T.C. ULUDAĞ ÜNİVERSİTESİ FEN BİLİMLERİ ENSTİTÜSÜ İKLİMLENDİRME UYGULAMALARI İÇİN OPTİMUM ABSORBSİYONLU SOĞUTUCU DİZAYN ve İMALATI Hasan Basri RAVUL Prof. Dr. Muhsin KILIÇ Danışman DOKTORA TEZİ MAKİNE MÜHENDİSLİĞİ ANABİLİM DALI BURSA-2017 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, işitsel ve yazılı tüm bilgi ve sonuçları bilimsel ahlak kurallarına uygun olarak sunduğumu, - başkalarının 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 başka bir üniversitede başka bir tez çalışması olarak sunmadığımı beyan ederim. 23/02/2017 Hasan Basri RAVUL ÖZET Doktora Tezi İKLİMLENDİRME UYGULAMALARI İÇİN OPTİMUM ABSORBSİYONLU SOĞUTUCU DİZAYN ve İMALATI Hasan Basri RAVUL Uludağ Üniversitesi Fen Bilimleri Enstitüsü Makine Mühendisliği Anabilim Dalı Danışman: Prof.Dr. Muhsin Kılıç Günümüzde artan Dünya nüfusu ve ekonomik gelişmeye bağlı olarak iklimlendirme sistemlerine olan talep hızla artmaktadır. Konvansiyonel sistemlerin yüksek elektrik tüketimi ve organik soğutucu gazların çevre üzerinde yarattığı olumsuzlar farklı teknolojilerin kullanılmasını teşvik etmektedir. Soğutma sistemlerinde alternatif olarak kullanılabilecek diğer bir yöntem absorbsiyonlu soğutma sistemleridir. Bu yöntemde soğutma etkisi oluşturmak için ana enerji girdisi olarak elektrik yerine ısı kullanılmaktadır. Güneş enerjisi, jeotermal enerji, atık ısı gibi kaynakları kullanabilen bu sistemler çevre dostu kabul edildiklerinden son yıllarda yeniden popüler hale gelmiştir. Absorbsiyonlu soğutma sistemleri geleneksel olarak büyük soğutma kapasitelerinde imal edilmektedirler. Küçük kapasiteli sistemlerin pazarda kendine yer bulmasındaki sıkıntı, sistem boyutlarının ve maliyetinin konvansiyonel sistemlere oranla yüksek olmasıdır. Bu dezavantajları ortadan kaldırmak için çeşitli çalışmalar yürütülmektedir. Bu çalışmada ilk olarak absorbsiyonlu soğutma sistemlerinin tanıtımı yapılmıştır. Özellikle hedef pazar olarak konut sektörü için uygun soğutma kapasitesi Türkiye’deki bina istatistikleri araştırılarak tespit edilmiştir. Sistemin kademe sayısı, soğutma şekli, solüsyon tipi gibi özelliklerinin belirlenmesinin ardından termodinamik modeli oluşturulmuştur. Sistemin enerji ve ekserji analizi hesapları yapılarak farklı çalışma sıcaklıklarındaki değişimleri analiz edilmiştir. Her bir eşanjördeki toplam ısı transfer katsayısı literatürdeki çalışmalar yardımıyla hesaplanarak eşanjörler için gerekli ısı transfer yüzey alanları bulunmuştur. Prototipin üç boyutlu tasarımı yapılarak malzeme listesi hazırlanmıştır. İmalat sırasında önemli hususlar araştırılmış, ekipman ve malzemelerin teknik özellikleri belirlenmiştir. Prototipin imalatı çeşitli yöntem ve disiplinler kullanılarak gerçekleştirilmiştir. Sistemin performans ölçümleri oluşturulan test düzeneğinde gerçekleştirilmiştir. Deneysel sonuçlar teorik hesaplamalarla karşılaştırılarak ileriki çalışmalar için yol haritası çıkarılmıştır. Anahtar Kelimeler: Absorbsiyonlu soğutucu, COP, Ekserji, Prototip, LiBr-Su 2017, X+180 sayfa i ABSTRACT Phd Thesis DESIGN AND CONSTRUCTION OF AN OPTIMUM LIBR-WATER ABSORPTION REFRIGERATION MACHINE FOR AIR CONDITIONING Hasan Basri RAVUL Uludağ University Graduate School of Natural and Applied Sciences Department of Mechanicel Engineering Demand for climate systems is increasing rapidly due to increasing world population and economic development. The high electrical consumption of conventional systems and the environmental negative effects of organic refrigerants promote the use of different technologies. Another method that can be used as an alternative to cooling systems is the absorption cooling systems. In this method, heat is used instead of electricity as the main energy input to create a cooling effect. These systems, which can use resources such as solar energy, geothermal energy, waste heat, have become popular again in recent years because they are considered environmentally friendly. Absorption cooling systems are traditionally manufactured in large cooling capacities. The difficulty in finding small capacity systems in the market is that the system dimensions and cost are higher than conventional systems. Various studies are being carried out to eliminate these disadvantages. In this study, absorption cooling systems were first introduced. Especially the cooling capacity suitable for the housing sector as the target market has been determined by investigating building statistics in Turkey. The thermodynamic model was established after determining the properties of the system such as number of stages, cooling type and solution type. Energy and exergy analysis calculations of the system have been carried out to analyze the changes at different operating temperatures. The total heat transfer coefficient in each heat exchanger is calculated with the help of literature studies and heat transfer surface areas required for heat exchangers are found. Three dimensional design of the prototype was made and a material list was prepared. During manufacturing, important issues were researched and technical specifications of equipment and materials were determined. The production of prototype has been carried out using various methods and disciplines. Performance measurements of the system were performed on the test set. Experimental results were compared with the theoretical calculations and a road map was drawn for further studies. Key Words: Absorption chiller, COP, exergy, LiBr-Water, prototype, 2017, X+180 pages ii TEŞEKKÜR Yüce Rabbime hamdolsun. Bu çalışma birçok kişi ve kuruluşun katkısı olmasa bitirilemezdi. Öncelikle tez çalışması boyunca yol gösteren değerli danışmanım Prof.Dr. Muhsin Kılıç’a teşekkür ederim. Her dönemdeki sıcak yaklaşımı çalışmanın bitirilmesi için gerekli motivasyonu sağlamıştır. İkili görüşmelerimizdeki moral verici konuşmalarından dolayı Prof. Dr. Ömer Kaynaklı, proje fikrinin şekillenmesindeki katkısından dolayı Prof. Dr. İlhami Horuz, prototip çalışmaları sırasındaki katkılarından dolayı Prof. Dr. Hüsamettin Bulut’un ismini anmadan geçemem. Deneysel çalışmanın en büyük güçlüğü gerekli finansmanın sağlanmasıdır. Projenin gerçekleştirilmesi için gerekli finansman desteğini sağlayan Tübitak kurumuna ve Bf Teknik şirketine çok teşekkür ederim. Bir tez çalışması için oldukça yüksek maliyeti olan prototipin imalatı başka şekilde mümkün olamazdı. Kadim dostum ve iş ortağım Fatih Mehmet Özdemir’e projeye olan katkılarından dolayı özellikle teşekkür ederim. Sıkıntılı anlarımı paylaşan sevgili eşim Nesrin’e sabrı ve anlayışı için minnettarım. En büyük teşekkürü üzerimde kuşkusuz en çok hak sahibi olan sevgili anneme ederim. iii İÇİNDEKİLER Sayfa ÖZET……………………………………………………………………..........................I ABSTRACT……………………………………………………………………………..II TEŞEKKÜR……………………………………………………………………………III SİMGE ve KISALTMALAR DİZİNİ………………………………………………….VI ŞEKİLLER DİZİNİ………………………………………………………….….........VIII ÇİZELGELER DİZİNİ ……………………………………………………………........X 1. GİRİŞ…………………………………………………………………………………1 2. KAYNAK ÖZETLERİ………………………………………………………………..5 3. MATERYAL ve YÖNTEM…………………………………………………………24 3.1.Absorbsiyonlu Soğutma Sisteminin Tanıtımı………………………………………24 3.1.1. Absorbsiyonlu soğutma sistemlerinin sınıflandırması………………………….26 3.1.2. Absorbsiyonlu soğutma çevrimleri için çalışma çiftleri………………………..26 3.1.3. Absorbsiyonlu soğutma sistem konfügürasyonları……………………………. 28 3.2. LiBr-Su Solüsyonlu Absorbsiyonlu Çevrim……………………….........................29 3.3. LiBr-Su Solüsyonu Kullanan Soğutucu Sistemlerinin Handikapları…...................32 3.3.1. Kristalizasyon…………………………………………………………………..32 3.3.2. Korozyon ve malzeme uygunluğu ……………………………....................... 33 3.3.3. Vakum ihtiyacı……………………………………………………….……........34 3.4. LiBr-Su Çiftli Absorbsiyonlu Soğutucu Sistemin Modellenmesi…………………35 3.4.1. Sistemin termodinamik birinci kanun analizi…………….................................37 3.4.2. Sistemin termodinamik ikinci kanun analizi……………………......................39 3.4.3. Isı değiştiricilerinin tasarımı……………………………………………………43 3.5. Toplam Isı Transfer Katsayılarının Hesaplanması……………………...................47 3.5.1. Evaporatör ……………………….………………………………………..........48 3.5.2. Kondenser ……………………….………………………………......................50 3.5.3. Absorber ……………………….……..………………………………………..50 3.5.4. Jeneratör …………………….…………….…………………………………....51 3.6. Küçük Kapasiteli Absorbsiyonlu Soğutma Pazarı………………………………...53 4. BULGULAR ve TARTIŞMA.....…………………………………………………..58 4.1. Bilgisayar Destekli Analiz……………………………………………………........58 4.1.1. Absorbsiyonlu sistem çalışma şartları …………………………………….........59 4.1.2. Termodinamik analiz………...….………………………………………….…...60 4.1.3. Eşanjör alanları………….…………………………………………..……….…..62 4.2. Sistem Performansını Etkileyen Unsurlar………………..………………………..64 4.3. Prototip Tasarımı………………………………………….……………………….70 4.4.Prototip Tasarımında Önemli Hususlar…………..………………………………...72 4.4.1. Korozyon ve malzeme uygunluğu…………………………………………..…..72 4.4.2. Kütle ve ısı transfer arttırıcıları……………………….……………………...…75 4.4.3. Kristalizasyon önleme yöntemleri………………………………………...........75 4.4.4. Kapasite kontrol………………………………………………………………...78 4.4.5. Tasarım…...….………………………………...…….........................................79 4.5. Prototip İmalatı…………………………………………………………………...85 4.6. Test Sistemi……………………………………………...………………….........88 4.7. Sensör ve Donanım Seçimi……………………………………………………….93 iv 4.8. Otomasyon Sistemi……………………………………………………………….98 4.9. Deneysel Çalışma Sonuçları…………………………………………………….100 5. SONUÇ………………..………………………………………………………........106 KAYNAKLAR……………………………………………………………………......109 EKLER………...……………………………………………………………………...115 EK 1. Absorbsiyonlu Sistem Solüsyonları…………………………….……………...116 EK 2. İleri LiBr-Su Termodinamik Çevrimleri.………...………...…………………..121 EK 3. Tek Kademeli Absorbsiyonlu Sistemin EES Modeli………………………......127 EK 4. Belirsizlik Analizi………………………………………………………………143 EK 5. Prototip Test Verileri …………………………………………………………..146 ÖZGEÇMİŞ …………………………………………………………………………180 v SİMGE VE KISALTMALAR DİZİNİ Simgeler Açıklama Kütlesel debi [kg/s] x Solüsyon konsantrasyon oranı Isı gücü [kW] Mekanik güç [kW] Pompa gücü [kW] Özgül entalpi [kJ/kg] Ölü hal özgül entalpisi [kJ/kg] Dış ısı taşınım katsayısı [ İç ısı taşınım katsayısı [ Fr Akış oranı V Hız [m/s] g Yerçekimi ivmesi z Yükseklik [m] s Özgül entropi [kJ/kgK] Ölü hal özgül entropisi [kJ/kgK] T Sıcaklık [˚C] Boyutsuz tesir katsayısı Özgül ekserji [kJ/kg] Ekserji verimi U Toplam ısı transfer katsayısı [ A Isı transfer yüzey alanı D Boru çapı k Isı iletim katsayısı [ F Kirlilik faktörü ] Sürtünme faktörü Γ Akış oranı [kg/ms] μ Dinamik viskozite [kg/ms] Yoğunluk Yüzey gerilimi [N/m] Boru kanat yüksekliği [m] Boru kanat adımı [m] Re Reynolds sayısı Nu Nusselt sayısı Reynolds refarans değeri Bo Bond sayısı L Boru boyu [m] Islak boru boyu [m] Pr Prandl sayısı Boru yüksekliği [m] Ortalama ısı transfer katsayısı [ Kanatlı boru dış ısı transfer katsayısı Film sıcaklığı [˚C] vi Doyma sıcaklığı [˚C] Yüzey sıcaklığı [˚C] Logaritmik sıcaklık farkı [˚C] Buharlaşma entalpisi [kJ/kg] N Dikeydeki eşanjör boru sayısı Eşanjör boru sayısı Sıvı fazında yoğunluk [ Buhar fazında yoğunluk Modifiye edilmiş faz değişim entalpisi [kJ/kg] Likit fazda ısı iletim katsayısı [kW/mK] Dinamik viskozite [kg/ms] Boru birim boyundaki film akış debisi [kg/ms] Film ısı iletim katsayısı [kW/mK] Boru çevresinde ortalama film kalınlığı [m] Film Reynolds sayısı Özgül ısı akısı Film tipi Nusselt sayısı n Devir sayısı [1/s] Hacimsel debi [ Ölü hal sıcaklığı [˚C] Ölü hal basıncı [kPa] Kısaltmalar Açıklama ABS Absorber STK Soğutma tesir katsayısı COP Coefficient of performance (Soğutma tesir katsayısı) Hbr Hidrobromik asit SHX Solüsyon ısı değiştiricisi KV Kısılma vanası EES Engineering Equation Solver JEN Jeneratör KON Kondenser EVAP Evaporatör 2EH 2-ethyl-1-hexanol CFC Chlorofluorocarbon BST Basit vii ŞEKİLLER DİZİNİ Sayfa Şekil 3.1. Buhar sıkıştırmalı basit soğutma çevrimi………………...………………….24 Şekil 3.2. Buhar sıkıştırmalı soğutma çevriminin P-h diyagramı……............................25 Şekil 3.3. Absorbsiyonlu soğutma çevrimi……………………………………………..25 Şekil 3.4. Tek kademeli absorbsiyonlu soğutma sistemi………...…….……….………30 Şekil 3.5. Basitleştirilmiş Dühring diyagramı……………...…………………………..30 Şekil 3.6. LiBr-Su solüsyonu kristalizasyon eğrisi……..……………………….……...32 Şekil 3.7. Tek kademeli LiBr-Su solüsyonlu soğutucunun şematik gösterimi….……...35 Şekil 3.8. Evaporatördeki sıcaklık değişim diyagramı………………………..….…….44 Şekil 3.9. Kondenserdeki sıcaklık değişim diyagramı………………………………….45 Şekil 3.10. Jeneratördeki sıcaklık değişim diyagramı………………………………….45 Şekil 3.11. Absorberdeki sıcaklık değişim diyagramı………………………………….46 Şekil 3.12. SHX sıcaklık değişim diyagramı………………………………...…………47 Şekil 3.13. Polysmart projesi (2006-2010,32 firma)……………..…………………….53 Şekil 3.14. Manisa Turgutlu hastanesi (Anonim 2012a)……………………….……....56 Şekil 4.1. Değişik kondenser sıcaklıklarında jeneratör sıcaklığına bağlı COP ve Ѱ değişimi…………………………………….……………..…….64 Şekil 4.2. Değişik evaporatör sıcaklıklarında jeneratör sıcaklığına bağlı COP ve Ѱ değişimi…...……………………………………...………………65 Şekil 4.3. Solüsyon eşanjörü etkinlik katsayısına göre COP ve Ѱ değişimi………..….66 Şekil 4.4. Boyutsuz tesir katsayısının farklı kondenser sıcaklıklarında bağlı olarak değişimi….…………………………...…………………….......66 Şekil 4.5. Boyutsuz tesir katsayısının farklı evaporatör sıcaklıklarında bağlı olarak değişimi……………………………………………...………...67 Şekil 4.6. Ekserji verimi ve akış oranının jeneratör sıcaklığına bağlı değişimi………………………………………………………………68 Şekil 4.7. Sistem elemanlarının ekserji kayıplarının jeneneratör sıcaklığına bağlı değişimi………………………………………………………………68 Şekil 4.8. Absorbsiyonlu sistem elemanlarının standart şartlar altında ekserji kayıplarının oransal değişimi……………….…...…………………70 Şekil 4.9. Tek kademeli absorbsiyonlu soğutma prototip şeması………….….………..71 Şekil 4.10. Absorbsiyonlu sistem kristalizasyon tehlike bölgesi………………….........76 Şekil 4.11. Tipik J boru uygulaması..…………………………………………………..77 Şekil 4.12. Absorbsiyonlu soğutma sistemi kapasite kontrol düzeneği………………...78 Şekil 4.13. Absorbsiyonlu soğutucu prototipinin üç boyutlu tasarımı …..….................80 Şekil 4.14. Eşanjör boru detayları………………………………………………………83 Şekil 4.15. Saf LiBr……………………………………………………………….........84 Şekil 4.16. Eşanjörlerin yerleşim planı……………………………………………........86 Şekil 4.17. Prototip yarı mamül kesiti…………………………………………….........86 Şekil 4.18. Prototip genel görünüşü, sağ……………………………………………….87 Şekil 4.19. Prototip genel görünüşü, sol………………………………………………..87 Şekil 4.20. Absorbsiyonlu soğutma test sistemi mekanik tesisat şeması………………88 Şekil 4.21. Jeneratör kaynağı........... …………………………………………………...89 Şekil 4.22. Jeneratör ve evaporatör besleme hatları……………………………………90 Şekil 4.23. Soğutma yükü kaynağı…......………………………………………………90 viii Şekil 4.24. Akümülasyon tankları besleme eşanjörleri………………..……..………..91 Şekil 4.25. Üç yollu motorlu vana……………………………………………………...91 Şekil 4.26. Soğutma kulesi……………………………………………………………..91 Şekil 4.27. Endüstriyel tip Pt100……………………………………………………….94 Şekil 4.28. Basınç sensörü ……………..………………………………………………96 Şekil 4.29. Türbin tibi debimetre………………………………………………………96 Şekil 4.30. Elektromanyetik debimetre………………………………………………...97 Şekil 4.31. Prototip otomasyon sistem panosu……………………………..……..........99 Şekil 4.32. Prototip ve otomasyon sistemi…………………………………………..….99 Şekil 4.33. Tam kapasitede prototip sıcaklık ve debi değerleri…………………….....102 Şekil 4.34. % 75 kapasitede prototip sıcaklık ve debi değerleri………………………102 Şekil 4.35. % 50 kapasitede prototip sıcaklık ve debi değerleri………………………103 Şekil 4.36. % 25 kapasitede prototip sıcaklık ve debi değerleri………………………103 ix ÇİZELGELER DİZİNİ Çizelge 3.1. Absorbsiyonlu akışkan çiftlerinde aranan özellikler ……………………..27 Çizelge 3.2. Çevrim tipine göre LiBr-Su solüsyonlu absorbsiyonlu soğutucuların çalışma sıcaklıkları ve maksimum COP değerleri…...........29 Çizelge 3.3. Termodinamik durum noktaları……………….……….………………….36 Çizelge 3.4. Küçük kapasiteli absorbsiyonlu soğutucu üreticileri (Labus 2011)............54 Çizelge 3.5. Türkiye iklimlendirme pazarı cihaz satışları, 2010 yılı (TOBB İklimlendirme Meclisi Sektör Raporu 2011)…………..…...........55 Çizelge 3.6. Türkiye inşaat sektöründealınan yapı kullanma izin belgeleri 2008-2012 (Anonim 2013)……………………………………..…...........55 Çizelge 3.7. Kat sayılarına göre daire sayıları 2012 yılı, bin adet (Anonim 2013)…….56 Çizelge 4.1. Tek kademeli sıcak su beslemeli absorbsiyonlu soğutma sisteminin standart ölçüm koşulları, ANSI/ARI Standart 560……............59 Çizelge 4.2. Absorbsiyonlu sistem tasarım değerleri…………………………………..60 Çizelge 4.3. Tek kademeli absorbsiyonlu sisteme ait termodinamik değerler…............61 Çizelge 4.4. Absorbsiyonlu sistem EES modeli sonuçları………………….…………62 Çizelge 4.5. Absorbsiyonlu sisteme ait eşanjörlerin logaritmik sıcaklık farkı ve UA değerleri…………………………………..…………..….............62 Çizelge 4.6. Absorbsiyonlu sistem eşanjörlerinin toplam ısı transfer katsayıları ve ısı transfer yüzey alanları…………………..…………..….................63 Çizelge 4.7. Jeneratör sıcaklığına bağlı olarak sistem elemanlarındaki ekserji kayıpları (T[8]=44 ˚C, T[10]=5 ˚C, ε=0,6).…..…..…..................69 Çizelge 4.8. Değişik materyallerdeki korozyon oranları (solüsyon: % 54 LiBr, % 10 , % 36 , sıcaklığı 200 ˚ ).............73 Çizelge 4.9. Paslanmaz çelik alaşımlarında zamana bağlı korozyon oranları (solüsyon: 54% LiBr, 10% , 36% , sıcaklığı 200 )…….......74 Çizelge 4.10. Prototip basit ürün ağacı………………………………………………...81 Çizelge 4.11. Eşanjör boru ölçüleri ……………………………………………………83 Çizelge 4.12. Solüsyon özellikleri………....…………………………………………...84 Çizelge 4.13. Konsantrasyon – yoğunluk değişiminin iki farklı korelasyondaki değerleri (Ortam sıcaklığı 25 ˚C) ……..…………..….............................85 Çizelge 4.14. Test sisteminde kullanılan sensörlerin tip ve özellikleri………………...93 Çizelge 4.15. Pt100 tipleri……………………………………………………………...94 Çizelge 4.16. Prototipte otomasyon sisteminde kontrol edilen elemanlar ………..........98 Çizelge 4.17. ANSI/ARI 560 standartına göre test koşulları……………………….....100 Çizelge 4.18. Prototipin farklı soğutma yüklerinde kapasite ve COP değerleri…..….104 Çizelge 4.19. Prototip absorbsiyonlu soğutucunun teknik özellikleri…..…………….105 x 1.GİRİŞ Günümüzde iklimlendirme cihazları modern hayatın vazgeçilmez parçalarından biri konumuna gelmiştir. Artan Dünya nüfusu ve konfor ihtiyacı iklimlendirme cihazlarına olan talebi hızlı bir biçimde arttırmaktadır. Dünya’da 2008’de 791 milyar USD olan iklimlendirme cihazları ihracat rakamları 2014 yılında 1453 milyar USD seviyesine çıkmıştır (Bıyıkoğlu 2015). Küresel enerji talebi ve emisyonunda 2030 yılında bu yüzyılın başına göre % 60 oranında artış olacağı tahmin edilmektedir. Avrupa Birliği enerji ithalatına olan bağımlılğının yüzyıl başındaki % 50 mertebesinden % 70 seviyesine çıkması öngörülmektedir (Ghafoor ve Munir 2015). Dünya’da üretilen toplam elektriğin yaklaşık % 15’i iklimlendirme amacıyla kullanılmaktadır (Zhu 2013). Hükümetler çeşitli kanun ve düzenlemelerle enerji verimliliğini arttırmaya yönelik adımlar atmaktadırlar. Binalarda yalıtım yapılması endüstriyel tesislerde kojenerasyon, trijenerasyon ünitelerinin kullanılması gibi uygulamalar günümüzde yaygınlaşmaktadır. Avrupa Birliği çerçeve programlarında enerji verimliliği hakkında bir çok proje yürütülmekte yansımaları ülkemizde de görülmektedir. Bu alanda yapılacak AR-GE çalışmalarına kredi ve hibe desteği verilmektedir. Artan enerji maliyetleri ve çevresel endişeler sonucunda son yıllarda absorbsiyonlu soğutma sistem uygulamalarının sayısını arttırmaktadır. İklimlendirme uygulamalarında çeşitli teknolojiler bulunmakla birlikte (termoelektrik, stirling, ejektör, vb.) ticari manada buhar sıkıştırmalı sistemler ve absorbsiyonlu sistemler kullanılmaktadır. İki sistem arasındaki temel fark kullanılan birincil enerji tipindedir. Absorbsiyonlu soğutma sistemleri elektrik yerine güneş, jeotermal, atık ısı gibi kaynakları kullanarak soğutma ve ısıtma yapabilmektedir. Absorbsiyonlu soğutma sisteminin kökleri 17. yüzyıla kadar dayanmaktadır ( Burget ve ark 1999). İlk absorbsiyonlu system Edmond Carré tarafından su ve sülfürik asit 1 kullanılarak geliştirilmiştir. Kardeşi Ferdinan Carré amonyak-su solüsyonlu bir absorbsiyonlu soğutucunun patentini 1873 yılında almıştır. İkinci dünya savaşından sonra ABD’de iklimlendirme piyasasındaki hızlı büyümeyle birlikte absorbsiyonlu soğutucu üretiminde büyük bir artış yaşanmıştır. LiBr-Su solüsyonlu suğutucular ticari olarak Carrier tarafından 1945 yılında satışa sunulmuştur bunu diğer üreticiler (Trane, York, Worthington) takip etmişlerdir. Absorbsiyonlu cihaz satışları 1969 yılında pik noktasına ulaşmıştır. Bu trend 1973 yılındaki petrol kriziyle birlikte yüksek verimli buhar sıkıştırmalı soğutma sistemlerinin geliştirilmesiyle hızlı bir şekilde azalmıştır. Kürenin diğer yanındaki Japonya savaş sonrasındaki toparlanma sürecinde doğalgazı kendisine ana enerji kaynağı olarak benimsemiştir. Japon üreticilerden Kawasaki çift etkili ilk absorbsiyonlu soğutucuyu 1964 yılında piyasaya sürdü. Yüksek kapasiteli soğutma sistemlerinde 1975 yılında absorbsiyonlu soğutma sistemlerinin payı elektrikli soğutucuları geçerek on yıl içerisinde % 80 paya ulaşmıştır. Japonya’nın etkisiyle uzakdoğu ülkeleri Hindistan, Çin ve Kore absorbsiyonlu soğutucu piyasasında önemli birer üretici konumuna gelmişlerdir. Dünya’da 2005 yılında üretilen on iki bin civarındaki toplam absorbsiyonlu soğutucunun 6917 tanesi Çin’de üretilmiştir. Bununla birlikte absorbsiyonlu soğutucu pazarı yüksek ilk yatırım maliyeti ve düşük enerji verimliliği dolayısıyla elektrikli soğutuculara nazaran oldukça düşüktür (Labus ve ark 2013). Son yıllarda özellikle küresel ısınma, yaz aylarındaki elektriksel pik yük artışı, enerji verimliliği gibi açılardan absorbsiyonlu sistemlere olan ilgi tekrar artmıştır. Montreal protokolüyle (1987) başlayan Kyoto (1997) ile devam eden son olarak Paris antlaşmasıyla (2015) devam eden süreç sonunda küresel ısınmaya sebeb olan gazların salınımının azaltılarak atmosferdeki ısınma artışını endüstri devrimi başındaki duruma göre 2 ˚C ile sınırlandırmak üzere dünya devletleri belli bir metinde buluşmuşlardır. Kompresörlü sistemlerde ozon tabakasına zarar veren CFC ve HCFC gazlarının kullanımıyla alakalı kısıtlamaların getirilmesi, güneş enerjisi ve atık ısı gibi enerji kaynaklarıyla çalışabilmesi absorbsiyonlu soğutucuları üzerinde çalışmayı cazip hale getirmiştir. 2 Absorbsiyonlu soğutma sistemleri geleneksel olarak büyük sistemler için (>100 RT) imal edilmektedirler. Konut sektörü ve küçük kapasiteli ticari işletmlerde artan iklimlendirme ihtiyacı ufak kapasiteli ürünlere olan talebi arttırmaktadır. Göreceli düşük soğutma performans katsayısı, büyük hacim, devreye alma süresinin uzunluğu gibi teknik güçlüklerin yanında ilk yatırım maliyetinin yüksekliği ve geri ödeme süresinin uzunluğu gibi mali açılardan kullanıcı açısından bazı soru işaretleri barındırmaktadır. Çoğu zaman teknik ve ekonomik değerler arasında bir balans oluşturma ihtiyacı bulunmaktadır. Bu handikaplar giderildiği ölçüde absorbsiyonlu soğutucuların pazardaki payı artacaktır. Bu çalışmanın amacı: Absorbsiyonlu soğutma sistemleri konusunda Dünya’da ki son teknik gelişmeler ışığında, iklimlendirme piyasası için satış açısıdan başarılı olabilecek küçük kapasiteli absorbsiyonlu soğutucunun dizayn ve imal edilmesidir. İlk bölümde absorbsiyonlu soğutma sistemlerinin tanıtımı yapılmıştır. Buhar sıkıştırmalı sistemle arasındaki farklılıklar ortaya konulmuş. Kullanılan solüsyonların özellikleri üzerinde durulmuş çevrim tipleri açıklanmıştır. İkinci bölümde LiBr-Su solüsyonu kullanan absorbsiyonlu soğutucu sistemler detaylı bir biçimde açıklanmıştır. Sistemin dizaynında dikkat edilmesi gereken noktalar ortaya konulmuştur. Sistemin enerji, ekserji analizleri için termodinamik modeli oluşturulmuştur. Boyutlandırma için her eşanjördeki toplam ısı transfer katsayılarını veren ifadeler literatürden yararlanılarak verilmiştir. Prototip için uygun soğutma kapasitesinin seçilmesi amacıyla Türkiye’de ki bina tipleri istatistik veriler kullanılarak araştırılmıştır. Prototipin teknik özellikleri belirlenerek oluşturulan termodinamik modelde sayısal olarak çözümü yapılmıştır. Sistemin farklı çalışma sıcaklıklarındaki soğutma tesir katsayısı (COP) ve ekserji verimleri grafiksel olarak karşılaştırılarak bilgi sahibi olunmuştur. Prototip eşanjör yüzey alanları baz alınarak üç boyutlu tasarımı yapılmıştır. Malzeme listesi genel olarak çıkarılarak sahip olması gereken özellikler vurgulanmıştır. Prototipin imalatı tamamlanarak test işlemlerine geçilmiştir. Testler yaygın olarak kullanılan standarta göre tamamlanarak deneysel COP değeri ve soğutma kapasitesi bulunmuştur. Deneysel ve teorik sonuçlar karşılaştıralarak yorumda bulunulmuştur. 3 Bu çalışmada araştırmaya konu olan sorular: Bu çalışma kapsamında aşağıda belirtilen soruların cevaplanması hedeflenmiştir: 1. Türkiye konut pazarın için uygun iklimlendirme amaçlı soğutma sisteminin kapasite ve teknik özellikleri ne olmalıdır ? 2.Tek kademeli LiBr-Su solüsyonlu sistemin soğutma performans katsayısı ve ekserji verimi üzerinde çalışma sıcaklıklarının etkkileri nelerdir ? 3.Absorbsiyonlu sisteminin tasarımında malzeme seçimi, eşanjör geometrisi, ekipman özelliklerinin sistem performansı için önemi nedir ? 4.Absorbsiyonlu soğutucu prototipi üretiminde karşılaşılabilecek güçlükler ve bunların çözüm yöntemleri nelerdir ? 5.Prototipin soğutma performans katsayısı ve soğutma kapasitesiyle teorik olarak bulunan değerler arasındaki farkların sebebleri nelerdir ? Bu çalışmanın sınırları: Bu çalışmada, prototipin performans testleri uluslararası bir standarta göre tamamlanmış olup, farklı şartlardaki performans testlerine girilmemiştir. Eşanjörlere ait yüzey alanlarının bulunması sırasında literatürden elde edilen korelasyonlar kullanılmış prototipin test sonuçlarıyla farklı korelasyonların oluşturulması test sisteminde köklü değişimler gerektirdiğinden ileri çalışmalara bırakılmıştır. Yapılan bu çalışmayla absorbsiyonlu soğutucuların üretimiyle alakalı önemli bir bilgi ve tecrübe edinilmiş olup, ülkemizde absorbsiyonlu soğutucu sistem üretimi ile alakalı ticarileştirilme çalışmalarına önemli bir katkısı olacağı umulmaktadır. 4 2. KAYNAK ÖZETLERİ Kim (1992) LiBr-Su çifti kullanan absorberde ısı ve kütle transfer katsayılarını araştırmıştır. Deneysel olarak küçük miktardaki 2-ethyl-1-hexanol’ün (2EH) ısı ve kütle transferini önemli ölçüde arttırdığını ortaya koymuştur. Kullanılan katkıların yüzey gerilimlerindeki değişimlerini Marangoni etkisiyle açıklamıştır. Solüsyona eklenen 30 ppm oranındaki kimyasal katkının kütle transfer oranını solüsyon konsantrasyonuna bağlı olarak 2,6 ila 4,1 mertebelerinde arttırdığını ortaya koymuştur. Deng ve Ma (1999) yaptıkları deneysel çalışmada 24 adet pürüzsüz yatay boru kullanan film tipi absorber için solüsyon sprey yoğunluğuna göre kütle ve ısı transfer katsayılarının değişimini araştırmışlardır. Optimum sprey yoğunluğunun 0,005-0,055 kg/ms aralığında gerçekleştiği, absorbere giren soğutma suyu sıcaklığının performansa etkisinin yüksek olduğu belirtilmiştir. Miller tarafından (1999) altı adet bakır boru demeti kullanılan mini LiBr absorber test düzeneğinde düz ve farklı pürüzlü yüzeyler için kütle ve ısı transfer katsayıları araştırılmıştır. Kullanılan bakır boruların çapı 15,9 mm , boyu 0,32 m, LiBr konsantrasyon oranı % 60-62, test basıncı 6,5 Hg’dir. Testler kimyasal katkılı ve katkısız olarak tekrarlanmıştır. Borular arasındaki mesafenin artmasının absorbe edilen kütle miktarını arttırdığı bunun asıl nedeninin boru yüzey ıslaklığı olduğu belirtilmiştir. Pürüzlü yüzeylerde kütle transfer oranının düz yüzeye göre % 75 oranında fazla olduğu, film ısı transfer katsayısının pürüzlü yüzeylerde 500 ppm 2EH için iki katına çıktığı görülmüştür. Kim ve ark. (1999) yaptıkları çalışmada LiBr bazlı dört farklı solüsyon için değişik kimyasal katkıların (2-octanol , 3-octanol, 2EH) absorbsiyon mekanizmasına etkisini araştırmışlardır. Kimyasal katkıların oranı 100-500 ppm arasında değişmekle birlikte 200 ppm den sonra absorber kütle transfer oranında etkisinin sınırlı olduğu bildirilmiştir. Yüzey gerilim gradyanındaki değişimin Marangoni etkisi yaratarak ısı ve kütle transferini arttırdığı vurgulanmıştır. 5 Kulankara, ve Herold (2000) dikey tip abserber için kimyasal katkının etkisini araştırmışlardır. Katkı oranı olarak 100 mg/kg 2EH kullanılmıştır. Katkısız durumda akışın laminer olduğu, 10 mg/kg miktarında katkı solüsyona enjekte edildiğinde bir saniye içinde akışın değiştiği fark edilmiştir. Film tarafı için yapılan hesaplamalarda 100 mg/kg olan katkı değerinde ısı transfer katsayısında artış görülmüş, bunun üzerindeki değerlerde etkisinin sabit kaldığı vurgulanmıştır. Ayrıca ek kimyasalların yoğuşma üzerindeki etkisi aynı test düzeneği kullanılarak araştırılmıştır. Ek kimyasalların yoğuşma mekanizması üzerinde de etkili olduğu farklı ısı akılarında sisteme eklenen 50 mg/kg 2EH için deneysel olarak gösterilmiştir. Kim ve ark. ( 2001) iki farklı kimyasal katkının su buharının yoğuşmasına olan etkilerini araştırmışlardır. On iki borudan (4x3) oluşan yatay borulu deneysel test sisteminde 2EH ve alkyl primary amine için yapılan deneylerde etkinin 10 ppm de başladığı 100 ppm civarında maksimuma ulaştığı gösterilmiştir. Isı transfer katsayısında % 30 oranında artış elde edilmiştir. Performans anlamında 2EH’ün daha önde olduğu belirtilmiştir. Glebov ve Setterwall (2002) LiBr-Su solüsyon kullanan absorbsiyonlu sistemde kimyasal katkıların soğutma performansına etkisini araştırmışlardır. İlk durumda 2- methyl-1 hexanol LiBr solüsyonuna enjekte edilmiş , soğutma etkisini % 20 oranında , ikinci durumda soğutucu suya eklenen kimyasalın etkisinin % 32 oranında olduğu hesaplanmıştır . Cheng ve ark. (2004) dikey tip absorberde LiBr-Su solüsyonunda kimyasal katkıların etkisi deneysel olarak araştıtılmıştır. Navier-Stokes denklemlerinin film tipi absorbsiyon mekanizmasına uygulanması sonucu yeni boyutsuz bir sayı yüzey yenileme sayısı ,Rn , tanımlanmıştır. Marangoni sayısı, Ma ve Rn’nin ısı transfer katsayısını arttırdığı gösterilmiştir. Performans arttırıcı kimyasalların Reynolds sayısı 40 için yüzey gerilimini 100 ppm miktara kadar hızlı bir biçimde düşürdüğü, Nusselt sayısını 0,4’ten 0,85’e çıkarttığı grafiksel olarak gösterilmiştir. 6 Lin ve Shigang 2011 yılında dikey tip LiBr-Su çiftli absorber üzerinde deneysel olarak kimyasal katkıların kütle transferi üzerindeki etkisini incelemişlerdir. Performans arttırıcı kimyasal olarak 90 ppm 2EH kullanılmıştır. Solüsyon konsantrasyonunun ve düşük solüsyon sıcaklığının kütle transfer katsayısını arttırdığı belirtilmiştir. Katkısız durumda % 60 konsantrasyon oranı için 2000 altında olan kütle transfer katsayısı kimyasal katkılı durumda 4000 değerine ulaşmıştır. Benzer etki soğutma suyunun sıcaklığına bağlı olarak ta görülmüştür. Absorbsiyon mekanizmasında Marangoni etkisinin büyük olduğu belirtmiştir. Wang ve ark. (2011) LiBr-Su solüsyonlu hava soğutmalı ısı pompaları için kristalizasyon önleme yöntemlerini araştırmışlardır. En yaygın koruma yöntemi olarak kullanılan inhibitörde aranan özellikleri, etkinlik, yüksek sıcaklıklarda kararlılık, malzeme uyumu, ısı ve kütle transfer performansı, kişisel ve çevresel emniyet olarak sıralamışlardır. En başarılı inhibitör olarak ticari markası Carrol olan ethylene glycol kullanılmaktadır. Diğer bir yöntem olarak ısı ve kütle transferini arttırıcı kimyasal katkılar (2EH ve chromate) yada nano partiküller (demir ve karbon nano tüpler) kullanmaktır. Farklı absorber tasarımlarıyla birlikte absorber basıncının da arttırılması kristalizasyonu önlemek için kullanılan yöntemlerden olduğu vurgulanmıştır. Hofmann ve ark. (1996) LiBr-Su solüsyonu kullanan yatay borulu, film tipli absorberde deneysel olarak ısı transfer katsayılarının değişimini araştırmışlardır. Deneysel sistemde düz ve tırtıklı yüzeye sahip iki farklı boru kullanılmıştır. Solüsyon akış oranı, soğutma suyu ve solüsyon sıcaklıkları ile konsantrasyon oranındaki değişiklikler için ısı transfer katsayısındaki değişimler incelenmiştir. Isı transfer katsayısının viskozite ve yüzey gerilimiyle azaldığı ortaya konmuştur. Ek kimyasal performans artırıcıların 1-octanol ve 2EH değişik konsantrasyonlarda uygulanmasıyla % 60-140 oranında ısı transfer katsayısında artış olduğu gösterilmiştir. Jeong ve Garimella (2002) yatay borulu absorberde ısı ve kütle transfer katsayılarını araştırmışlardır. Yatay tipli absorberlerde yukardan aşağıya doğru ıslaklık oranının azaldığı kimi durumda yarıya kadar indiği belirtilmiştir. Isı transfer katsayısının absorbere giren konsantrasyon oranının artmasıyla yükseldiği gösterilmiştir. Solüsyon 7 akış oranının boru yüzey ıslaklığını etkilediği akış oranının 0,02 kg/m.s değerinin altında absorber performansının hızlı bir biçimde düştüğü görülmüştür. Yüksek akış oranında benzer negatif etki film kalınlığının artmasından dolayı oluşmaktadır. İdeal akış oranının 0,04 kg/m.s olduğu belirtilmiştir. Film tipindeki boru ıslaklık oranının damla tipinden daha yüksek olduğu gösterilmiştir. Absorber tarafındaki ısı transfer katsayısının likit taraftakine oranla (% 1,7) çok düşük olduğu örnek hesaplamayla ortaya koyulmuştur . Medrano ve ark. (2003) dikey borular içinde absorbsiyon mekanizmasının asal gazlardan etkilenme oranını araştırmışlardır. Reynolds sayısı 100, absorber basıncı 1,3 kPa, soğutma suyu sıcaklığı 35 ˚C, absorber giriş konsantrasyonu % 62 olmak üzere hesaplamalar yapılmıştır. Takamatsu ve ark. (2003) LiBr-Su solüsyonulu absorberin dikey boru içindeki ısı ve kütle transfer katsayısını araştırmışlardır. Kullanılan pürüzsüz bakır borunun iç çapı 16,05 mm, uzunluğu 400 mm’dir. Nusselt ve Sherwood sayılarıyla alakalı ampirik ifadeler oluşturmuşlardır. Solüsyon film tarafı için Nu sayısının 0,5-0,2 arasında olduğu grafiksel olarak gösterilmiştir. Farhanieh ve Babadi (2004) yatay borular üzerine solüsyonun püskürtülmesi durumunda ısı ve kütle transfer katsayılarını araştırmışlardır. Artan solüsyon akış oranıyla film kalınlığının artmasının ısı transfer ve kütle transfer katsayılarını önemli derecede düşürdüğü belirtilmiştir. Isı transfer katsayılarını akış oranına bağlı (0,02-0,1 kg/m.s) olarak 900-600 , değişik absorber basınçlarında (0,5-2 kPa) 400-1000 olarak vermişlerdir. Absorbe edilen kütle akış miktarı farklı solüsyon akış oranlarında (0,02-1,0 kg/m.s) 0,00016 - 0,0009 şeklinde hesaplanmıştır. Kaynaklı ve Horuz (2004) helisel tip LiBr-Su solüsyonlu absorber için geliştirilen bir matematiksel modelle ısı ve kütle transfer katsayılarını araştırmışlardır. Soğutma suyu debisi ile (0,1-0,5 kg/s) ısı yükü (2000-5000 W) ve absorbe edilen kütle miktarının arttığını (0,0005-0,0018 kg/s) belirtmişlerdir. Toplam ısı transfer katsayısının ayrıca soğutma suyu debisiyle arttığı , solüsyon konsantrasyonunun her bir halkada azaldığını 8 belirtmişlerdir. Isı ve kütle transfer katsayıları yönünden karşı akımlı tipin paralel akışlı tipten üstün olduğu vurgulanmıştır . Seol ve Lee (2005) ince film tabakalı LiBr-Su solüsyonunun yatay tek bir boru üzerindeki ısı ve kütle transfer katsayılarını araştırmışlardır. Akış oranı, solüsyon sıcaklığı, absorber basıncı gibi parametrelerin etkisi incelenmiştir. Absorbsiyon oranının absorber basıncına kuvvetli şekilde bağlı olduğu gösterilmiştir. Düşük solüsyon sıcaklığı ve yüksek absorber basıncında absorber performansının solüsyon film akışının dalgalı halde olmasından dolayı yüksek olduğu vurgulanmıştır. Papaefthimiou ve ark. (2006) yatay borulu LiBr-Su çözeltili absorberin performansını araştırmışlardır. Soğutma suyu giriş sıcaklığının etkisinin büyük olduğu 32 ˚C’den 25 ˚C’ye düşmesi durumunda absorbe edilen su buharı miktarının 0,0027 ’den 0,004 ‘ye çıktığı, boru çapı etkisinin sınırlı olmakla birlikte 8 mm çapın optimum olarak kullanılabileceği belirtilmiştir. Kyung ve ark. (2007) yatay boru demetli, LiBr-Su solüsyonlu absorberin performansını teorik ve deneysel olarak hesaplayıp karşılaştırmışlardır. İki farklı durum için yapılan testlerde 8 ve 4 adet dış çapı 19 mm olan borular kullanılmıştır. Solüsyon akış oranına bağlı olarak Reynolds sayısının yükselmesiyle birlikte akış rejiminin damlacıklı moddan jet moduna geçtiğini, absorber performansının kütle difüzyonuyla yakından alakalı olduğunu belirtmiştir. Absorber ısı yükü ve ısı transfer katsayısının solüsyon akış oranıyla beraber arttığı gösterilmiştir. Solüsyon akış oranının ısı transfer katsayısı üzerinde etkili olduğu 0,01 kg/ms’de 600 , 0,05 kg/ms’de ise 1200 civarında gerçekleştiği deneysel olarak bulunmuştur. Solüsyon konsantrasyonun artmasıyla kinematik viskozitedeki yükselmenin ısı transfer katsayısını düşürdüğü çeşitli çalışmalarla karşılaştırmalı olarak irdelenmiştir . Bredow ve ark. (2008) yılında yatay borulu, LiBr-Su solüsyonlu absorbsiyonlu sistemin ısı ve kütle transfer performanslarını araştırmışlardır. Isı transfer katsayıyla alakalı literatürde bulunan çok sayıdaki değerle karşılaştırma yapılmış deneysel olarak bulunan 2000 değerinin benzer çalışmalarda verilen 500-2500 aralığında 9 kaldığı vurgulanmıştır. Absorberde kütle transfer katsayısının solüsyon konsantrasyonuyla arttığı, ısı transfer katsayısının solüsyon akış oranına sıkı şekilde bağlı olduğu kütle transferinin aynı yaklaşımı göstermediği belirtilmiştir. Kütle transfer katsayısının 50-300 aralığında gerçekleştiği yapılan çalışmayla ortaya konulmuştur. Kang ve ark. (2008) nano partiküller kullanılması durumunda LiBr-Su solüsyonlu film tipi absorberdeki ısı ve kütle transfer katsayılarındaki değişimleri incelemişlerdir. Nano partikül olarak çapları sırasıyla 100 nm, 25 nm olan demir ve karbon nano tüp (CNT) kullanılmıştır. Her iki nanopartikülünde absorbsiyon oranını önemli ölçüde arttırdığı , CNT’nin daha etkili olduğu belirtilmektedir. Kullanılacak konsantrasyonun oranı % 0,1 oranında optimum olduğu daha fazla kullanmanın lüzumsuz olduğu vurgulanmıştır. Nano partiküllerin ısı transfer oranlarını etkilemediği kütle transferini önemli ölçüde arttırdığı belirtilmiştir. Bu artışın CNT’de 2,48 kat, demirde 1,90 kat artış şeklinde gerçekleştiği grafiksel olarak gösterilmiştir. Li ve ark. (2011) 1000 Pa vakum altında altı adet yatay boru üzerinde ısı transfer katsayılarının değişimini araştırmışlardır. Yüzey alanları arttırılmış farklı geometrilerdeki beş adet boru için farklı Reynolds sayıları (21,6-108,1) için deneyler tekrar edilmiştir. İç ve dış yüzeyi oluklu borularda ısı akısı sadece dış yüzeyi oluklu olanlardan daha yüksek olduğu, düşük Reynolds sayılarında ısı transfer artış oranının düştüğü belirtilerek düz boruda bu oranı hesaplamak için bir korelasyon verilmiştir. Hao ve ark. (2014) yüzeyi kaplanmış dik bir bronz borudaki ısı ve kütle transfer katsayılarını araştırmışlardır.Absorberdeki ısı transfer katsayısının artan sprey akışıyla yükseldiği, kütle transfer katsayısının başta yükseldiği daha sonra düştüğü belirtilmiştir. Solüsyon giriş sıcaklığının ısı ve kütle transfer katsayılarını arttırdığı belirtilen çalışmada toplam ısı transfer katsayısının kaplı boruda düz boruya göre yüksek, kütle transfer katsayısının düşük olduğu vurgulanmıştır. Mortazavi ve ark. (2015) LiBr-Su solüsyonu için absorber performansını arttıracak ısı eşanjör yüzey alanı araştırmasında bulunmuşlardır. Klasik absorberlerde ıslaklık oranını 10 arttırmak için yüksek akış oranlarına çıkılması aynı zamanda film kalınlığınıda arttırdığından aşılması gereken bir güçlüktür. Düz bir levha üzerine kare şeklinde 6,35 mm x 6,35 mm yerleştirilen 0,15 mm kaınlığında ve 11,6 mm yüksekliğinde bakır kanatlar, düz levhada 0,002 -0,004 arasında olan kütle transfer katsayısını 0,006 değerine kadar çıkarmışlardır. Zhang ve ark. (2015) LiBr-Su solüsyonu için düz levhada farklı Reynolds sayılarında absorbsiyon mekanizmasını nümerik olarak incelemişlerdir. Simülasyon CFD-Fluent kullanılarak yapılmıştır. Reynolds sayısının 40-60 aralığında kütle transfer oranının maksimum olduğu , artan Reynolds sayısıyla ısı transfer katsayısının düştüğü fakat kütle transfer katsayısının arttığı hesaplanmıştır. Varma ve ark. (1994) LiBr-Su çiftinin yatay paslanmaz borular çevresindeki havuz kaynama mekanizmasını araştırmışlardır. Deneysel sistemde 15-108 ısı akısı, 4-9,3 kPa jeneratör basıncı için lokal ve ortalama ısı transfer katsayısını araştırmışlardır. Ortalama ısı transfer katsayısının saf suya oranla daha düşük olduğu 1600-7500 arasında değiştiğini bildirmiştir. Kaynama olayının boru çapından etkilenmediği, solüsyon konsantrasyonunun artması ile birlikte ortalama ısı transfer katsayısının düştüğü ortaya koyulmuştur . Myeong (1998) deneysel olarak dikey boru boyunun çekirdek tipi havuz kaynamada ısı transfer katsayısı üzerindeki etkilerini araştırmıştır. Atmosfer basıncında yapılan çalışmada değişik boru çaplarında, boylarında geçerli ampirik bir ısı transfer katsayısı ifadesi verilmiştir. Boru boyunun çapına oranının 50’den sonraki değerlerinde ısı transferinin azaldığı belirtilmiştir . Wuu ve ark. (1998) havuz tipi jeneratörlerde % 50 konsantrasyona sahip LiBr-Su çözeltisinde n-octanol kullanmanın performansa olan etkilerini araştırmışlardır. Saf su ve solüsyon için farklı katkı oranlarında tekrarlanan değerlerde ısı transferinin saf suda daha yüksek olduğu ve kimyasal katkının havuz tipi kaynamaya etkisinin sınırlı olduğu belirtilmiştir. 11 Ribatski ve Jacobi (2005) yatay borular üzerinde film tipi buharlaşma mekanizmasıyla alakalı literatürde mevcut çalışmaları karşılaştırmışlardır. Çeşitli parametrelerin incelendiği çalışmada ısı akısının kaynama rejimine geçmesi, boru çapının azalması, likit besleme yüksekliğinin artması, boru yüzey pürüzlülüğünün artması gibi parametrelerin ısı transfer katsayısını arttırdığını ortaya koymuşlardır. Gupta ve ark. (2010) suyun dikey tip paslanmaz boru demetinde havuz kaynama sırasında ısı transfer katsayısını araştırmışlardır. Vakum altında yapılan çalışmada çekirdek tip kaynama sırasındaki ısı transfer katsayısının kabarcıkların akış yönünde arttığı, boru demetinin üstündeki ve altındaki ısı transfer katsayılarının oranının düşük ısı akılarında yüksek olduğu sonucuna vararak lokal ısı transfer katsayısı için korelasyon vermişlerdir. Shi ve ark. (2010) dikey borulu LiBr-Su solüsyonlu film tipi jeneratörün farklı ısı akıları ve solüsyon konsantrasyonlarında boru içindeki ısı transfer katsayının değişimini incelemişlerdir. Film tipi jeneratördeki ısı transfer katsayısının daldırılmış tip jeneratördekine göre 4,37 kat daha yüksek olduğu hesaplanmış bunun daha kompakt jeneratörlerin yapılmasına olanak verdiği belirtilmiştir. Menhart ve ark. (2015) jeneratör eşanjöründe havuz tipi kaynama mekanizmasını incelemişlerdir. Çekirdek kaynamanın oluştuğu durumlarda film tipine göre üstünlüğü olduğu belirtilen çalışmada bunun olması için gerekli akışkan sıcaklık farkının 15 ˚C’den fazla olması dolayısıyla absorbsiyonlu sistemlerde bunun yakalanmasının zor olduğu vurgulanmıştır. Bu etkiyi ısı transfer yüzey alanlarında değişiklik yaparak sağlamanın yöntemlerini araştıran yazarlar çalışma basıncının ve solüsyon konsantrasyonunun önemli olduğunu göstermişlerdir. Yüzeyi pürüzlü olan borulardaki ısı transfer katsayısının düz olana nazaran % 23 oranına kadar artış gösterdiği hesaplanmıştır. Xu ve ark. (2013) 85-150 ˚C jeneratör sıcaklık aralığında çalışabilen yeni bir çevrim üzerinde, AGX, çalışmışlardır. Aynı jeneratör sıcaklıklarında yeni çevrimin klasik çevrime göre daha iyi performans gösterdiğini belirtmişlerdir. 12 Gunhan ve ark. (2014) güneş enerjisi destekli yeni bir absorbsiyonlu sistemin ekserji analizini yapmışlardır. Solüsyon olarak LiCl-Su kullanılan deneysel çalışmada toplam ekserji kaybı 3,15 kW ila 22,08 kW arasında değişmiştir. Bütün sistemin ekserji verimi değişik referans ölü durum sıcaklıklarına göre % 13,1 (30 ˚C) ila % 43,2 (42 ˚C) arasında gerçekleştiği belirtilmiştir. Rivera ve Xicale tarafından (2001) LiBr-Su çözeltisinin çekirdek tipi kaynama mekanizması için 25,4 mm çapındaki 1,08 m boyundaki dikey boru içindeki ısı transfer katsayısı araştırılmıştır. Lokal ısı transfer katsayısı 1,0-9,0 , ortalama ısı transfer katsayısı 1,0-4,0 olarak bulunmuştur . Sathyabhama ve Krishnan (2012) iki bar basıncında LiBr-Su solüsyonunun farklı konsantrasyonlarında (0-%30) havuz tipi kaynama durumunda ısı transfer katsayılarını etkileyen parametreleri incelemişlerdir. Isı akısının artışı ve konsantrasyon oranının azalmasıyla ısı transfer katsayısının arttığı gösterilmiştir. Jung ve Oh (1999) hava soğutmalı çift kademeli absorbsiyonlu sistem için solüsyonunun performansı araştırılmıştır. Yapılan simülasyonlarda yeni solüsyonun LiBr-Su çiftinden kristalizasyon limitinin % 8 üstte olduğu ve COP değerinin % 3 civarında daha yüksek olduğu sonucuna varılmıştır . Lee ve ark. (2000) yılında hava soğutmalı absorbsiyonlu sistemlerde kullanılmak üzere solüsyonunu seçilen mol oranlarında (5:1:1:2) çift etkili seri tip modelde simüle ederek performansını araştırmışlardır. Yeni solüsyonun LiBr-Su çiftiyle benzer COP değerine sahip olduğu, kristalizasyon açısından hava soğutmalı sistemlerde daha uygun olduğu görülmüştür . Bourouis ve ark. (2005) yılında hava soğutmalı sistemlerde kullanmak üzere LiB-Su çözeltisine alternatif olarak su-(LiBr + LiI + + LiCl) (mol oranları 5:1:1:2) yeni bir solüsyonun performası deneysel olarak araştırılmıştır. Yeni solüsyonun ağırlık konsantrasyon oranı % 62 için kristalizasyon sıcaklığının LiBr-Su çiftine göre 30 ˚C 13 daha düşük olduğu belirtilmiştir. Absorber basıncı 1,3 kPa, soğutma suyu 35 ˚C, Reynolds sayısı 75-175 (dalgalı laminer rejim) olmak üzere absorbe edilen kütle oranı 0,001-0,002 , ısı yükü 0,3-0,7 kW, ısı transfer katsayısı 0,2-0,5 , kütle transfer katsayısı 2,0-6,5x değerlerini sırasıyla % 57,9 LiBr-Su ve % 61 farklı kütlesel konsantrasyonlarında gerçekleştiği belirtilmiştir. Yoon ve ark (2005) LiBr-Su çiftiyle LiBr + LiI + + LiCl –Su solüsyonu helisel tip bir absorber/evaporatör deney test düzeneğinde incelemişlerdir. Isı ve kütle transfer katsayıları açısından yatay tip absorberle benzer değerleri gösteren bu çalışmada optimum solüsyon akış oranının 0,03 kg/ms olduğu belirtilmiştir. Çoklu solüsyonun yüksek konsantrasyon oranlarında kristalizasyon problemi yaşamadığı, ısı ve kütle transfer katsayılarının % 2 -5 LiBr-Su çiftinden yüksek olduğu gösterilmiştir. She ve ark. (2015) LiCl-Su ve LiBr-Su solüsyonlarının yeni bir çift etkili çevrimde birlikte kullanılmasıyla elde edilen performansı araştırmışlardır. Üst çevrimde LiCl-Su, alt çevrimde LiBr-Su solüsyonu kullanılmasıyla daha düşük jeneratör sıcaklıklarında soğutma elde edilebilmiştir. Sun ve ark. (2012) absorbsiyonlu sistemlerde kullanılmak üzere farklı solüsyonlar üzerinde araştırma yapmışlardır. Beş adet farklı gurupta toplanan çalışmada kullanım yerlerine ve çalışma sıcaklıklarına göre solüsyonlar sınıflandırılmışlardır. Xu ve ark. (2004) yatay borulu evaporatörlerde ısı transfer katsayısını etkileyen parametreleri incelemişlerdir. Likit yüküne bağlı Reynolds sayısının 200-2500 aralığında olması durumunda ısı transfer katsayısına olumlu etkisi olduğu ayrıca boru çapının düşük olmasının bu etkiyi güçlendirdiği belirtilmiştir. Boru çapının 40 mm olduğu çalışmada ortalama toplam ısı transfer katsayısını 4 olarak bildirmişlerdir. Yang ve Shen (2008) tek bir yatay boru üzerinde film tipi buharlaşma mekanizmasını incelemişlerdir. Test basıncı 0,01 MPa , boru dış çapı 14 mm , uzunluğu 500 mm olan bronz alaşım boru kullanılmıştır. Isı transfer katsayısının sprey akış debisiyle 14 yükseldiği, 0,013 kg/ms için 5 , 0,062 kg/ms için 30 olduğu deneysel olarak bulunmuştur. Asal gazların ısı transfer katsayısındaki olumsuz etkisinin büyük olduğu, ısı akısının artışının olumlu etkide bulunduğu gösterilmiştir. Saf su ve deniz suyuyla yapılan deneylerde benzer sonuçlar alınmıştır. Abed ve ark. (2015) gövde-boru tipi evaporatörlerde film tipi ısı ve kütle transfer katsayılarını etkileyen parametreleri incelemişlerdir. Nanopartiküller, yüzey geometrisi, kimyasal katkılar gibi parametreler incelenerek daha kompakt yapıda evaporatörlerin yapılması için yorumda bulunmuşlardır. Abed ve ark. (2013) yatay borulu evaporatörlerde ısı ve kütle transfer mekanizmalarını etkileyen parametreleri gözden geçirmişlerdir. Yüzey alanı arttırılmış boruların performansı arttırdığı maliyet ve basınç kayıplarının kullanımı sınırlandırdığı belirtilmiştir. Nano partiküllerin ısı ve kütle transferini absorbsiyonlu sistemlerde arttırıcı etkisi olmasına rağmen mekanizmanın tam olarak anlaşılamadığı belirtilmiştir. Gonda ve ark. (2014) dalgalı yüzeye sahip paslanmaz çelik levha üzerinde buharlaşma mekanizması sırasındaki ısı tranfer katsayısını araştırmışlardır. Temel güçlük olarak tüm yüzey alanının ıslatılması gösterilen çalışmada 100 g/sm akış oranının altında kuru alan kaldığı vurgulanmış , Nu sayısının ise 0,2-0,4 arasında gerçekleştiği gösterilmiştir. Düz plakaya göre Nusselt sayısında % 50 artış elde edilen çalışmada 350’nin altındaki Reynolds sayısı için pürüzsüz yatay boru , 500 ün üstündeki Reynolds sayıları için ısı transfer performansı yönünden oluklu levha daha uygun çözüm olarak önerilmiştir. Flamensbeck ve ark. (1998) yılında sistem maliyetini düşürmek için plaka tipi ısı eşanjörleri kullanılması durumundaki çift kademeli bir absorbsiyonlu ısı pompasının performansını araştırmışlardır. Absorber olarak LiBr yerine daha yüksek sıcaklıklara çıkabilen %50 NaOH ve %50 KOH kullanılmıştır. Jeneratörde direk beslemeli havuz tipi eşanjör olarak tasarlanmış diğer tüm eşanjörler plaka tipi kullanılmıştır. Absorber için ısı toplam ısı transfer katsayısını 2,0-2,7 arasında bulduğu çalışmada sprey tipi absorberin kullanılması durumunda ısı transfer alan ihtiyacının yarı yarıya azaldığını vurgulamıştır. 15 Vega ve ark. (2006) plaka tipi ısı eşanjörleri LiBr-Su solüsyonlu sistemde kullanarak performas analizi yapmışlardır. Jeneratör, kondenser, solüsyon ısı değiştiricisinde plakalı tip absorber, evaporatörde ise gövde-boru tip eşanjör kullanılmıştır. COP değerinin 0,5-0,8 soğutma yükünün 2-12 kW arasında gerçekleştiği deneysel sistemde jeneratördeki toplam ısı transfer katsayısı 790 olarak bulunmuştur. Maliyet ve kompaktlık açılarından plakalı eşanjörlerin kullanımının absorbsiyonlu soğutma sistemlerinde avantajlı olduğu vurgulanmıştır. Hernando ve ark (2011) ve LiBr-Su solüsyonlarının plakalı tip ısı eşanjörlerindeki performanslarını araştırmışlardır. Kullanılan plakalı eşanjör Alfa-Laval AC30 model, 15 plakalıdır. Kapasite olarak 5 kW belirlenen plakalı jeneratörün boyutları (boy 325 mm x en 93 mm x derinlik 28,5 mm) havuz tipi jeneratörden daha ufaktır. Bununla birlikte basınç düşümünün LiBr-Su çifti için 20 kPa civarında gerçekleşitiği belirtilmiştir. Marcos ve ark. (2009) LiBr-su solüsyonlu çift kademeli absorbsiyonlu sistemlerde plakalı tip ısı eşanjörlerinin performanslarını araştırmışlardır. Akış sırasında biri sıvı biride sıvı-buhar fazı olmak üzere iki bölgeden bahsettikleri çalışmada birinci bölge toplam ısı transfer katsayısını 0,58-0,90 , ikinci bölgede ise 1,42-1,80 aralıklarında olduğunu hesaplamışlardır. Ayrıca basınç kayıplarının birinci bölgede 20-30 kPa, ikinci bölgede 200-300 kPa aralıklarında gerçekleştiğini belirtmişlerdir. Talbi ve Agnew (2000) geliştirdikleri matematiksel modelle LiBr-Su çiftli absorbsiyonlu sistemin enerji ve ekserji analizini yapmışlardır. Kondenser yükünün evaporatörden bir miktar fazla olduğu her ikisinin toplamının jeneratör ve absorber toplam yükünden % 27,8 daha az olduğunu göstermiştir. Bunun solüsyondaki karışım etkisinden kaynaklandığını belirtmişlerdir. Ekserji kayıpları büyüklük sırasıyla absorber, jeneratör, evaporatör, solüsyon ısı değiştiricisi, kondenserde gerçekleştiğini göstermişlerdir. 16 Chua ve ark. (2000) LiBr-Su çiftinin 0-190 ˚C sıcaklık ve 0 - % 75 konsantrasyon aralığında özgül entalpi , entropi, ısı kapasitesi değerlerini araştırmışlardır . Misra ve ark. (2003) yaptıkları çalışmada LiBr-Su çiftli absorbsiyonlu sisteme termoekonomik optimizasyon tekniğini uygulamışlardır. Optimizasyon sonucunda jeneratör sıcaklığı 83 ˚C , kondenser sıcaklığı 35 ˚C , evaporatör sıcaklığı 9 ˚C, absorber sıcaklığı 33 ˚C, solüsyon eşanjörü etkinlik katsayısı 0,65 olarak bulunmuştur. Temel modelle optimizasyon sonucundaki model arasında, ekserji veriminde % 10,423, COP’ta % 10,419 artış olduğu vurgulanmıştır . Hu (2007) mikro absorbsiyonlu soğutucu ile alaklı teorik ve deneysel çalışmalarda bulunmuştur. Soğutma işlevselliği olan (40 W) mikro ünitenin COP değerinin makro boyutlardakiyle kıyaslanabilecek ölçüde olduğunu belirtmiştir . Kılıç ve Kaynaklı (2007) tek kademeli LiBr-Su solüsyonlu absorbsiyonlu soğutma sisteminin enerji ve ekserji analizini yapmışlardır. COP değerinin jeneratör ve evaporatör sıcaklıklarıyla yükseldiği kondenser ve absorber sıcaklıklarının artmasıyla azaldığı oluşturulan matematiksel model yardımıyla gösterilmiştir. En büyük ekserji kaybının jeneratörde gerçekleştiği vurgulanan çalışmada, birinci kanun verimi artarken ikinci kanun veriminin azalabileceği belirtilmiştir. Kaynaklı (2007) LiBr-Su solüsyonu kullanan helisel bir absorberin ekserji analizini yapmıştır. Ekserji kaybının soğutma suyu debisi , solüsyon konsantrasyonu, absorber basıncı, halka sayısı, çevre sıcaklığı parametrelerine paralel olarak arttığı, buhar ve soğutma suyu sıcaklığıyla düştüğünü belirtmiştir. Solüsyon akış oranının optimum absorber performansını elde etmede önemli olduğunu vurgulamıştır. Giriş solüsyon konsantrasyonunun absorbe edilen kütle miktarını arttırdığı gibi ekserji kaybını da arttırdığına dikkat çekilmiştir. Xie ve ark. (2008) LiBr-Su solüsyonlu absorbsiyonlu soğutucunun performansını incelemişlerdir. Solüsyon absorber giriş konsantrasyonu ile soğutma kapasitesinin 17 arttığı, COP’un 0,85 değerine solüsyon konsantrasyonu % 57 için ulaştığı , optimum solüsyon sprey debisinin 27,5 olduğu belirtilmiştir. Gebreslassie ve ark. (2010) yarım etkili ,tek etkili, çift etkili ve üç etkili LiBr-Su solüsyonlu absorbsiyonlu sistemlerin enerji ve ekserji analizlerini hesaplamışlardır. COP, ekserji verimi, ekserji kayıpları sistemin jeneratör sıcaklıklarına göre incelenmiştir. Genel itibariyle en yüksek ekserji kayıplarının absorber ve jeneratörde gerçekleştiği vurgulanmıştır. Karamangil ve ark. (2010) yılında tek kademeli absorbsiyonlu sistemlerde kullanılan konvansiyonel akışkanlarla alternatiflerinin performanslarını araştırmışlardır. Oluşturulan kullanıcı dostu program vasıtasıyla çalışma sıcaklıkları, solüsyon ,soğutucu ve solüsyon-soğutucu (SHE,RHE,SRHE) eşanjör etkinlik katsayılarının COP üzerindeki etkileri incelenmiştir. Sistem performansının jeneratör ve evaporatör sıcaklıklarıyla arttığı kondenser ve absorber sıcaklığıyla azaldığı vurgulanmıştır. Sistem performansı üzerinde SHE etkisinin diğer iki eşanjörden yüksek olduğu, kullanılması durumunda % 66 oranında COP’ ta artış sağladığı RHE ve SRHE için bu oranların sırasıyla % 14 ve % 6 değerlerinde gerçekleştiği gösterilmiştir. Marcos ve ark. (2011) su ve hava soğutmalı tek ve çift kademeli absorbsiyonlu soğutucular için COP değerini maksimize edecek yeni bir metod üzerinde çalışmışlardır. Su soğutmalı tek etkili sistem için jeneratör sıcaklığı 57,8 -92,8 ˚C aralığında COP değeri 0,85-0,74 gerçekleşirken hava soğutmalı sistemde jeneratör sıcaklığı 98,5-110,1 ˚C için COP değerinin 0,72-0,65 aralığında olduğunu hesaplamışlardır. Çift etkili su soğutmalı sistemde jeneratör sıcaklığı 108,7-164,3 ˚C aralığında COP 1,48-1,2 , hava etkili sistemde ise jeneratör sıcaklığı 171,1-186,3 ˚C aralığında COP 1,15-1,07 değerini almıştır. Myat ve ark. (2011) tek etkili absorbsiyonlu soğutma sisteminde genetik algoritma yöntemiyle entropi üretimini minimize edecek çalışma yapmışlardır. Toplam entropi üretiminin % 41 jeneratörde, % 10 kondenserde, % 30 evaporatörde, % 19 absorberde 18 gerçekleştiği hesaplanmıştır. Minumum entropi üretiminin jeneratör sıcaklığı 90,8 ˚C için ton soğutma başına 33 W/K olduğu vurgulanmıştır . Urueta ve ark. (2014) tek etkili LiBr-su çiftli absorbsiyonlu soğutucunun enerji ve ekserji analizlerini yapmışlardır. Jeneratör ve evaporatör sıcaklığının artışıyla COP’un arttığı buna karşın ekserji veriminin düştüğü, absorber ve kondenser sıcaklığını artmasıyla COP’un azaldığı buna karşın ekserji veriminin arttığı belirtilmiştir. En büyük ekserji kaybının jeneratör ve absorberde olduğu belirtilmiştir. Mazzei ve ark. (2014) LiBr-Su çiftli tek kademeli absorbsiyonlu sistemini optimize etmişlerdir. Optimizasyonda iki farklı yöntem izlemişlerdir. Birinci yöntemde verilen bir ısı transfer alanı için COP’u maksimize eden, ikinci yöntemde belirlenen bir soğutma kapasitesi için ısı transfer yüzey alanını minimize eden çalışma yapılmıştır. Hesaplamalarda toplam ısı transfer katsayıları evaporatör için 1,5 , absorber için 0,7 , kondenser için 2,5 , jeneratör için 1,5 , solüsyon ısı eşanjörü için 1,0 alınmıştır. Soğutma kapasitesi 50 kW için elde edilen optimum toplam ısı transfer yüzey alanı 23,86 , COP değeri ise 0,755 olarak bulunmuştur. Wonchala ve ark. (2014) LiBr-su solüsyonlu absorbsiyonlu sistemin performansını etkileyen parametreleri teorik olarak incelemişlerdir. Değişik jeneratör ,kondenser, absorber, evaporatör sıcaklıkları ve sirkülasyon oranı baz alınarak yapılan çalışmada jeneratör sıcaklığının 58,5 ˚C’den 110 ˚C’ye çıkmasıyla soğutma kapasitesinde % 1200 oranında artış olduğu, ikinci kanun veriminin başta artarak % 54 olduğu ardından % 32 değerine indiği belirtilmiştir. Kondenser ve absorber sıcaklıkları 17 - 48 ˚C arasında değiştirilerek yapılan hesaplamalarda birinci kanun veriminin % 75 oranında düştüğü, ekserji veriminin % 16 dan % 50 değerine ulaştığı hesaplanmıştır. Marc ve ark. (2015) LiBr-su çifli 30 kW soğutma kapasiteli absorbsiyonlu soğutma sisteminin dinamik modellemesini oluşturmuşlardır. Güneş enerji destekli sistemde herhangi bir sıcak, soğuk enerji deposu kullanılmamıştır. Her bir eleman sayısal olarak 19 modellenmiş ve sistemin COP değerini maksimize etmek için optimizasyon çalışması yapmışlardır. Zhang ve ark. (2015) LiBr-su solüsyonu için düz levhada farklı Reynolds sayılarında absorbsiyon mekanizmasını nümerik olarak incelemişlerdir. Simülasyon CFD-Fluent kullanılarak yapılmıştır. Reynolds sayısının 40-60 aralığında kütle transfer oranının maksimum olduğu, artan Reynolds sayısıyla ısı transfer katsayısının düştüğü fakat kütle transfer katsayısının arttığı hesaplanmıştır. Tozer ve ark. (2005) LiBr-Su solüsyonuna ait entropi değerlerini hesaplayarak çeşitli çevrimlerde kullanılabilecek T-s diyagramlarını oluşturmuşlardır. Figueredo ve ark. (2007) 200 kW soğutma kapasiteli çift etkili LiBr-Su solüsyonlu absorbsiyonlu soğutma sisteminin termodinamik analizini farklı enerji kaynakları ile çalıştığı durumda sistem performansını araştırılmıştır. Toplam ısı transfer katsayıları yüksek jeneratörde 0,78 , düşük jeneratörde 0,77 , , absorber 0,50 , kondenser 3,86 , , evaporatörde 1,47 verilmiştir. Isı transfer yüzey alanlarının optimize edilmesiyle jeneratör alanının 25 daha düşük, evaporatör alanının 16 daha yüksek olması durumunda COP değerinin 1,23’e ulaşacağı hesaplanmıştır. Wu (1999) absorbsiyonlu sistemde ejektör kullanılması durumunda oluşan performans artışını incelemiştir. Konvansiyonel absorbsiyonlu sisteme oranla teorik COP değerinin yüksek olduğu (1,013) ve çift kademeli sistemlere alternatif olarak kullanılabileceği vurgulanmıştır. Mohanty ve Paloso (1995) yılında gaz türbini hava giriş sıcaklığının absorbsiyonlu sistemle düşürülmesiyle oluşan performans artışını incelemişlerdir. Bangkok şartlarında yapılan testlerde 15 ˚C’ye kadar soğutulan hava giriş sıcaklığının gaz türbini güç artışında % 8-13 arasında artış yaptığı ortaya koyulmuştur. Bruno ve ark. (2005) yılında mikro gaz türbinleriyle absorbsiyonlu soğutma sistemlerinin birlikte çalışması durumunda performansını araştırmışlardır. İki farklı 20 sistem üzerinde modelleme yaparak toplam sistem veriminin farklı mikrogaz kapasiteleri için değişimini vermişlerdir. Sun ve ark. (2010) tek kademeli LiBr-Su çiftli absorbsiyonlu ısı pompasının farklı koşullar altındaki matematiksel ve deneysel analizini karşılaştırmışlardır. Soğutucu akışkan buhar akışının absorber basıncı, soğutma suyu debisi, solüsyon sprey debisiyle yükselmesi ve solüsyon giriş sıcaklığının düşmesiyle arttığını belirtmişlerdir. Ezgi (2014) absorbsiyonlu ısı pompalarının gemilerde kullanılması durumunda sağlanan ekonomik ve çevresel faydaları araştırmıştır. Soğutma suyu olarak deniz suyunun kullanılmasıyla soğutma kulesi ihtiyacının ortadan kalktığı vurgulanan çalışmada düşük dizel motoru yüklerinde çalıştırılmak üzere hibrit bir sistem tasarımı yapılmıştır. Absorbsiyonlu ısı pompalarının gemilerde dizel motorlarıyla uyum içinde çalışabileceği vurgulanmıştır. Dirksen ve ark. (2001) LiBr-Su solüsyonu için endüstride kullanılan çeşitli kristalizasyon sıcaklığını düşürücü kimyasal katkıların performanslarını deneysel olarak araştırmışlardır. Kullanılan altı farklı endüstriyel kimyasaldan 1500 ppm oranındaki HEDP ve DTPMP nin en iyi performansı göstererek 10 ˚C kristalizsyon sıcaklığını düşürdüğü görülmüştür. Liao ve Radermacher (2007) yaptıkları çalışmada hava soğutmalı absorbsiyonu soğutucular için kristalizasyon problemini önleyici kontrol stratejileri geliştirmişlerdir. Hava soğutmalı sistemdeki absorberdeki yüksek sıcaklık konsantrasyon oranının yüksek olmasına, dolayısıyla kristalizasyon problemine yol açmaktadır. Hava soğutmalı sistemde kristalizasyona yol açan durumları : yüksek çevre sıcaklığı, düşük çevre sıcaklığı, tam yük , hava kaçakları veya asal gazların birikimi, jeneratöre aşırı ısı girişi, ani makine duruşları, soğutulmuş suyun çok düşük ayarlanması şeklinde sıralamışlardır. Çift etkili ve üç etkili sistemlerde korozyon riskine karşılık kullanılan koruyucu kimyasalların performansları DOE tarafından yapılan bir çalışmayla araştırılmıştır. Üretimde kullanılacak malzeme olarak paslanmaz çelik 409 ve 430’un korozyona karşı 21 mükemmel performans gösterdiği ortaya çıkmış, 410’un bunlardan sonra tercih edilebileceği belirtilmiştir. Koruyucu kimyasallarla alakalı beş farklı kimyasalın deneysel olarak performansı incelenmiş, çevreye olan zararından dolayı yakın gelecekte yasaklanma ihtimali bulunduğu diğer adayların , uygun olduğu gösterilmiştir (Anonim 1999). Hu ve ark. (2006) LiBr’lü sistemler için mevcut korozyon önleyici kimyasallara alternatif olarak phosphomolybdic asit (PMA) ve karışımının kütle kaybı yöntemiyle performansını incelemişlerdir. Özellikle yüksek sıcaklıklar için PMA/ inhibitörün mükemmel performans gösterdiği bildirilmiştir. Anderko ve Young (2000) yılında absorbsiyonlu sistemde kullanılan çelik malzemenin LiBr karşısındaki korozyon derecelerini oluşturdukları modelle incelemişlerdir. Modelde farklı sıcaklık, konsantrasyon, basınç, solüsyon akış hızlarındaki korozyon dereceleri araştırılmıştır . Florides ve ark. (2003) yılında 1 kW soğutma kapasiteli LiBr-Su solüsyonlu absorbsiyonlu soğutucuyu prototip olarak imal etmişlerdir. Evaporatör ve absorberde tek geçişli dikey borular kullanmışlardır. Teorik ve deneysel toplam ısı transfer katsayıları (U) her eşanjör için bulunarak farklılıkları karşılaştırılmıştır. Deneysel değerler belirlenen çalışma şartları için jeneratörde 2300 , kondenserde 3265 , evaporatörde 195 , absorberde 400 , solüsyon ısı değiştiricisinde 130 , olarak hesaplanmıştır. Ayrıca maliyet hesabı yaparak soğutma kapasitesine göre 1 kW için 1550 Euro, 10 kW için 4300 Euro yaklaşık ürün maliyeti bulmuşlardır. Şencan (2004) tek kademeli 1 kW soğutma gücünde LiBr-Su solüsyonlu absorbsiyonlu sistemin enerji, ekserji, ısı transfer yüzey alanları ile alakalı hesaplamalar yapmıştır. Sistemin optimum çalışma şartları, Genetik Algoritma (GA) metodu yardımıyla bulunmuştur. Elde edilen veriler ışığında prototipi yapılan sistemle alakalı performans testlerinde bulunulmuştur. Teorik hesaplamalarla gerçek şartlardaki ısı transfer 22 katsayıları ve yüzey alanları karşılaştırılmıştır. En büyük ekserji kaybının absorberde olduğu bunu jeneratör, yoğuşturucu, buharlaştırıcının takip ettiğini belirtmiştir. Bakhtiari ve ark. (2011) 14 kW soğutma kapasiteli, tek kademeli, LiBr-Su çiftli absorbsiyonlu soğutucu prototipi imal etmişlerdir. Dizayn değerleri ile deneysel olarak elde edilen sonuçlar karşılaştırılarak sonuçların yakın olduğunu belirtilmişlerdir. Soğutma kapasitesinin jeneratör ve soğutma suyu sıcaklıklarına yakından bağlı olduğu vurgulanmıştır. Alili ve ark. (2012) yılında güneş enerji destekli absorbsiyonlu soğutma sisteminin teknik ve ekonomik incelemesini yapmışlardır. Farklı elektrik fiyatları için yapılan hesaplamalarında 7 ile 11 yıl arasında geri ödeme süresi bulmuşlardır. Sürenin uzun olmasının ana sebebi olarak güneş kolektörlerinin maliyetleri gösterilmiştir. Bu tez çalışmasının farkı, teorik analizlerin yanında absorbsiyonlu soğutma sisteminin üretimiyle alakalı boyutlandırma, tasarım, malzeme, ekipman, imalat yöntemi gibi çeşitli hususları bir bütün olarak sunmasıdır. 23 3. MATERYAL ve YÖNTEM 3.1. Absorbsiyonlu Soğutma Sisteminin Tanıtımı Soğutma sistemlerinde yaygın olarak buhar sıkıştırmalı çevrim kullanılmaktadır. Basit çevrim için Şekil 3.1’de görüldüğü gibi bu sistemde dört adet temel eleman (kompresör, kondenser, kısılma vanası, evaporatör) bulunmaktadır. Şekil 3.1. Buhar sıkıştırmalı basit soğutma çevrimi Şekil 3.2’de buhar sıkıştırmalı soğutma çevrimine ait p-h diyagramı görülmektedir. Bir noktasında soğutucu akışkan (düşük basınçta) buhar fazında bulunmaktadır. Kompresör tarafından iki noktasına (üst basınca) sıkıştırılır. Kondensere yüksek basınç buhar fazında giren soğutucu akışkan burada çevreye ısı vererek sıvı faza dönüşür. Üç noktasında sıvı fazdaki soğutucu akışkan basıncı, kısılma vanası kullanılarak alt basınca düşürülür. Bu işlem sırasında bir miktar soğutucu akışkan buharlaşır. Kısılma vanası soğutma yüküne uygun bir şekilde bu işlemi yerine getirir. Dört noktasında evaporatöre giren sıvı-buhar fazlı soğutucu akışkan soğutma yükünü alarak buhar fazına geçerek çevrimi tamamlar. 24 3 Kondenser 2 Evaporator 4 1 0.2 0.4 0.6 0.8 Entalpi [kj/kg] Şekil 3.2. Buhar sıkıştırmalı seonğtaulptmi a çevriminin P-h diyagramı Absorbsiyonlu soğutma çevrimiyle buhar sıkıştırmalı soğutma çevrimi arasındaki en önemli fark kompresör yerine, termal kompresör adı verilen absorber, jeneratör, solüsyon ısı değiştiricisi ve pompasının yer almasıdır (Şekil 3.3) . Şekil 3.3. Absorbsiyonlu soğutma çevrimi 25 Basınbça s [inkçPa] K. Vana Kompresör Sistemde tek bir soğutucu akışkan yerine biri soğutucu biri de absorbent olmak üzere bir akışkan çifti bulunmaktadır. Absorbsiyonlu soğutma sisteminde düşük basınçtaki soğutucu akışkan buharı absorber denilen kısımda bir solüsyon içine emilerek üst basınca pompa yardımıyla gönderilir. Jeneratör denilen kısımda ısıtılarak göreceli yüksek basınçlı buhar fazına geçilmesi sağlanır. Çevrimin diğer elemanları temel buhar sıkıştırmalı çevrimle aynıdır. 3.1.1. Absorbsiyonlu soğutma sistemlerinin sınıflandırması Absorbsiyonlu soğutma sistemlerini farklı şekillerde sınıflandırmak mümkündür. Bunlar: a. Solüsyon tipi b. Konfügürasyon şekli c. Jeneratör besleme yöntemi d. Yoğuşma şekli e. Soğutma kapasitesi Jeneratör besleme yöntemi temel olarak dolaylı ve doğrudan ateşlemeli şeklinde, üreticiler tarafından kullanılacak prosese uygun olarak imal edilmektedir. Isı kazanı, gaz türbini, güneş enerjisi, jeotermal enerji veya prosese bağlı çeşitli ısı kaynakları bunlara örnek olarak gösterilebilir. Yoğuşma şekli absorber ve kondenserden çevreye atılacak ısının su (soğutma kulesi) veya hava soğutmalı olduğunu belirtir. Soğutma kapasitesi genellikle 35 kW (10 RT) altı küçük, 35-350 kW (10-100 RT) arası orta ve 350 kW (100 RT) üstünde büyük kapasiteli olarak değerlendirilir. Solüsyon tipi ve etki sayısı sınıflandırmada daha belirgin özellikler olduklarından detaylı açıklamaya ihtiyaç bulunmaktadır. 3.1.2. Absorbsiyonlu soğutma çevrimleri için çalışma çiftleri Tersinir çevrimlerde performans ve verimlilik akışkan çiftlerinden bağımsız olmasına rağmen gerçek makinelerde yakından ilgilidir. Absorbsiyonlu sistem performansı ve işletme gideri akışkan çiftine kuvvetli şekilde bağlıdır. Geleneksel olarak kullanılan ve LiBr-Su çiftlerinin dışında çok sayıda akışkan çifti mevcuttur. Macriss ve 26 ark. (1988) 38 adet soğutucu akışkanla, 187 adet soğurucu (absorbent) akışkan listesi vermişlerdir (Ek 1). Her geçen yıl bu sayı artmaktadır. Bazı akışkan çiftleri yüksek ve düşük ısı gibi özel uygulamalar için geliştirilmiştir. Geleneksel akışkanların marketteki yaygınlığı bazı eksikliklerinin yanında akışkan çiftinden beklenen bir çok özelliği bünyelerinde barındırmalarıdır. Çizelge 3.1’de bu özellikler belirtilmiştir. Çizelge 3.1. Absorbsiyonlu akışkan çiftlerinde aranan özellikler Aranan Özellikler Amonyak-Su Su-Lityum Bromür Yüksek gizli ısı İyi Mükemmel Ortalama buhar basıncı Çok yüksek Çok düşük Soğutucu Düşük donma sıcaklığı Mükemmel Sınırlı uygulama Düşük viskozite İyi İyi Düşük buhar basıncı Zayıf Mükemmel Absorber Düşük viskozite İyi İyi Katı faz olmaması Mükemmel Sınırlı uygulama Zehirleyici olmaması Zayıf İyi Karışım Soğutucu ve absorber İyi İyi arasında yüksek çekim Her iki geleneksel akışkan çifti de yüksek gizli ısıya sahip olması, soğutucu akışkan oranının düşük olmasını sağlamaktadır. Bununla birlikte ideal akışkan çiftinden bazı yönlerden uzaktırlar. Temel fark amonyak-su çiftinde soğutucu akışkan amonyak iken LiBr-Su çiftinde sudur. Amonyak-Su çifti kullanan cihazlar yüksek basınçta çalışırken LiBr-Su çifti kullanan cihazlar vakum altında çalışmaktadırlar. LiBr uçucu olmadığından çevrimde bir doğrultmaç (rectifier) kullanılmasına gerek yoktur. Suyun soğutucu olarak kullanılması düşülebilecek en düşük sıcaklığı 0 ˚C (pratikte 5 ˚C) sınırlamaktadır. Amonyaklı sistemde soğutma sıcaklığı 5 ˚C ile -60 ˚C arasındadır (Labus ve ark 2015). Son yıllarda bu iki ticari solüsyona ek olarak Amonyum-Lityum 27 Nitrat ( ve Su-Lityum Klorid ( umut verici sonuçlar vermektedir. düşük besleme sıcaklıklarında çalışabilmesinin yanı sıra, vakum altında çalışmaması, kristalizasyon riskininin olmaması, soğutma kulesine ihtiyaç duymaması gibi avantajları bulunmaktadır. Yüksek viskoziteden dolayı özellikle absorberde ısı ve kütle transfer proseslerindeki kötü performansı başlıca dezavantajıdır. çiftide LiBr-Su çifti gibi vakum altında çalışır. Düşük besleme sıcaklıklarında çalışabilen bu solüsyonun dezavantajı yüksek fiyatıdır (Labus ve ark 2015). 3.1.3. Absorbsiyonlu soğutma sistem konfügürasyonları Absorbsiyonlu soğutma sistemlerinin termodinamik çevrimleriyle alakalı bir kaç konfügürasyonu bulunmaktadır. En basiti ve yaygını tek etkili (kademeli) çevrimdir. Etki sayısı giren ısının absorbsiyonlu soğutma sisteminde kaç kere kullanıldığını belirten bir terimdir. Kademe yerine etki teriminin kullanılması sistem tanımlaması açısından daha uygundur. Absorbsiyonlu sistemlerin performans katsayısı konvansiyonel sistemlere nazaran oldukça düşüktür. Bu dezavantajı ortadan kaldırmak için jeneratör sıcaklıklarına göre farklı tasarımlara gidilmiştir. Tek etkili sistemlerde giren ısı bir kere, çift etkili sistemlerde iki, üç etkili sistemlerde üç kez kullanılmaktadır. Etki sayısının artışıyla birlikte COP’ta belirgin şekilde artış elde edilir. COP genel olarak: (3.1) şeklinde ifade edilir. Performans katsayısını etkileyen bir çok parametre bulunmaktadır. Kondenser ve evaporaör sıcaklıkları, solüsyon ısı eşanjörü etkinlik katsayısı gibi parametrelerin yanında jeneratör besleme sıcaklığı en önemli etkendir. Literatürde COP’u inceleyen çok sayıda çalışma bulunmakta olup benzer sonuçlar verilmiştir. Çevrim tipine bağlı olarak LiBr-Su solüsyonlu absorbsiyonlu soğutma sistemlerinin maksimum performans katsayıları çizelge 3.2’de görülmektedir. (Gebreslassie ve ark. 2010) . Farklı termodinamik çevrimlere ait açıklamalar EK 2’de verilmiştir. 28 Çizelge 3.2. Çevrim tipine göre LiBr-Su solüsyonlu absorbsiyonlu soğutucuların çalışma sıcaklıkları ve maksimum COP değerleri (Gebreslassie ve ark. 2010) Isı kaynağı sıcaklığı Çevrim COP [˚C] Yarım etkili 45-75 0,458 Tek etkili 60-95 0,880 Çift etkili seri 95-145 1,655 Çift etkili paralel 100-165 1,656 Çift etkili, ters 100-140 1,654 Üç etkili, seri 135-220 2,312 Üç etkili, paralel 140-210 2,321 3.2. LiBr-Su Solüsyonlu Absorbsiyonlu Çevrim Ticari anlamda Dünya’da satılan tüm absorbsiyonlu ünitelerin yarısından fazlası da tek kademeli, sıcak su beslemeli ve su soğutmalı sistemlerdir (Herold ve ark 1995). LiBr- Su solüsyonu kullanan tek kademeli absorbsiyonlu soğutma sistemi şekil 3.4’de verilmiştir. Tek kademeli makinelerin jeneratör besleme sıcaklığı diğer çalışma şartlarına (kondenser ve evaporatör basınçları) bağlı olmakla birlikte genellikle 75 ˚C’nin üzerindedir. Soğutma kapasitesi ise 18 kW‘tan 10230 kW‘a kadar geniş bir aralıkta çeşitli üreticiler tarafından imal edilmektedir (Anonim 2009) . 29 Şekil 3.4. Tek kademeli absorbsiyonlu soğutma sistemi Absorbsiyonlu soğutma makineleri soğutucu-absorber çifti kullandığından basınç- entalpi (p-h) diyagramı üzerinde çevrimi grafik olarak göstermek tam olarak mümkün değildir. Bunun yerine solüsyon konsantrasyonun dahil edildiği basınç-sıcaklık- konsantrasyon (P-T-X) Dühring grafiği geliştirilmiştir Kamponentlerin yerleri Dühring diyagramında (Şekil 3.5) sıcaklık, basınç ve konsantrasyon miktarlarına uygun olarak çizilmişlerdir. Şekil 3.5. Basitleştirilmiş Dühring diyagramı 30 Makine genel olarak çevreyle ısı enerjisi değişimi yapan dört ünite, bir adet sistem verimi arttırmak için kullanılan iç ısı değiştirici, iki adet akış kısıcı, bir adet pompa ve bağlantıları sağlayan borulardan oluşmaktadır. Basit yaklaşımda tüm makine iki adet basınç aralığında çalışmaktadır. Kamponentler arasındaki akıştan ve yükseklik farkından dolayı oluşan basınç kayıpları göz önünde bulundurulmadığında en önemli basınç değişimi kısılma vanaları ve solüsyon pompasında gerçekleşmektedir Absorbsiyonlu sistemde solüsyon ve soğutucu akışkan olmak üzere iki adet çevrim bulunmaktadır. Solüsyon jeneratör ve absorber arasında dolaşmaktadır. Likit haldeki solüsyon düşük basınçtaki absorberden pompa yardımıyla üst basınçtaki jeneratöre gönderilir. Jeneratöre pompalanan solüsyon burada çeşitli kaynaklardan (egzoz gazı, jeotermal su, güneş enerjisi, endüstriyel atık ısı, vb.) elde edilen enerji kaynağıyla ısıtılır. Isıtılan solüsyon içindeki soğutucu akışkan (su) buharlaşır. Bir tuz türevi olan katı lityum bromürün ergime sıcaklığı 1282 ˚C olduğundan dolayı buhar saf su olarak kabul edilebilir (Herold 1996). Su buharı kondensere geçer, göreceli olarak lityum bromür tarafından daha yüksek konsantrasyona sahip olan solüsyon (zengin eriyik) jeneratörden absorbere geri döndürülür. Verimi yükseltmek için kullanılan solüsyon ısı değiştiricisinin ana işlevi jeneratör için gerekli ısı girişini azaltmaktır. Solüsyon uygun yöntemle kısılarak (orifis , ventura tüpü, vana) basıncı düşürülür. Bu sırada bir miktar su buharlaşır. İki fazlı akış absorbere girer. Evaporatörden gelen su buharı zengin eriyik tarafından emilir. Absorbsiyon işlemi egzotermik bir reaksiyon olduğundan dolayı absorberin uygun şekilde (soğutma kulesi) soğutulması gerekir. Absorbe edilen su buharıyla eriyik jeneratör girişindeki konsantrasyonuna (fakir eriyik) iner. Su buharının emilmesiyle absorberden ayrılan fakir eriyiğin debisi jeneratörden ayrılan zengin eriyiğin debisinden daha yüksek olur. Diğer taraftan jeneratörden çıkan soğutucu akışkan buharı kondensere girerek sıvı faza geçer. İlkesel olarak kondenser ve absorber aynı kaynağa ısı enjekte ederler. Kondenserden ayrılan aşırı soğutulmuş su kısılma işlemine tabi tutularak alt basınca genişletilir. Az miktarda su buharlaşarak evaporatöre girer. Buharlaşan su miktarı suyun gizli ısısının yüksekliğinden dolayı mekanik sıkıştırmalı sistemlerde kullanılan 31 geleneksel soğutuculara nazaran göreceli olarak daha azdır. Evaporatörde absorber tarafından oluşturulan düşük basınç yardımıyla soğutucu akışkan buharlaşarak soğutma yükü karşılanır. Likit haldeki soğutucu su buharlaşarak absorbere girer ve jeneratörden gelen zengin eriyik tarafından absorbe edilir. 3.3. LiBr-Su Solüsyonu Kullanan Soğutucu Sistemlerinin Handikapları LiBr-Su solüsyonlu cihazların tasarımında dikkat edilmesi geren bazı noktalar bulunmaktadır. Bu noktalar gerektiği şekilde anlaşılmadığı takdirde cihaz performansında ciddi sıkıntılar oluşturabilirler. Tasarımda bu noktalara dikkat göstermek gereklidir. 3.3.1. Kristalizasyon Tuzların doğal özelliğinden dolayı suyun içinde çözülebileceği belli bir kütlesel oran bulunmaktadır. Bu oran güçlü bir şekilde sıcaklığa ,düşük şekilde de basınca bağlıdır. Örnek olarak 100 ˚C’de ki % 70 oranında LiBr bulunan likit solüsyon oda sıcaklığına yavaşça soğuduğunda katı faza geçmeye başlar. Şekil 3.6’da kütlesel oran ve sıcaklığa göre kristalizasyon eğrisi bulunmaktadır (Boryta 1970). 125 Tcr 100 Likit solüsyon 75 50 25 Kristalizasyon 0 -25 -50 0.45 0.5 0.55 0.6 0.65 0.7 0.75 x [%] Şekil 3.6. LiBr-Su solüsyonu kristalizasyon eğrisi Kristalizasyon olasılığı çeşitli önlemlerle ortadan kaldırılabilir. Üreticiler tasarım yaparken kristalizasyon sıcaklığından belli miktarda uzak durmayı yeğlemektedir. 32 Tsolüsyon [°C] Diğer önleyici yöntemler: jeneratöre giren sıcaklığı azaltmak, evaporatördeki soğutma suyuyla absorberdeki konsantrasyonu azaltmak, jeneratörden yüksek sıcaklıktaki solüsyonu direk absorbere yollamak gibi konstrüksiyon çözümleri kullanılmaktadır. Kristalizasyon sıcaklığını düşürmek için inhibitör kullanımıyla alakalı çeşitli uygulamalar da mevcuttur. Endüstride kullanılan ticari kimyasal katkılar olan HEDP ve MDPA 500 ppm miktarı için kristalizasyon sıcaklığını konsantrasyona bağlı olarak 6 ˚C ila 10 ˚C arasında aşağı çekmektedir (Dirksen 2001). 3.3.2. Korozyon ve malzeme uygunluğu LiBr-Su solüsyonu bir çok metale karşı oldukça agresif bir kimyasaldır. Absorbisyonlu sistemler hermetik olduklarından içlerindeki oksijen miktarı azdır. Bu sebeble korozyon oranları, imalatta tercih edilen metaller olan bakır ve karbon çeliği için oldukça düşüktür. Cihazın ömrünü uzatmak için temel iki önlem, pH kontrolü ve korozyon inhibitörleri kullanımıdır. Korozyon metal iyonlarının katı yüzeyden ayrılarak oksijenle birleşmesiyle oluşan kimyasal bir reaksiyondur. Oksidasyon solüsyonun pH oranıyla kuvvetli şekilde bağlantılıdır. Zamanla sistem içinde hidrojen gazı birikir, küçük miktarda HBr (hidrobromik asit) hidrojen gazını nötralize etmekte yardımcı olur. Lityum kromat , lityum molibden ve lityum nitrat gibi inhibitörler solüsyona % 1 den daha az miktarda katıldığında metal yüzeyde oksitlenmeye karşı düzenli bir kaplama oluştururlar. Farklı üreticiler değişik oranlarda inhibitör kullanmaktadırlar. Broad tarafından (Anonim 2009) lityum molibden için bu 170 ppm , lityum kromat için % 0,15 - 0,25 oranları verilmiştir. Cihaz ömrünü arttırmak için uygun malzeme seçimi çok önemlidir. Bakır-nikel alaşımları yüksek sıcaklıklarda bakırdan daha dayanıklıdır. Gövdede normal çelik yerine paslanmaz çelik kullanmak maliyeti oldukça arttırdığından genellikle üreticiler tarafından tercih edilmemektedir. 33 3.3.3 Vakum ihtiyacı Tek kademeli LiBr-Su solüsyonlu absorbsiyonlu soğutucular atmosfer basıncının altında çalışırlar. Çalışma basınçlarını suyun doyma sıcaklıkları belirler. Evaporatördeki 5 ˚C sıcaklık 0,872 kPa buhar basıncına karşılık gelmektedir. Son derece düşük olan bu basıncı sağlamak çeşitli zorlukları içermektedir. Bunlar: a. Buharın özgül hacminden dolayı büyük boyutlar b. Hermetik olarak sızdırmaz gövde zorunluluğu c. Sistemde üretilen gaza karşı olan hassasiyet d. Evaporatör dizaynında hidrostatik parametre etkisi Absorbsiyonlu makinedeki en düşük basınç evaporatör ve absorberde bulunur. Tipik çalışma basıncında doymuş su buharının özgül hacmi oldukça yüksektir (1 kPa’da 129,2 ). Kamponentler arasında yüksek hıza ulaşan su buharı basınç kayıplarını arttırır. Evaporatör ve absorber arasındaki basınç kaybı sistem veriminde ciddi oranda kayıba yol açar. Bu basınç kayıplarını azaltmak için absorber ve evaporatör eşanjörlerini aynı gövde içinde tasarlanırlar. Sisteme hava sızması korozyon problemi yaratması dışında verimi düşüren en önemli faktördür. Korozyon sonucunda sistemde hidrojen üretimi oluşur. Sistemde biriken hidrojen sistem basıncını arttırarak kondenser ve absorberin performansını azaltır. Üretimden kaynaklanan hatalardan dolayı asal gazların sisteme sızması bu olumsuzluğu arttırabilir. Evaporatörde sıvı yüksekliğin her 1 cm artışı için basınçta 0,09807 kPa artışa karşılık gelmektedir. Basınçtaki artış evaporatörde ulaşılabilecek en düşük sıcaklığı etkilemektedir. Örnek olarak 10 cm sıvı içinde bulunan evaporatörün kaynama yüzeyindeki sıcaklığı 16,3 ˚C olmaktadır. Bu durum havuz tipi evaporatörün pratik olmadığını göstermektedir. Üreticiler bunun yerine yatay borular üzerine soğutucu akışkanın püskürtüldüğü sprey şeklindeki evaporatörleri tercih etmektedirler. 34 3.4. LiBr-Su Çiftli Absorbisyonlu Soğutucu Sistemin Modellenmesi Tek kademeli LiBr-Su çiftli sistem absorbsiyonlu sistemlerin en basiti kabul edilebilir. Bu çevrimin şematik gösterimi dış akımlarla birlikte Şekil 3.7‘de görülmektedir. Şekil 3.7. Tek kademeli LiBr-Su solüsyonlu soğutucunun şematik gösterimi Çevrimdeki her noktanın termodinamik açıdan hangi durumda olduğunun anlaşılması modelleme açıdan önemlidir. Akış üzerindeki noktalar Çizelge 3.3’de açıklanmıştır. Çizelge 3.3’de görüldüğü üzere üç nokta (1,4,8) doymuş sıvı, bir adet doymuş buhar (10) , üç adet aşırı soğutulmuş sıvı (2,3,5), bir adet kızgın buhar (7) ve iki adet çift fazlı nokta (6, 9) bulunmaktadır. Dış akımlar (11-18) doymuş sıvı kabul edilir. Her iki kısılma işleminin sonucunda bir miktar buharlaşma oluşur. Bunun sonucunda bir miktar ısı düşüşü olur. Soğutucu akışkan kısılma işleminde bu düşüş daha fazladır. Solüsyon kısılma işleminde buharlaşma miktarını solüsyon ısı değiştiricisinin etkinliği belirler. Jeneratörden çıkan solüsyonun ısısı, solüsyon ısı eşanjöründe (SHX) ciddi oranda düştüğünden buharlaşmada az olur. 35 Çizelge 3.3. Termodinamik durum noktaları Nokta Durum Açıklama 1 Doymuş sıvı solüsyon Buhar kalitesi x=0 kabulü 2 Aşırı soğutulmuş likit solüsyon Durum pompa modelinden hesaplanır 3 Aşırı soğutulmuş likit solüsyon Durum shx modelinden hesaplanır 4 Doymuş likit solüsyon Buhar kalitesi x=0 kabulü 5 Aşırı soğutulmuş likit solüsyon Durum shx modelinden hesaplanır 6 Buhar-sıvı fazı solüsyon Kısılma vanasında genişleme 7 Kızgın su buharı Sıfır tuz miktarı kabulü 8 Doymuş sıvı su Buhar kalitesi x=0 kabulü 9 Buhar-sıvı fazı su Kısılma vanasında genişleme 10 Doymuş su buharı Buhar kalitesi x=1 kabulü Absorbsiyonlu sistemin termodinamik analizi için aşağıdaki kabuller yapılmıştır: 1. Sistemin termodinamik analizi sürekli rejim şartları için yapılmıştır. 2. Jeneratörden ayrılan soğutucu akışkan basıncı jeneratör basıncında, sıcaklığı ise zengin ve fakir eriyik konsantrasyon ortalamasının doyma sıcaklığıdır. 3. Yoğuşturucudan ayrılan soğutucu akışkan, doymuş sıvı şartlarında saf sudur ve yoğuşturucu sıcaklığında yoğuşturucudan çıkar. 4. Buharlaştırıcıdan ayrılan soğutkan buharı, kuru doymuş buhar şartlarında ve buharlaştırıcı sıcaklığındadır. 5. Absorberden ayrılan eriyik, absorber basınç ve sıcaklığında denge halindedir. 6. Jeneratörden ayrılan eriyik, jeneratör sıcaklığı ve basıncında denge halindedir. 7. Sistemdeki basınç kayıpları ihmal edilmiştir. 8. Absorber, jeneratör, yoğuşturucu ve buharlaştırıcı gibi elemanların çevreye ısı kaybı yoktur. 9. Sisteme iş girişi ihmal edilmiştir , pompa işi çok küçüktür. 36 3.4.1. Sistemin termodinamik birinci kanun analizi Absorbsiyonlu sistemin enerji analizi kütle, cins ve enerji korunumu kanunlarının uygulanmasıyla yapılır. Absorbsiyonlu soğutma sisteminin her bir elemanı giriş ve çıkış akışlarıyla bir kontrol hacmidir. Kütle korunumu denklemleri her iki akışkan için (soğutucu ve absorbent ) yazılır. Genel eşitlikler aşağıda verilmiştir: Kütle korunumu : (3.2) Tür korunumu : (3.3) Enerji korunumu : (3.4) kontrol hacmiyle çevre arasındaki ısı transfer oranı, yapılan iş oranı olmak üzere absorbsiyonlu sisteme ait kamponentlerin kütle ve enerji denklemleri aşağıda elde edilmiştir (Şencan 2004). Absorber: (3.5) (3.6) (3.7) (3.8) Jeneratör: (3.9) (3.10) (3.11) 37 (3.12) Kondenser: (3.13) (3.14) (3.15) Evaporatör: (3.16) (3.17) (3.18) Soğutucu akışkan kısılma vanası: (3.19) (3.20) Solüsyon kısılma vanası: (3.21) (3.22) Solüsyon pompası : (3.23) (3.24) (3.25) Enerji eşitliği : (3.26) 38 Sistem analizinde kullanılan önemli bir parametre olan akış oranı : (3.27) Absorbsiyonlu soğutma sistemi için soğutma performans katsayısı, buharlaştırıcı ısı yükünün jeneratör ısı yüküne oranı olarak tanımlanmış olup aşağıdaki gibi yazılabilir: (3.28) Absorbsiyonlu soğutma sistemi için COP farklı bir biçimde dış akımların oranı şeklinde de ifade edilebilir: ğ (3.29) Sistemin teorik olarak ulaşabileceği en yüksek verim olan Carnot performans katsayısı (soğutma için) buharlaştırıcı sıcaklığı , absorber sıcaklığı , yoğuşturucu sıcaklığı ve jeneratör sıcaklığı olmak üzere dört temel sıcaklığa bağlı olarak aşağıdaki gibi yazılabilir (Şencan, 2004): (3.30) Isıtma tesir katsayısı : ğ (3.31) Soğutma tesir katsayısının Carnot soğutma tesir katsayısına oranı sistem verimi hakkında önemli bir parametredir. Boyutsuz tesir katsayısı olarak aşağıdaki şekilde yazılır: ğ (3.32) 3.4.2. Sistemin termodinamik ikinci kanun analizi Termodinamiğin birinci kanun analizi enerjinin niceliğini ölçen geleneksel bir yöntemdir, yararlılığı ve kalitesi hakkında bilgi vermez. İkinci kanun analizi ise sistemdeki enerjinin niteliğinide değerlendirmeye yarar. Ekserji herhangi bir sistem için 39 akışkanın çevre şartlarına göre elde edilebilecek maksimum iş kapasitesi olarak tanımlanabilir. Sistemdeki her elemanın ekserji analizi yapılarak kaybın en çok olduğu bölgeler ve nedenleri tespit edilebilir. Böylelikle sistem üzerinde teknolojik iyileştirmeler yapma imkanına sahip olunur. Saf maddenin ekserjisi aşağıdaki gibi ifade edilebilir (Çengel ve Boles 1996): (3.33) kinetik ve potansiyel enerjinin toplamda etkisi sınırlıdır. Bu terimler ihmal edildiğinde; (3.34) eşitliği elde edilir. ve değerleri, çevre sıcaklığındaki (ölü hal) entalpi ve entropiyi ifade etmektedir (Sözen 2001). Absorbsiyonlu sistemlerde çalışma akışkanı olarak iki farklı madde kullanılarak bir karışım meydana getirildiğinden ekserji hesaplamalarında, karışımın konsantrasyonu da göz önünde bulundurulmalıdır. Oluşan eriyiğin ekserjisi aşağıdaki gibi hesaplanabilir (Talbi ve Agnew 2000): (3.35) Absorbsiyonlu sistemi oluşturan her bir eleman, kontrol hacmi olarak düşünülürse, tersinmezlik veya ekserji kaybı aşağıdaki gibi hesaplanabilir (Lee ve Sherif 2001): (3.36) İlk iki terim, kontrol hacmine giren ve çıkan akışların ekserjisini ifade etmektedir. Üçüncü ve dördüncü terim, sabit bir T sıcaklılığında transfer edilen ısının ekserjisini tanımlamaktadır. Son terim ise, kontrol hacmine verilen veya alınan mekanik işin ekserjisidir. Absorbsiyonlu sistemlerde genellikle bu terim ihmal edilmektedir (Şencan 2004). Sistemdeki her bir kamponente ait ekserji kayıpları , giren ve çıkan akışların ekserji farkı alınarak hesaplanır: 40 Eriyik pompası: (3.37) (3.38) (3.39) Solüsyon kısılma vanası: (3.40) (3.41) (3.42) Solüsyon ısı değiştiricisi : (3.43) (3.44) (3.45) (3.46) (3.47) Jeneratör : (3.48) (3.49) (3.50) (3.51) (3.52) (3.53) 41 Kondenser : (3.54) (3.55) (3.56) (3.57) (3.58) Soğutucu akışkan kısılma vanası: (3.59) (3.60) (3.61) Evaporatör : (3.62) (3.63) (3.64) (3.65) (3.66) Absorber : (3.67) (3.68) (3.69) (3.70) (3.71) 42 (3.72) Absorbsiyonlu sistemin toplam ekserji kaybı, bütün sistem elemanlarının ekserji kayıplarının toplamına eşit olup aşağıdaki gibi ifade edilir (Talbi ve Agnew 2000): (3.73) Ekserji verimi, sistemden elde edilen ekserjinin sisteme verilen ekserjiye oranı şeklinde ifade edilebilir . Soğutma uygulamaları için ekserji verimi, buharlaştırıcıdaki soğutulmuş suyun ekserjisinin jeneratördeki ısı kaynağının ekserjisine oranı olarak tanımlanabilir ve aşağıdaki gibi yazılabilir: (Lee ve Sherif 2001). (3.74) Absorbsiyonlu soğutma sistemlerinin soğutma ile birlikte ısıtma uygulamalarında kullanılması mümkündür. Ortam soğutmasıyla eş zamanda, absorber ve kondenserden atılan orta dereceli sıcak suyun isteğe bağlı kullanılması (havuz , banyo kullanım suyu ısıtması, vb.) durumunda sistemin ısıtma ekserji verimi absorber ve kondenser ekserji toplamının jeneratördeki ısı kaynağının ekserjisine oranı olarak ifade etmek mümkündür (Lee ve Sherif, 2001): (3.75) 3.4.3. Isı değiştiricilerinin tasarımı Absorbsiyonlu sistemlerin eşanjör alanlarını bulmak için çeşitli modeller literatürde bulunmaktadır. Bunlar sabit sıcaklık farkı, UA modeli ve eşanjör verimliliği şeklinde sıralanabilir. Eşanjör modellemesi sırasındaki en basit yaklaşım sabit sıcaklık farkı yöntemi olduğundan başlangıç hesaplamalarında sıklıkla kullanılan bir yöntemdir. UA modeli , U toplam ısı transfer katsayısı , A eşanjör ısı transfer yüzey alanı olmak üzere eşanjör modellemesinde tek terim olarak kolaylık sağlar. (3.76) 43 (3.77) Burada ısı yükü, , logaritmik sıcaklık farkıdır. Bu yaklaşımın zayıf tarafı iteratif çözümlemede logaritmik sıcaklık ifadesinden dolayı uygun çözümün bazı durumlarda bulunamamasıdır. Diğer zorluk ise, toplam ısı transfer katsayısının bir çok değişkene bağlı olarak (debi ,sıcaklık, basınç) değişmesidir. Modellemeyi kompleks hale getirmemek açısından hesaplamalarda UA değeri sabit olarak alınır. Evaporatördeki akışkan sıcaklıklarının değişimi Şekil 3.8’de görülmektedir. Faz değişiminden dolayı dokuz ila on noktaları arasında sıcaklık sabit kabul edilir. 17 18 10 9 Isı Yükü [kW] Şekil 3.8. Evaporatörde ki sıcaklık değişim diyagramı Evaporatördeki logaritmik sıcaklık farkını veren denklem , (3.78) şeklindedir. Kondenserde jeneratörden çıkan kızgın su buharı yedi noktasından önce doymuş su buharı haline gelir. Daha sonra soğutma kulesinden gelen suyun etkisiyle faz değişimi gerçekleştirirek doymuş sıvı haline geçer (Şekil 3.9). Hesaplamalarda yedi ile sekiz noktaları arasındaki kızgın buhar etkileri ihmal edilir. 44 Sıcaklık [˚C ] 7 8 15 16 Isı Yükü [kW] Şekil 3.9. Kondenserdeki sıcaklık değişim diyagramı Kondenserdeki logaritmik sıcaklık farkını veren denklem , (3.79) şeklindedir. Jeneratördeki sıcaklık değişimleri Şekil 3.10’da görülmektedir. Fakir solüsyonun jeneratöre girişindeki (üç noktası) aşırı soğutulmuş bölgenin etkisi göz ardı edilmiştir. 11 12 4 7 Isı Yükü [kW] Şekil 3.10. Jeneratördeki sıcaklık değişim diyagramı 45 Sıcaklık [˚C] Sıcaklık [˚C] Jeneratördeki logaritmik sıcaklık farkını veren denklem , (3.80) şeklindedir. Absorberdeki sıcaklık değişimleri Şekil 3.11’de görülmektedir. 6 1 14 13 Isı Yükü [kW] Şekil 3.11 Abs orberdeki sıcaklık değişim diyagramı Absorberdeki logaritmik sıcaklık farkını veren denklem , (3.81) şeklindedir. Solüsyon ısı değiştiricisine dört noktasından giren zengin eriyik iki noktasından giren fakir eriyiğin sıcaklığını arttırarak beş noktasından çıkar. Bu işlem sırasında herhangi bir faz değişimi yaşanmaz (Şekil 3.12). 46 Sıcaklık [˚C] 4 5 3 2 Isı Yükü [kW] Şekil 3.12. SHX sıcaklık değişim diyagramı Solüsyon ısı değiştiricisinde (SHX) logaritmik sıcaklık farkını veren denklem , (3.82) şeklindedir. 3.5. Toplam Isı Transfer Katsayılarının Hesaplanması Isı transfer katsayılarını etkileyen bir çok parameter vardır. Çoğunlukla hesaplanan değerlerle gerçek çalışma şartlarında elde edilen değerler arasında farklılıklar bulunur. Bununla birlikte eşanjör tasarımlarında uygun korelasyonlar kullanılarak tasarım için yaklaşımda bulunulması faydalıdır. Toplam ısı transfer katsayısı boru dış yüzeyine göre (Özışık 1985) aşağıdaki gibi ifade edilir: (3.83) Çoğu zaman boru cidar kalınlığının ( düşük olması, iç ve dış kirlilik ( faktörlerinin ihmal edildiği durumda ifade aşağıdaki şekilde basitleştirilebilir: (3.84) 47 Sıcaklık [˚C] Burada boru içi ve dışındaki ısı transfer katsayılarıdır. Boru içindeki akışın ısı transfer katsayısı açısından türbülanslı olması tercih edilir. Cihaz tasarımında debi , geçiş sayısı, boru çapı ve adedi gibi parametrelerle oynanarak bu kolaylıkla sağlanabilir. Literatürde boru içinden akışla alakalı çok sayıda korelasyon mevcuttur. Bu korelasyonlardan geniş bir Re sayısı aralığı için geçerli olan Gniolinski eşitliği kullanılmıştır (Kılıç ve Yiğit 2014). (3.85a) , Pürüzsüz borular için sürtünme faktörü, (3.85b) eşitliğinden bulunur. Dış ısı transfer katsayısı her eşanjör için kendi karakteristik şartlarına göre bulunmalıdır. 3.5.1. Evaporatör Film tipi ısı transferinde, ısı transfer katsayısının yüksek olduğu bilinmektedir. Bununla birlikte düşük basınçlardaki davranışları farklılık göstermektedir. Li ve arkadaşları (2011) vakum altında yaptıkları çalışmada farklı Re sayılarında (21,6