJ / kg ±0,049 (%0,01) 188  Buharlaştırıcı girişindeki soğutucu akışkanın özgül entalpi hesabındaki hata analizi: -2 2 h4= - 6,702179+0,1675422 T3+0,2154294x10 T3 h4  0,1675422  0,0043T3  0,1675422  0,0043(33,7  273,15) 1,47 T3 1/ 2  2 h   2 1/ 2 W   4  h xW  1,47x0,003   0,00444  T3   t3   h4=247,5 kJ / kg ±0,0044 (%0,0018) m sa 1 1   0,006 Q h1  h4  (409,44  247,5)b m sa Qb  4,772   0,00017 h 2 21 h1  h  (409,44  247,5)4 m sa Q  b 4,772   0,00017 h4  2 2 h1  h4  (409,44  247,5) 1/ 2  2 2 2 m   m   m   W   sa xW sa sam   Q     xW    xW  sa h h  Q b 1   b   h1   h 4   4   1/ 2  2 20,006x0,22   0,00018x0,049  Wm     0,0013sa  2 0,00018x0,0044  msa = 0,0224 kg/s ±0,0013 (%6) 189 Çizelge Ek 2. Isı pompası destekli kurutma tesisatından alınan deneysel sonuçlar ve ölçülen parametrelerden kaynaklanan hata oranları Ölçülen parametreler Sembol Değer Birim Toplam hata oranı Ortalama hava hızı Vh 1,52 m/s ±0,28 A noktası hava sıcaklığı TA 25,2 °C ±0,6% B noktası hava sıcaklığı TB 17,4 °C ±0,6% C noktası hava sıcaklığı TC 20,8 °C ±0,6% D noktası hava sıcaklığı TD 33,5 °C ±0,6% A noktası bağıl nem değeri A 89 - ±1,8% B noktası bağıl nem değeri B 95,2 - ±1,8% C noktası bağıl nem değeri C 88,1 - ±1,8% D noktası bağıl nem değeri D 46,4 - ±1,8% Kompresörün çektiği akım Ik 5,51 A ±2% Kompresörün voltaj değeri Vk 225 V ±1,2% Fanın çektiği akım If 2 A ±2% Fanın voltaj değeri Vf 225 V ±1,2% cos ϕ cosϕ 0,88 - ±2% Isı pompası alçak basınç değeri Pb 3,93 bar ±0,5% Isı pompası yüksek basınç değeri Py 10,12 bar ±0,5% Kompresör emiĢ sıcaklığı T1 13,8 °C ±0,5% Kompresör deĢarj sıcaklığı T2 71 °C ±0,3% YoğuĢturucu çıkıĢ sıcaklığı T3 33,7 °C ±0,3% A noktasındaki nemli hava içindeki su buharının PdTA 3,018 kPa ±0,038% doyma basıncı B noktasındaki nemli hava içindeki su buharının PdTB 1,974 kPa ±0,037% doyma basıncı C noktasındaki nemli hava içindeki su buharının PdTC 2,372 kPa ±0,036% doyma basıncı D noktasındaki nemli hava içindeki su buharının PdTD 5,02 kPa ±0,032% doyma basıncı Hesaplanan parametreler Sistemde dolaĢan hava debisi mh 0,35 kg/s ±0,28% BuharlaĢtırıcı giriĢindeki hava entalpi değeri hA 71,43 kJ/kg ±1,21% BuharlaĢtırıcı çıkıĢındaki hava entalpi değeri hB 47,33 kJ/kg ±1,19% YoğuĢturucu giriĢindeki hava entalpi değeri hC 59,7 kJ/kg ±1,12% Kurutma odası giriĢideki hava entalpi değeri hD 72,8 kJ/kg ±1,8% By-pass oranı(BYO) BYO 0,44 - ±0,77% Kompresör güç tüketimi Wk 1091 W ±2,3% Fan güç tüketimi Wf 337 W ±1,3% YoğuĢan su miktarı myoğ 0,0012 kg/s ±8% Soğutucu akıĢkan debisi msa 0,0224 kg/s ±6% BuharlaĢtırıcı çıkıĢındaki soğutucu akıĢkan entalpi h1 409,44 kJ/kg ±0,01% değeri Kompresör çıkıĢındaki soğutucu akıĢkan entalpi h2 452,71 kJ/kg ±0,01% değeri YoğuĢturucu çıkıĢındaki soğutucu akıĢkan entalpi h4 247,5 kJ/kg ±0,0018% değeri BuharlaĢtırıcı kapasitesi Qb 4772 W ±0,0046% YoğuĢturucu kapasitesi Qy 4581 W ±0,0113% Isı pompası ısıtma tesir katsayısı ITKıp 4,2 - ±2,25% Tüm sistemin ısıtma tesir katsayısı ITKsis 3,21 - ±1,7% Özgül nem uzaklaĢtırma oranı SMER 3,16 - ±0,01% 190 EK 3 191 EK 4 192 EK 5 Isı Pompası Destekli Kurutma İşleminin Matematik Model Akış Diyagramı BAġLA mh , BYO, ğ , ı , TA , A , TD ,D , Vk , Ik , Cos φ, Pb , Py Soğutucu akıĢkan özelliklerinin bulunması Ty , Tb , h1, h2 , h3 , h4 , Kurutucu giriĢ(D) ve çıkıĢ(A) noktasının nemli havasının özelliklerinin bulunması wA , wD , hA , hD Kurutucu çıkıĢ ve giriĢindeki özgül nem eĢitliği wC = wD 193 Newton Raphson metodunu kullanarak yoğuĢturucu giriĢ sıcaklığının bulunması Ty Ġterasyon Hayır C noktasındaki havanın entalpisinin bulunması hc 194 B noktasındaki havanın sıcaklığının bulunması B noktalarındaki nemli havanın özgül nem ve entalpi değerlerinin bulunması wB , hB YoğuĢturucunun yaydığı ısı miktarının bulunması Soğutucu akıĢkan debisinin bulunması BuharlaĢtırıcı kapasitesinin bulunması 195 Kompresörün tükettiği güç Toplam güç tüketimi Isı pompası ısıtma tesir katsayısının bulunması Tüm sistemin ısıtma tesir katsayısının bulunması BĠTĠR 196 EK 6 Isı Pompası Yardımıyla Atık Sıvıdan Isı Geri Kazanımının Matematik Model Akış Diyagramı BAġLA , ğ , ı , Vk , Ik , Pb , Py m ,W ,T y f sbg ,Tsyg Soğutucu akıĢkan özelliklerinin bulunması h1, h2 , h3 , h4 , BuharlaĢtırıcı ve YoğuĢturucu toplam ısı transfer alanlarının hesabı BuharlaĢtırıcı ve YoğuĢturucu toplam ısı geçiĢ katsayılarının hesabı 197 YoğuĢturucudan ayrılan ve fan coil‘e giden suyun sıcaklığının hesabı Tsyç YoğuĢturucuda ısıtılan ve fan coil‘e gönderilen suya verilen ısı miktarının hesabı BuharlaĢtırıcıdan ayrılan atık suyun sıcaklığının hesabı Tsbg BuharlaĢtırıcıda atık ısıdan çekilen ısı miktarının hesabı 198 Kompresörün tükettiği güç Toplam güç tüketimi Isı pompası ısıtma tesir katsayısının bulunması Tüm sistemin ısıtma tesir katsayısının bulunması BĠTĠR 199 ÖZGEÇMİŞ Adı Soyadı :Nurettin YAMANKARADENĠZ Doğum Yeri ve Tarihi :ĠSTANBUL-1980 Yabancı Dili :ĠNGĠLĠZCE Eğitim Durumu (Kurum ve Yıl) Lise :ÖZEL NĠLÜFER LĠSESĠ-1999 Lisans :ULUDAĞ ÜNĠVERSĠTESĠ-2004 Yüksek Lisans : ULUDAĞ ÜNĠVERSĠTESĠ-2007 ÇalıĢtığı Kurum/Kurumlar ve Yıl :Uludağ Üniversitesi-2004 ĠletiĢim (e-posta) :nurettinyamankaradeniz@hotmail.com Yayınları : 1. Yamankaradeniz, N., Coskun, S., Can, M. 2007. Tekstil sanayiinde atık ısıdan yararlanılarak enerji tasarrufunda klasik sistem ile ısı pompasının karĢılaĢtırılması. Uludağ Üniversitesi M hendislik-Mimarlık Fak ltesi Dergisi.12 (1):115-124. 2. Ünlü, K., Çoşkun, S., Yamankaradeniz, N. 2007. Bursa ili Ģartlarında toprak kaynaklı ısı pompası ile ısıtma uygulaması. 16. Ulusal Isı Bilimi ve Tekniği Kongresi, 30 Mayıs-2 Haziran, Kayseri. 3. Pulat, E., Coskun, S., Ünlü, K., Yamankaradeniz, N. 2009. Experimental study of horizontal ground source heat pump performance for mild climate in Turkey. Energy. 34 : 1284–1295. 4. Karamangil, M.I., Coskun, S., Kaynakli, O., Yamankaradeniz, N. 2010. A simulation study of performance evaluation of single-stage absorption refrigeration system using conventional working fluids and alternatives. Renewable and Sustainable Energy Reviews. 14 : 1969–1978. 5. Pastakkaya, B., Yamankaradeniz, N., Coşkun, S. 2011. Binaların soğutulmasında güneĢ enerjisi kaynaklı absorbsiyonlu ısı pompasının deneysel incelenmesi. Ġklim 2011 Ulusal Ġklimlendirme Kongresi ve Fuarı, 18-20 Kasım 2011, Antalya. 6. Yamankaradeniz, N., Coşkun, S., Pastakkaya, B., Kaynaklı, Ö., Can, M., Yamankaradeniz, R. (Gönderildi). Experimental analysis of the bypass air ratio on the drying performance of the heat pump assisted dryer. Applied Energy. 7. Coşkun, S., Motorcu, A.R., Yamankaradeniz, N., Pulat, E. (Basım aşamasında, DOI:10.1016/j.ijrefrig.2011.12.008). Evaluation of Control Parameters‘ Effects on System Performance with Taguchi Method in Waste Heat Recovery Application Using Mechanical Heat Pump. International Journal of refrigeration. 200