tc süleyman demirel üniversitesi fen bilimleri enstitüsü co2

T. C.
SÜLEYMAN DEMİREL ÜNİVERSİTESİ
FEN BİLİMLERİ ENSTİTÜSÜ
CO 2 SOĞUTKANLI SOĞUTMA SİSTEMLERİNİN
TERMODİNAMİK VE TERMOEKONOMİK ANALİZİ
Ali Ekrem AKDAĞ
Danışman: Doç. Dr. Arif Emre ÖZGÜR
YÜKSEK LİSANS TEZİ
MAKİNE EĞİTİMİ ANABİLİM DALI
ISPARTA 2010

TEZ ONAYI
Ali Ekrem AKDAĞ tarafından hazırlanan “CO 2 Soğutkanlı Soğutma Sistemlerinin
Termodinamik ve Termoekonomik Analizi ” adlı tez çalışması aşağıdaki jüri
tarafından oy birliği / oy çokluğu ile Süleyman Demirel Üniversitesi Fen Bilimleri
Enstitüsü Makine Eğitimi Anabilim Dalı’nda YÜKSEK LİSANS TEZİ olarak
kabul edilmiştir.
Danışman: Doç. Dr. Arif Emre ÖZGÜR
Süleyman Demirel Üniversitesi, Teknik Eğitim Fakültesi, Makine Eğitimi
Bölümü
Jüri Üyeleri :
Üye :
Doç. Dr. Önder KIZILKAN
Süleyman Demirel Üniversitesi, Teknik Eğitim Fakültesi, Makine Eğitimi
Bölümü
Üye :
Yrd. Doç. Dr. İbrahim ÜÇGÜL
Süleyman Demirel Üniversitesi, Mühendislik Mimarlık Fakültesi, Tekstil
Mühendisliği Bölümü
Prof. Dr. Mustafa KUŞCU
Enstitü Müdürü

İÇİNDEKİLER
Sayfa
İÇİNDEKİLER…………………………………………………………...…………….i
ÖZET ………………………………………………………………………………....iii
ABSTRACT…………………………………………………………………………..iv
TEŞEKKÜR…………………………………………………………………………...v
ŞEKİLLER DİZİNİ…………………………………………………………………...vi
ÇİZELGELER DİZİNİ……………………………………………………………….vii
SİMGELER DİZİNİ…………………………………………………………………viii
1.GİRİŞ……………………………………………………………………………..….1
1.1 Kloroflorokarbon (CFC)…………………………………………………………...2
1.2 Hidrokloroflorokarbon (HCFC)….……………………………………………..….2
1.3 Hidroflorokarbon (HFC)………………………………………………………...…2
1.4. Soğutucu Akışkan Karışımları………………………………………...…………..4
1.5. Karbondioksit………………………………………………………………..…….6
1.6. Bir akışkanın izotermleri ve kritik sabitler………………………………………..7
1.7 CO 2 Soğutkanlı soğutma sisteminin teorik çalışması………………………...……7
2. KAYNAK ÖZETLERİ…………………………………………………………….13
3. MATERYAL VE YÖNTEM…………………………………………………...…..20
3.1 Birinci yasa analizi…………………………………………………………...…..20
3.2 Genel denge denklemleri………………………………………………..………..22
3.2.1 Kompresör birinci yasa analizi…………………………………………………22
3.2.2 Gaz soğutucu birinci yasa analizi………………………………………………22
3.2.3 Genleşme valfi birinci yasa analizi……………………………………………..22
3.2.4 Evaporatör birinci yasa analizi…………………………………………………23
3.2 İkinci yasa analizi……………………………………………………………..….24
3.2.1. Tersinmezlik Nedenleri………………………………………………….……..25
3.2.2. Çeşitli ekserji tanımları………………………………………………………...25
3.3.Kompresör ikinci yasa analizi………………………………………………....…27
3.4.Genleşme valfi ikinci yasa analizi……………………………………………..…30
3.5.Gaz soğutucu ikinci yasa analizi…………………………………………………30
3.6.Evaporatör ikinci yasa analizi…………………………………………………....31
3.7.Toplam tersinmezlik………...…………………………………………………....32
i

3.8.İkinci yasa verimi …………………………………………………………….….32
3.9.Termoekonomik optimizasyon…………………………………………………...33
3.10 Yapısal bağ katsayıları (CSB)…………………………………………………..34
3.11 Termoekonomik optimizasyon denklemi………………………………..……...35
3.12 Termoekonomik optimizasyon prosedürü………………………………………38
3.13 Sistem elemanlarının termoekonomik optimizasyonu………………………….40
3.13.1 Evaporatör için genel termoekonomik optimizasyon eşitliği……………...….40
3.13.2 Gaz soğutucusunun termoekonomik optimizasyon eşitliği…………...…..…..41
3.13.3 Aşırı kızdırma eşanjörü için genel optimizasyon denklemi…………………..42
3.14 Sistem elemanlarının formülasyonu……………………………………...……..42
3.14.1 Gaz soğutucu……………………………………………………………….....42
3.14.2 Evaporatör……………………………….……………………………………43
3.14.3 Aşırı kızdırma eşanjörü...……………………………………………………..43
3.15 Kritik nokta üstü çevrimli CO 2 soğutma sistemlerinde optimum gaz
soğutucu basıncı: yeni bir korelâsyon……………………….……………...….48
4. ARAŞTIRMA BULGULARI……………………………………………………..54
5.TARTIŞMA VE SONUÇ ………………………………………………………….68
KAYNAKLAR…………………………………………………...…………………..72
ÖZGEÇMİŞ………………………………………………………...…………….….76
ii

ÖZET
Yüksek Lisans Tezi
CO 2 SOĞUTKANLI SOĞUTMA SİSTEMLERİNİN
TERMODİNAMİK VE TERMOEKONOMİK ANALİZİ
Ali Ekrem AKDAĞ
Süleyman Demirel Üniversitesi
Fen Bilimleri Enstitüsü
Makine Eğitimi Anabilim Dalı
Danışman: Doç. Dr. Arif Emre ÖZGÜR
Soğutucu akışkanlar, çevreye zarar vermeleri, küresel ısınmaya etki ettikleri ve ozon
tabakasına verdikleri zararlar dolayısıyla son yıllarda hızla değişmiştir. Ülkemizin de
2009’ un başında imzaladığı Montreal Protokolü ve Kyoto Protokolü ile ozon
tabaksına zarar veren ve küresel ısınmaya yol açan soğutucu akışkanların yerlerini
çevre dostu doğal akışkanlara terk etmişler ya da terk etmektedirler. Bu yönetmelikler
alternatif akışkanlara yönelmeyi ve özellikle CO 2 kullanımını artıracak bir kapsama
sahip olması beklenmektedir.
CO 2 ’ nin yüksek ısıtma ve soğutma kapasitesin olması, yüksek COP değerinin olması,
ısı geri kazanımı sağlayan sistemler ile birlikte kullanılabilir olması ve çevresel açıdan
olumlu etkilerinin olması, CO 2 akışkanının tercih edilme sebeplerindendir. CO 2
soğutkan olarak, soğutma sistemleri ile birlikte ısı pompası uygulamalarında da
kullanılmaktadır.
Bu çalışmada tek kademeli bir soğutma sisteminin termodinamik ve termoekonomik
yönden analizi yapılmıştır. Çalışmanın ilk aşamasında termodinamiğin birinci kanun
analizi yapılarak sistemin soğutma performans katsayısı hesaplanmış ve daha sonra
termodinamiğin ikinci kanun analizi yapılarak sistem tersinmezlikleri ve ekserji
kayıpları incelenmiştir. Son aşamada da sistemin tümüne termodinamik optimizasyon
metodu uygulanarak eşanjör alanları tespit edilmiştir. Bütün analizlerde ees
(Engineering Equation Solver) bilgisayar programı kullanılmıştır.
Anahtar Kelimeler: Termoekonomik optimizasyon, birinci kanun analizi, ikinci
kanun analizi, termodinamik özellikler
2010, 76 Sayfa
iii

ABSTRACT
M.Sc. Thesis
THE THERMODYNAMIC AND THERMOECONOMIC
ANALYSIS OF REFRIGERATING SYSTEMS WITH CO 2
Ali Ekrem AKDAĞ
Süleyman Demirel Üniversity
Graduate School of Applied and Natural Sciences
Department of Mechanical Education
Supervisor: Assoc. Prof. Dr. Arif Emre ÖZGÜR
Refrigerants, have changed greatly in recent years because they damage to the
environment, effect global warming and damage the ozone layer. Thanks to the
Montreal Protocol and the Kyoto Protocol signed by Turkey in 2009, the refrigerants
giving damage to the ozon layer have left their place to the environmentally friendly
natural refrigerant fluids. It has been hoped that these regulations and in particular the
use of CO 2 will increase.
The reasons for the preference of CO 2 are the high heating and cooling capacity, a
high COP value, the usage with the recovery systems and the positive effects in terms
of environment. CO 2 is also used as a refrigerant in cooling system with heat pump
applications.
In this study, thermodynamics analysis and thermoeconomic analysis of the one-stage
cooling system are made. In the first phase of the investigation, coefficient of
performance has been counted by applying the first law of thermodynamic analysis of
the system and then eksergy losts and irreversibility of the system are examined by
making the second law of thermodynamics. In the last phase of the study, the areas of
the exchanger have been identified by practicing thermoeconomic optimization
method. EES (Engineering Equation Solver) computer program has been used in all
analyses.
Key Words: Thermoeconomic optimization, first law analysis, second law analysis,
thermodynamic properties.
2010, 76 Pages
iv

TEŞEKKÜR
Tez çalışmamda her türlü bilgisini ve tecrübesini esirgemeyen değerli danışman
Hocam Sayın Doç. Dr. Arif Emre ÖZGÜR’ e, bana her konuda destek veren Sayın
Yrd. Doç. Dr. Hilmi Cenk BAYRAKÇI ve Doç. Dr. Önder KIZILKAN hocama ve
emeği geçen tüm hocalarıma sonsuz teşekkürlerimi sunarım.
1800-YL-09 No’ lu Proje ile tezimi maddi olarak destekleyen Süleyman Demirel
Üniversitesi Bilimsel Araştırma Projeleri Yönetim Birimi Başkanlığı’na teşekkür
ederim.
Ali Ekrem AKDAĞ
ISPARTA, 2010
v

ŞEKİLLER DİZİNİ
Şekil 1.1. Karbondioksitin izotermi…………………………………………..………..7
Şekil 1.2. Soğutma sistemin görünüşü…………………………………………………8
Şekil 1.3. Çevrimin P-h diyagramı………………………………………………….....9
Şekil 1.4. Çevrimin T-s diyagramı……………………………………………………..9
Şekil 2.1.Uluslar arası konferanslarda CO 2 hakkında yapılan çalışmaların sayısının
yıllara göre değişimi (Pearson, 2005)………………………………………18
Şekil 3.1. Isı eşanjörünün optimum ısı transfer alanının grafiksel olarak
belirlenmesi (Kızılkan, 2004)……………………….…………………….39
Şekil 3.2. Isı eşanjörlerinin sıcaklık dağılım profilleri……………………………….46
Şekil 4.1. Tersinmezliğin evaporatör (P 1 ) basıncı ile değişimi…………………….....54
Şekil 4.2. Tersinmezliğin gaz soğutucusu basıncı (P gs ) ile değişimi………………….55
Şekil 4.3. Tersinmezliğin T 1 sıcaklığı ile değişimi…………………………………....56
Şekil 4.4. Toplam tersinmezliğin P 1 basıncı ile değişimi……………………………..56
Şekil 4.5. Toplam tersinmezliğin farklı kompresör verimleri ile değişimi…………...57
Şekil 4.6. Toplam tersinmezliğin farklı T 1 sıcaklıkları ile değişimi………………….58
Şekil 4.7. Toplam tersinmezliğin farklı P gs basınçları ile değişimi…………………...59
Şekil 4.8. Sistemin COP değerinin farklı aşırı kızdırma sıcaklıkları ile eğişimi……..59
Şekil 4.9. COP değerinin farklı gaz soğutucu çıkış sıcaklıkları (T 4 ) ile değişimi…...60
Şekil 4.10. Optimum gaz soğutucu basıncının (P gs ) sistem COP değeri üzerine etkisi61
Şekil 4.11. COP değerinin farklı evaporatör (T 1 ) sıcaklıkları ile değişimi…………...62
Şekil 4.12. İkinci yasa veriminin farklı kızgınlık değerleri için değişimi…………….62
Şekil 4.13. İkinci yasa veriminin farklı T 1 değerleri için değişimi…………………...63
Şekil 4.14. İkinci yasa veriminin farklı P 1 basınçları ile değişimi. P 1 (Bar)………….63
Şekil 4.15. İkinci yasa veriminin farklı P gs değerleri için değişimi…………………..64
Şekil 4.16. Sistem elemanları üzerindeki ekserji kayıpları (Pgs = 110 bar)………….64
Şekil 4.17. COP h değerinin evoportör basıncıyla değişimi…………………………...65
Şekil 4.18 COP h değerinin gaz soğutucu basıncıyla değişimi…………………….…65
Şekil 4.19 COP değerinin kompresör verimi ile değişimi…………………………...66
Şekil 4.20. COP h değerinin kompresör verimi ile değişimi………………………….66
Şekil 4.21. Optimum gaz soğutucu basıncının T b ve T 5 ile değişimi…………………67
Şekil 4.22. Denklem (4.59) deki korelasyon ile Liao vd. tarafından verilen
korelasyonun karşılaştırılması (T b = -10 o C)…………………………….67
vi

ÇİZELGELER DİZİNİ
Çizelge 1.1. Bazı akışkanların ODP/GWP değerleri………………………………....10
Çizelge 2.1. Akışkan gelişiminin çizelgesi…………………………………………...18
Çizelge 3.1. Birinci yasa analizi için sistem elemanları ve tasarım parametreleri…...20
Çizelge 3.2. Ortalama ısı iletim katsayıları…………………………...………………45
Çizelge 3.3. Denklem 3.119 daki sabitler…………………………………………….53
Çizelge 5.1. Çeşitli gaz soğutucu çıkış sıcaklıkları için termoekonomik
optimizasyon sonuçları (T 1 =-4 0 C)……………………….……………...69
Çizelge 5.2. Çeşitli gaz soğutucu çıkış sıcaklıkları için termoekonomik
optimizasyon sonuçları (T 1 =0 0 C)………………..……………………….69
Çizelge 5.3. Çeşitli gaz soğutucu çıkış sıcaklıkları için termoekonomik
optimizasyon sonuçları (T 1 =3 0 C)…………………………..…………….70
Çizelge 5.4. Çeşitli gaz soğutucu çıkış sıcaklıkları için termoekonomik
optimizasyon sonuçları (T 1 =5 0 C)…………………………..…………….70
vii

SİMGELER DİZİNİ
A Alan
a C
b C
C
Cin
CI
CC
COP
cp
E
e
g
h
I
K
Sermaye iyileştirme faktörü
Optimizasyondan etkilenmemiş yıllık maliyet
Maliyet
Ekserji giriş birim fiyatı
Tersinmezlik birim maliyeti
Yatırım maliyeti
Performans katsayısı
Özgül ısı
Ekserji
Özgül ekserji
Yerçekimi ivmesi
Özgül entalpi
Tersinmezlik
Toplam ısı transfer katsayısı
LMTD Ortalama logaritmik sıcaklık farkı
m Akışkan debisi
N Sistemin kendisini amorti etme süresi
P Basınç
Q Isı akısı
S Entropi
s Özgül entropi
T Sıcaklık
t Zaman
ΔTs Aşırı soğutma sıcaklığı
ΔTk Aşırı kızdırma sıcaklığı
η Verim
ƒ y
ζ
σ
ζ
Yıllık faiz oranı
Sermaye maliyet katsayısı
Yapısal bağ katsayısı
Sermaye maliyet katsayısı
viii

Alt İndisler
AK Aşırı kızdırma
C Kompresör
c Soğuk
E Evaporatör
GV Genleşme valfi
e Evaporatör ısıtma suyu
h Sıcak
i Giriş
o Çıkış
op Çalışma
R Soğutucu akışkan
T Toplam
0 Çevre şartları
GS Gaz soğutucu
e 1
e 3
p 1
p 2
Soğutma suyu giriş
Soğutma suyu çıkış
Soğutma suyu çıkış
Soğutma suyu giriş
ix

1.GİRİŞ
1940’lı yıllardan sonra florokarbon akışkanların geliştirilmesiyle, doğal soğutucu
akışkanların soğutucu akışkan olarak kullanılması azalmıştır (Neksa, 2004). Fakat
bugün yaşanan küresel ısınma sorunu sebebiyle, soğutma sistemlerinde kullanılması
kabul gören en yaygın alternatif akışkanlar, doğal akışkanlar olan saf hidrokarbonlar,
CO 2 vb. akışkanlardır.
Gelecekte, kapsamlı bir soğutkan kullanımı yasaklama protokolü kabul edildiğinde,
ülkemizin soğutma sektörü büyük bir değişim içine girmek zorunda kalacaktır.
İnsanlarla iç içe olmuş soğutma sistemlerinin, insanların can güvenliğini tehlikeye
atmadan ve yüksek enerji verimliliği ile çalıştırılabilmesi gerekmektedir.
Akışkanların yasaklanma sürecinin hızla gelişme gösterdiği 21. yüzyılın başlarında,
CO 2 ’in soğutkan olarak kullanımı da çok sayıda araştırmaya konu olmuştur. Bu
kriterler ışığında, yerli teknoloji ve ürünler ile CO 2 soğutkanlı sistemler ülkemiz
sanayisi tarafından geliştirilmelidir. Bu konudaki alınabilecek patent haklarının
alınması ve ülkemizin ekonomik yönden dışa bağımlılığının azaltılması
gerekmektedir. Kurulacak sistemlerinde, yüksek enerji verimliliğine sahip olabilmesi
amacıyla optimum şartlar belirlenmelidir.
Avrupa da CO 2 ’ nin soğutucu akışkan olarak kullanımı giderek yaygınlaşmaktadır.
Özellikle mobil sistemler olarak tanımlanan araç klimaları ve sıcak su ısı pompası
uygulamalarında CO 2 kullanımı yaygınlaşmaktadır. Avrupa Birliği 2011 yılından
itibaren araç klimalarında HFC-134a akışkanının kullanımını yasaklayan bir yasanın
kabulü için çalışmaktadır. Bu yasa taslağının küresel ısınma potansiyeli 50 veya 150
den düşük olan akışkanların kullanımına izin vermesi beklenmektedir (Callaghan and
Vainio, 2003).
CO 2 ’ nin yüksek ısıtma ve soğutma kapasitesin olması, yüksek COP değerinin
olması, ısı geri kazanımı sağlayan sistemler ile birlikte kullanılabilir olması ve
çevresel açıdan olumlu etkilerinin olması, CO 2 akışkanının tercih edilme
1

sebeplerindendir. CO 2 soğutkan olarak, soğutma sistemleri ile birlikte ısı pompası
uygulamalarında da kullanılmaktadır.
Soğutucu akışkanlar kloroflorokarbon (CFC), hidrokloroflorokarbon (HCFC),
hidroflorokarbon (HFC) ve soğutucu akışkan karışımları olarak incelenebilir.
1.1 Kloroflorokarbon (CFC)
Küresel ısınma potansiyellerinin ve ozonu delme potansiyellerinin yüksek olmasının
yanı sıra CFC’ ler ozon tabakası üzerinde en fazla tahribat yapan soğutucu
akışkanlardır. Bu yüzden dünya çapında CFC’ lerin kullanımı için bazı önlemler
hatta bazı yasaklar alınmaktadır. Atmosferde 75-120 yıl arasında kimyasal yapıları
bozulmadan kalabiliyor olmaları CFC’ lerin önemli özellikleridir. Uygulamada en
çok kullanılanları R-11, R-12, R-114 dir (Koyun, 2005).
1.2 Hidrokloroflorokarbon (HCFC)
Klor atomu içerdiği için HCFC’ ler de ozon tabakası ile reaksiyona girerler. Buna
rağmen HCFC lerin yapısında hidrojen bulunduğu için kimyasal kararlılıkları çok
zayıftır. Yapıları bozulmadan atmosferde uzun süre kalmazlar. HCFC’ ler atmosfere
doğru yükselirken yapılarındaki hidrojen havadaki su molekülleri ile reaksiyona
girerek yapıları bozulur. HCFC’ lerin ozonu delme potansiyelleri düşüktür.
Atmosferde kimyasal yapıları bozulmadan uzun süre kalmamaları (15-20 yıl) önemli
özelliklerindendir. Uygulamada en çok kullanılan HCFC’ ler şunlardır: R-22, R-124,
R-123 dür (Koyun, 2005).
1.3 Hidroflorokarbon (HFC)
Yapısında klor atomu bulunmadığı için ozonu delme potansiyelleri sıfırdır. Yani ozon
tabakası üzerine hiçbir olumsuz etkileri yoktur. Buna rağmen küresel ısınmaya bir
miktar etki yaparlar (Koyun, 2005).
2

Genel olarak soğutucu akışkanlardan beklenen özellikler
• Ucuz olmalıdır.
• Yanıcı, patlayıcı ve zehirli olmamalıdır.
• Kimyasal olarak aktif olmamalıdır, korozif olmaması, tesisat malzemesini
etkilememesi ve yağlama yağının özelliğini değiştirmemesi gerekir.
• Pozitif buharlaşma basıncı olmalıdır. Havanın getirdiği su buharının soğuk
kısımlarda katılaşarak işletme aksaklıklarına meyden vermesini önlemek için
buharlaşma basıncının çevre basıncından bir miktar üzerinde olması gerekir.
• Buharlaşma gizli ısısı yüksek olmalıdır. Buharlaşma gizli ısısı ne kadar
yüksek olursa sistemde o oranda gaz akışkan kullanılacaktır.
• Kaçakların kolay tespitine imkân veren özellikte olmalıdır.(Koku, renk)
• Dielektrik olmalıdır.
• Düşük yoğuşma basıncı olmalıdır. Yüksek basınca dayanıklı kompresör,
kondenser, boru hattı gibi tesisat olmalıdır.
• Düşük donma derecesi sıcaklığı olmalıdır.
• Yüksek kritik sıcaklığı olmalıdır.
• Isı geçirgenliği yüksek olmalıdır.
• Viskozitesi düşük olmalıdır.
• Özgül hacmi küçük olmalıdır.
Soğutucu akışkanın suda ve yağda erime durumunun da gözden uzak tutulmaması
gerekir. Suda erime kolay oluyorsa makine içerisinde donma tehlikesi azalır, zira
suda erime sonunda karışımın donma noktası daha alçak olur. Aksi halde çevre
basıncının altında olan kısımlara dışarıdan giren hava içerisindeki su buharı
kolaylıkla yoğuşur, genişleme valfindeki kısılma sonunda sıcaklık düşmesi ile
katılaşır ve tıkanmalara, işletme sırasında aksaklıklarına yol açar. Yağda erimeye
gelince, yağlama yağı segman aralıklarından sızarak soğutucu akışkana karışabilir.
Eğer akışkan buharı yağda erimiyorsa, akışkanla sürüklenen yağ yoğuşturucu ve
hatta buharlaştırıcı yüzeylerinde birikir ve burada bir yağ filmi teşekkül eder. Bu
durum ısı transferini kötüleştirir ve ayrıca kompresörde yağın eksilmesine sebep olur.
Bu tür akışkanlar için kompresör çıkışında bir yağ ayırıcı kullanılır. Ayrıca
3

iklimlendirme ve soğutma uygulamalarında kullanılan soğutucu akışkanların ozon
tabakası üzerine etkileri de göz ardı edilmemelidir. Ozon tabakasının oluşumu,
delinmesi ve bunun sonucunda dünyanın fiziki şartlarında ve canlılar üzerinde
meydana getirebileceği olası değişiklikler ortaya konmalıdır (Onat, 2004).
1.4. Soğutucu akışkan karışımları
Karışımlarla ilgili çalışmalara CFC’ lerin ikili karışımları ile başlanmıştır. Bunların
saf akışkan olarak özellikleri bilindiğinden, karışımlarda nasıl davranacakları
incelenmiştir. Daha sonra, karışımlarda kullanılacak soğutucu akışkanlar çevresel
olarak zararlı olmayan ve diğer temel özellikleri sağlayan akışkanlardan seçilmeye
başlanmıştır. Bunlar R32, R125, R134a, R143a, R152a gibi HFC'lerle R290, R600a
gibi hidrokarbon (HC) akışkanlardır. Bunlardan R290 (Propan) ve R600a (İzobütan)
yanıcılık özellikleri nedeniyle karışımlarda düşük yüzdelerde tutulmaktadır.
Soğutucu akışkan karışımları çözeltidir. Yani mekanik olarak ayırılamayacak
bileşenlere sahiptir. Zeotropik karışımlar için en önemli konu faz değişimi esnasında
sıcaklığın değişmesidir. Çünkü buharlaşan sıvının bileşimi ve böylece kaynama
noktası sürekli olarak değişmektedir. Sistemin ısı değiştiricisinde uygun donanım
değişikliği yapılırsa bu özellik sistemin veriminin artmasına neden olur. Diğer
önemli bir konu ise faz değişimi esnasında sıvı ve buhar yüzdelerinin farklı olmasıdır
(Didion and Bivens, 1990). Soğutucu akışkan karışımları zeotropik ve azeotropik
olmak üzere iki kısma ayrılmaktadır. Zeotropik karışımda sabit basınçta faz değişimi
esnasında sıcaklık değişmektedir. Dolayısıyla yoğuşma sıcaklığı hem basıncın hem
de karışım oranının fonksiyonu olmaktadır. Karışımdaki bu sıcaklık aralığı saf
bileşenlerin sahip olduğu farklı buharlaşma sıcaklıkları nedeniyledir (Hogberg and
Berntsson, 1994). Karışımın sadece belli bir oranında gerçekleşen ve o noktada aynı
buhar ve sıvı bileşimine sahip olan azeotropik karışımlarda ise bu sıcaklık aralığı
oluşmaz, yani karışım, saf soğutucu akışkan gibi davranır (Rohlin, 1996). Mevcut
soğutucu akışkanlarla alternatiflerini performanslarıyla bağlantılı olarak
karşılaştırmak için bir referans belirleme zorunluluğu vardır. Bu amaçla farklı
yöntemler kullanılmaktadır. Bunlardan birincisi buharlaşma ve yoğuşma
4

sıcaklıklarının eşit alınmasıyla yapılan karşılaştırmadır (McLinden and Radermacher,
1987). Bu karşılaştırma kendi içinde farklı bölümlere ayrılmaktadır (Hogberg vd.,
1993). Sıcaklıkların eşit alınması önemli bir kıstastır. Çünkü her bir saf akışkan belli
sıcaklıklara kadar soğutma yapabilmekte ve istenen sıcaklıklar için uygun soğutucu
akışkan seçilmektedir. İkinci karşılaştırma yöntemi ise soğutma yükünü sabit alarak
yapılmaktadır (Jung vd., 1999).
Alternatif karışımlar belirlenirken dikkat edilecek husus, ilgili karışımın
özelliklerinin, yerine geçeceği akışkanın özelliklerine yakın olmasıdır. Bu durum
özellikle mevcut sistemlerde çok önemlidir. Bugün karışımlarda esas olarak beş
farklı saf bileşen kullanılmaktadır. Bunlar HFC akışkanları olan R32, R125, R134a,
R143a ve R152a’dır. Sıfır ozon tüketim potansiyeline sahip 4 tanesi (fakat global
zarara etkisi var) de dahil hepsi yapay bileşendir. Bazıları az bir miktar da propan ve
izobütan ihtiva eder (Rohlin, 1996).
Soğutucu akışkanlar için KNS' nin yüksekliği akışkanı daha az uçucu kılan bir
özelliktir. HSK, akışkanın birim hacminin soğutma kapasitesini gösterirken aynı
zamanda kompresör yer değiştirme hacmini de ifade eder. Herhangi bir akışkan için
uçuculuğun yüksek olması daha büyük HSK beraberinde getirir. Herhangi bir
soğutma sisteminde çevrimdeki akışkanın yerine başka bir akışkanı, başkaca bir
sistem değişikliği yapmaksızın (yani soğutma sisteminin kompresörünün aynı
kalması gerekliliği) kullanabilmek ancak her iki akışkan için de HSK’ ların birbirine
çok yakın olması ile mümkün olabilir. Ayrıca ilgili akışkanların sıcaklığa bağlı
kaynama basıncı eğrilerinin yakın olması istenir. Alternatif karışımlardan bazıları
doğrudan mevcut sistemlerde kullanılabilecekken bazıları da yeniden tasarlanacak
sistemlerde kullanılabilecek durumdadır. Bunu da daha önce açıklandığı gibi HSK
değeri tayin etmektedir. Bu durum, bir saf akışkanın yerine kendisinin
uçuculuğundan daha fazla ve daha az olanları karıştırmakla gerçekleştirilebilir.
5

1.5. Karbondioksit
Karbondioksit karbonun yanmasından elde edilir. Kokusuzdur. Yanıcı değildir. Diğer
gazlarla büyük miktarlarda karıştırıldığı zaman karbon mono oksit (CO) haline
gelme ihtimali mevcut olmakla beraber zehirsiz olarak kabul edilir. Emniyet telkin
eden karakteristiklerinden dolayı gemi ve hastanelerde bir hayli kullanılma yeri
vardır. Karbondioksitin kullanılma sahasını kısıtlayan başlıca özellikleri, yoğuşma
basıncının yüksek ve kritik basıncının düşük olmasıdır. Aynı zamanda emme basıncı
yüksektir. Bu sebeplerle soğutucu akışkan olarak karbondioksit kullanılan soğutma
tesislerinde kompresör ve diğer tesis ve teçhizatın ağır ve sağlam konstrüksiyonu
haiz olması zarureti vardır. Öte yandan yüksek basınç altında çok düşük değerde
özgül hacim olacağından ve buda verilen kapasite için küçük cesameti kompresör
kullanılmasına imkân vereceğinden yoğuşma ve emme basıncının fevkalade yüksek
olması ilk bakışta düşünülebileceği kadar büyük bir problem yaratmaz. Bununla
birlikte gerek bu sebeplerden ve gerekse gizli ısının düşük olmasından dolayı birim
soğutma için istenen kompresör tahrik gücü diğer soğutucu akışkanlara göre %50
fazladır.
Karbondioksit bütün çalışma şartları altında tamamen kararlı olup, soğutma makine
ve teçhizatı için kullanılan bütün metallere karşı herhangi bir aşındırma tesiri
göstermez. Yağlama yağı yoğuşan soğutucu akışkan içinde hiç çözülmez. Bu özellik
kondansör ve soğutucu ünitelerden yağın ayrıştırılarak alınmasına imkân verir
(Savaş, 1974).
Soğutucu akışkan olarak karbondioksit kullanan bir soğutma sisteminde kaçaklar
köpük halindeki sabun eriği ile tespit edilebilir.
6

1.6. Bir akışkanın izotermleri ve kritik sabitler
Şekil 1.1. Karbondioksitin izotermi
P-V Diyagramında bir gazın izotermlerini çizmek için A noktasından başlanarak gaz
sıkıştırılır. B noktasında yoğuşma başlar, yoğuşmanın tamamlandığı C noktasına
kadar hem sıcaklık hem de basınç sabit kalır. Sıvı sıkıştırılamadığı için C den
itibaren sıkıştırılmaya devam edildiği takdirde basınç ani olarak yükselecektir.
Örneğin şekil incelendiğinde çizilmiş olan 21,5 0 C izotermi gösterilmiştir. Tüm
izotermler bu şekilde çizildiği zaman B ve C noktalarının bir çan eğrisi çizdiği
görülür. Bu eğrinin sağ kolu dışında kalan taraf buhar, sol kolu dışında kalan tarafta
ise sıvı vardır. Çan eğrisinin içinde ise sıvı buhar karışımı bulunur.
Çan eğrisinin tepe noktasına “kritik nokta” adı verilir, burada yoğuşma ve
buharlaşma ani olarak meydana gelir. Bu noktanın koordinatları T k , P k , V k kritik
sabitler adını alır. Kritik noktanın üzerinde bir gazı sadece sıkıştırma ile
yoğuşturmak mümkün olmaz.
1.7 CO 2 Soğutkanlı soğutma sisteminin teorik çalışması
Sistem Şekil 1.2’ de gösterilmektedir. Sistemdeki 2-3 arasındaki eleman kompresör,
3-4 arasındaki eleman gaz soğutucu, 4-5 arasındaki eleman kısma valfi ve 5-2
arasındaki eleman ise evaporatördür (buhalaştırıcı).
7

Şekil 1.2. Soğutma sistemin görünüşü
Kompresörde sıkıştırılan akışkanın basıncı artırılarak gaz soğutucuya gönderilir. Gaz
soğutucuda akışkanın ısısı dışarıya atılır. Bu olay kritik noktanın üzerinde
gerçekleştiğinden akışkan gaz halindedir bu yüzden konvansiyonel sistemlerde
kullanılan yoğuşturcu yerine burada gaz soğutucu kullanılmaktadır. Akışkan gaz
soğutucudan sonra kısma valfinde basıncı düşürülerek sıvı hale gelmektedir. Basıncı
düşen akışkan evaporatöre gelerek burada buharlaşmakta ve ortamdan ısı
çekmektedir.
Sistem için düşünülen P-h ve T-s diyagramları şekil 1.3 ve şekil 1.4’ te gösterilmiştir.
Sistemdeki basınç kayıpları yapılan hesaplamalarda göz önüne alınmamıştır. Bu
değerler CO 2 sistemleri için oldukça düşüktür (Fartaj, 2003). CO 2 sistemlerinde
yüksek basınç olması sebebiyle akışkan yoğunluğu yüksektir. Bu yüzden akış hızı
düşük değerde olabilir ve buda daha az basınç kaybı anlamına gelmektedir (Çelik,
2004).
8

4
3
5
1 2
Şekil 1.3. Çevrimin P-h diyagramı
3
4
5 1
2
Şekil 1.4. Çevrimin T-s diyagramı
CO 2 soğutkan olarak teknolojik açıdan geliştirilmiş cihazlarla (kompresör, kısma
valfi vb.) ve ısı pompası sistemlerinde kullanılmaktadır. Çevresel etkiler nedeniyle
9

irçok soğutucu akışkan türlerinin (HCFC, CFC) üretimi ve kullanımı çeşitli
yönetmelikler ile yasaklanmakta ve hatta bazı akışkanların kullanımı yasaklanmıştır.
Bu yönetmeliklerin alternatif akışkanlara yönelmeyi ve özellikle CO 2 ’i
yaygınlaştırmayı hedefleyen bir kapsama sahip olması beklenmektedir.
Çizelge 1.1. Bazı akışkanların ODP/GWP değerleri
Akışkan GWP ODP
R11 3800 1
R12 8100 1
R13b1 5400 1
R22 1500 10
R23 12000 0.055
R234a 1300 0
R717- Amonyak 0 0
R744 (CO 2 ) 1 0
R290 (Propan) 3 0
R134a 1300 0
R410a 1900 0
Ozon tabakasına zarar vermeyen HFC türü akışkanların küresel ısınma katsayıları
yüksektir. Örnek olarak bu değer HFC-134a için 1300 civarındadır. CO 2 için ise bu
değer çizelge 1.1 de gösterildiği gibi 1’dir. Dolayısıyla sistemden soğutkan kaçağı
veya başka sebeplerle atmosfere soğutkan verilmesi durumlarında, küresel ısınma
açısından olumsuz sonuçların oluşmaması için doğal akışkanların kullanılması
günümüzün en önem arz eden konularındandır. Bu akışkanlar arasında CO 2 , NH 3 ,
hidrokarbonlar (HC) en çok tercih edilen akışkanlardır. NH 3 ’ün zehirleyici özelliği
ve hidrokarbonların ise yanıcı ve patlayıcı olmaları en büyük dezavantajlarıdır.
Almanya’da yapılan bir araştırmada, 2007 yılından itibaren tüm mobil iklimlendirme
sistemlerindeki HFC-134a akışkanının, CO 2 gazı ile değiştirilmesi ile 2010 yılına
kadar Almanya’nın sera etkisi oluşturan gaz emisyonlarında 1 milyon ton CO 2 ’e
eşdeğer bir azalma sağlanacağı belirtilmektedir (Schwartz, 2000). Ayrıca Avrupa
10

Birliği de mobil klima sistemlerinde HFC-134a akışkanının kullanımını 2011
yılından itibaren tamamen yasaklamaktadır (Neksa, 2004).
Termoekonomik yöntemler enerji tasarrufu bakımından sistemi tasarlarken önem arz
etmektedir. Bu yöntemlerde, yatırım ve işletme maliyetleri ile ikinci kanun
parametreleri olan kayıp iş, entropi artışı, tersinmezlik veya ekserji analizleri
birleştirilerek optimumum sistem yapısı oluşturulur.
Ekserji analizleri, sistemin alt bölümlerindeki kayıpları ortaya çıkarır. Bu analizlerle
nerede ne kadar iyileştirme potansiyeli olduğu ve bunların önem sıraları dolaylı
olarak belirlenmiş olur. Hatta kayıpları en aza indirecek optimum tasarım ve
işletmeler belirlenir.
Bu tezin amacı CO 2 akışkanını kullanan soğutma sistemlerinin termoekonomik
yönden analizinin yapılması ve sistemin optimum çalışma şartlarının belirlenmesidir.
CO 2 akışkanını kullanan soğutma sisteminde, evaporatördeki aşırı kızdırma işlemi
sistemin performansına ve maliyetine etkisi incelenecektir. Sonuçta, farklı sıcaklık
aralıklarında optimum aşırı kızdırma sıcaklıkları tespit edilerek bu sıcaklıklara
karşılık gelen eşanjör alanları bulunacaktır.
Bütün bu işlemler için öncelikle Termodinamiğin birinci yasa analizi daha sonra yine
aynı şartlar için sisteme Termodinamiğin ikinci yasa analizi uygulanacaktır. İkinci
yasa analizinde, sistemi oluşturan her bir elemanın tersinmezlikleri hesaplanarak
sistemin toplam tersinmezliği belirlenecektir. Hesaplanan en düşük tersinmezlik
miktarına sahip sistem yapısı, termodinamik yönden optimum dizayn ve çalışma
şartlarını verecektir. Fakat ikinci yasa (ekserji) analizi ile hesaplanan kondanser,
evaporatör, aşırı kızdırma eşanjörü, ekonomik yönden uygun olmayabilir. Bundan
dolayı ikinci yasa (ekserji) analizi ve ekonomik (yatırım, işletme maliyeti) analizlerin
birlikte ele alınması gerekmektedir.
CO 2 akışkanını kullanan soğutma sistemlerinin hem ekonomik hem de termodinamik
yönden optimum sistem yapısının belirlenebilmesi için sisteme, termoekonomik
11

optimizasyon analizi uygulanacaktır. Bu analizlerde EES (engineering equalition
solver) bilgisayar programı kullanılacaktır. Hesaplamalar sonucunda analizlerin
grafikleri çizilerek, sistem parametreleri ile sistem performansının değişimi
incelenecektir.
12

2. KAYNAK ÖZETLERİ
CO 2 akışkanını kullanan soğutma sistemlerinde termodinamiğin birinci yasa, ikinci
yasa ve termoekonomik optimizasyonla ilgili yapılan çalışmalar literatürde
mevcuttur. Yapılan bu çalışmaların özetleri aşağıda verilmiştir.
Fartaj vd. (2003), yaptıkları çalışmada, CO 2 ile çalışan soğutma çevriminin ikinci
kanun analizini yaparak sistem performansını etkileyen temel faktörleri belirlemeye
çalışmışlardır. Sistemdeki en büyük kayıpların gaz soğutucusunda ve kompresörde
olduğu belirlenmiş ve iyileştirme çalışmalarının bu elemanlar üzerinde yapılması
gerektiği vurgulanmıştır.
Babadağlı (2005), yüksek lisans tez çalışmasında absorbsiyonlu bir soğutma
sistemindeki elemanların termodinamik ve termoekonomik yönden analizleri
yapmıştır. Bunun için sistemin soğutma performans katsayısının belirlendiği
termodinamiğin I. Kanunu analizini yapmış, daha sonra sisteme termodinamiğin II.
Kanunu analizi uygulanarak tersinmezlikler ve ekserji kayıplarını tespit etmiştir.
İncelemelerde, evaporatör sıcaklığı, kondanser sıcaklığı, absorber sıcaklığı ve
jeneratör sıcaklığı değerleri sistemin değişken parametreleri olarak ele almış ve
optimum evaporatör, kondanser, absorber ve jeneratör sıcaklıkları ile bu sıcaklıklara
karşılık gelen eşanjör alanlarını tespit etmiştir. Sistemin her bir noktasındaki entalpi,
entropi, kütlesel debi gibi termodinamik özellikleri hesaplamıştır. Son işlem olarakta
sistemin tümüne termoekonomik optimizasyon metodunu uygulamıştır.
Bayer vd. çalışmalarında, sabit tutulan soğuk oda ve oda sıcaklıkları arasında
çalışan buhar sıkıştırmalı soğutma çevrimine sahip ev tipi buzdolaplarında, farklı
buharlaşma ve yoğuşma basınçları oranı gözetilerek performans katsayısı (COP)-
tersinmezlik (I) ilişkisini belirlemeyi hedeflemektedir. Çalışmada farklı basınç
oranları (PH/PL), farklı çevrimler (buzdolabı bileşenlerinin farklı boyutlandırılması)
anlamına gelmekte olup kıyaslama yapılabilmesi için PH/PL oranı tasarımın
ekonomik analiz boyutunu etkilemeyecek bir aralıkta tutulmuştur. Analiz, sabit
13

durum çalışma karakterinin benzeşimini sağlayan koşullarda yapılmış, soğutucu
akışkanı olarak da R-134a kullanılmıştır.
Kotas (1985), kitabında, Termoekonomik optimizasyon ve ekserji konularını
ayrıntılı olarak incelemiştir. Termal sistemler üzerinde ekserji analizleriyle ilgili
örnekler vermiştir.
Wall (2003), yaptığı çalışmada, ekserjiyle ilgili kavram ve metotlar hakkında
bilgiler vermiş ve enerji sistemlerinin analizi ve optimizasyonu için ekserji
kavramının kullanımını açıklamıştır.
Kızılkan (2004), yüksek lisans tezinde, kompresörlü teorik bir soğutma sistemindeki
evaporatör, kondanser, aşırı kızdırma ve aşırı soğutma eşanjörlerinin termodinamik
ve termoekonomik yönden analizini yapmıştır. Çalışmasının ilk aşamasında
kompresörlü soğutma sisteminin soğutma performans katsayısının (COP) incelendiği
Termodinamiğin I. Kanunu analizini yapmış ve daha sonra sistem tersinmezliklerinin
ve ekserji kayıplarının incelendiği Termodinamiğin II. Kanunu analizini yapmıştır.
Çalışmanın son aşamasında ise soğutma sisteminin tümüne termoekonomik
optimizasyon metodu uygulamıştır. İncelemelerde, evaporatör sıcaklığı, kondanser
sıcaklığı, aşırı kızdırma sıcaklığı ve aşırı soğutma sıcaklığı değerleri sistemin
değişken parametreleri olarak ele almış ve optimum aşırı kızdırma ve aşırı soğutma
sıcaklıkları ile bu sıcaklıklara karşılık gelen eşanjör alanları tespit etmiştir.
Can, yaptığı çalışmada, tesisatlarda kullanılan ısı değiştirgeçlerindeki enerji
dönüşümlerini veya ısı transferi gibi süreçleri, entropi üretimi (tersinmezlik) veya
kullanılabilir enerji (ekserji) yönünden değerlendirmektir. Buna bağlı olarak, süreç
tekniksel tesisatlarda ve bunların önemli elemanlarından ısı değiştirgeçlerinde,
maliyet ve enerji harcamalarını en aza indirmek için yararlanılabilecek bir yöntem
tanıtmaktadır.
14

Çomaklı vd. (2007), yaptıkları çalışmada, değişik termal sistemler için ekserjetik
verim ifadeleri tanımlayarak, her bir model sistemin ekserjetik verim hesabında
etkili olan parametreleri tespit etmişlerdir.
Selbaş (2006), bu çalışmasında Matlab programını kullanarak LiBr-H 2 O ile çalışan
absorbsiyonlu soğutma sistemlerinde absorber sıcaklığının etkisi incelenmiş ve böyle
bir soğutma sistemindeki absorber, termodinamik ve termoekonomik yönden
incelemiştir. Bunun için sistem elemanının Termodinamiğin I. Kanunu analizi
yapılmış, daha sonra ise Termodinamiğin II. Kanunu analizi uygulanarak
tersinmezlikler ve ekserji kayıpları tespit edilmiştir. Son olarak sistem elemanına
termoekonomik optimizasyon metodu uygulamıştır. İncelemelerde, absorber
sıcaklığı değeri sistemin değişken parametresi olarak ele alınmış ve optimum,
absorber sıcaklıkları ile bu sıcaklıklara karşılık gelen eşanjör alanları tespit
edilmiştir.
Şahin vd. (2007), çalışmalarında; Kayseri Şeker Fabrikası 2002–2003 yılı kampanya
verilerini kullanılarak şeker üretim süreçleri için termodinamiğin birinci kanun
(enerji analizi) ve ikinci kanun (ekserji analizi) analizlerini yapmışlardır.
Termodinamik açık sistem olarak ele alınan şeker üretim süreçlerine giren ve çıkan
her bir durum için enerji ve ekserji analizi sonuçları elde etmişlerdir. Bu sonuçlara
bağlı olarak şeker üretim süreçlerinin birinci ve ikinci kanun verimlerini tespit
etmişlerdir.
Akbulut vd. (2006), çalışmalarında tüm buhar sıkıştırmalı soğutma çevrimlerini
inceleyerek enerji ve ekserji analizlerini yapmışlardır. Buhar sıkıştırmalı soğutma
çevrimlerinin soğutma etkinliklerinin, ikinci yasa verimlerinin ve her proses
sırasında ekserji kayıplarının hangi değerlerde olacağının hesabının yapılabilmesi
için etkili ve kolay uygulanabilir eşitlikler türetmişlerdir.
Esen vd. (2007), soğutucu akışkan olarak R134a’nın kullanıldığı bir otomobil klima
sisteminde enerji ve ekserji analizini yapmışlardır. Otomobil klima sisteminin her bir
bileşeni için farklı çalışma şartlarında ekserji analizi ortaya koymuşlardır. Ekserji ve
15

enerji analizleri, artan kompresör devri ile sistem performansının azaldığını
göstermiştir. R134a’lı sistemin Soğutma Tesir Katsayısı (STK), aynı soğutma yükü
için artan kompresör hızı ile düşmektedir. Ayrıca STK, artan evaporatör yükü ile
artmakta ve artan kompresör devri ve yoğuşma sıcaklığı ile azalmaktadır. Otomobil
klima sisteminde her bir çevrim elemanında yapılan ekserji yıkımını bulmuşlardır.
Ekserji yıkımı, artan kompresör devri ile kompresör, kondenser , evaporatör ve
TXV’de artmaktadır. Ekserji yıkımındaki en büyük artış, kompresör devrinin bir
sonucu olarak kompresörün kendisinde olmaktadır. Exergy yıkımı, sırasıyla
kompresör, kondenser , evaporatör ve TXV olmak üzere azalmaktadır.
Kızılkan vd. (2006), teorik bir buhar sıkıştırmalı soğutma sisteminin aşırı kızdırma
ve aşırı soğutma ısı değiştiricilerinin, farklı iki soğutucu akışkan için ısıl ekonomik
yönden analizini yapmış ve sistemin en iyi çalışma şartlarını belirlemişlerdir. Isıl
ekonomik en iyileme metodu olarak, yapısal bağ katsayıları metodu kullanmışlardır.
Analizleri, R22 soğutucu akışkanı ve buna alternatif olarak R407c soğutucu akışkanı
için yapmışlardır. Sonuç olarak, aşırı kızdırma ve aşırı soğutma ısı değiştiricilerinin
ekonomik ve çalışma performansı açısından en iyi alanlarını tespit etmişlerdir. Bir
soğutma sistemi tasarımında, ısı değiştiricisi alanının azalması, sistem maliyetini
düşürür. Fakat ısı değiştiricisi alanının düşürülmesi sistem verimini de
düşürmektedir. Yapılan çalışmada, ısı değiştiricisi alanının ve sistem veriminin en iyi
olduğu şartları belirlemişlerdir.
Yeşilata vd. (2006), ideal çevrimle çalışan bir buzdolabı soğutma sisteminin
termoekonomik analizini yapmışlardır. Bu amaçla, Yapısal Bağ Katsayılar Yötemi
kullanmışlardır. Evaporatör ve kondenser için toplam maliyeti minimum yapan ısı
transfer alanı değerleri, nümerik iterasyon ile belirlemişlerdir. Gerçek soğutma
çevrimine daha yakın olması amacıyla, genişleme valfinde oluşan tersinmezliğin,
evaporatör için gerekli ısı transfer alanı üzerindeki etkisini de basit bir analiz ile
araştırmışlardır.
16

Wall (1986), tek kademeli ısı pompası çevriminin termoekonomik optimizasyonunu
yapmıştır. Soğutucu akışkan olarak R12 kullanılan su soğutmalı buhar sıkıştırmalı bir
sistem üzerinde uyguladığı bu metotla sistemin ekserji kayıplarını belirlemiştir.
Kompresör ve elektrik motoru verimleri ile kondanser ve evaporatör etkinlikleri
optimize edilecek değişkenler olarak seçilmiştir. Elektrik fiyatı, atık ısı sıcaklığı ve
çalışma zamanı gibi parametreler optimizasyon boyunca değişken olarak alınmış ve
değişik parametre değerleri için sonuçlar verilmiştir. Optimizasyon sonucunda
kompresör verimi 0.80, elektrik motoru verimi 0.91, kondanser etkinliği 0.83 ve
evaporatör etkinliği 0.73 değerlerinde iken toplam maliyeti 3388 İsveç kronu/yıl
olarak bulmuştur.
Koçoğlu (1993), yüksek lisans tezinde yapısal bağ katsayıları metodunu kullanarak
ısı eşanjörlerinin termoekonomik optimizasyonunu yapmıştır. Soğutucu akışkan
olarak amonyak kullanmıştır. Sistemin değişken parametreleri, evaporatör sıcaklığı 0
ºC - 10 ºC arası, kondanser sıcaklığı 32 ºC - 44 ºC arası, kondanser ve evaporatör
etkinlikleri 0.6-0.8 arası alınmıştır. Evaporatör ısıtma suyu giriş sıcaklığı 15 ºC,
kondanser soğutma suyu giriş sıcaklığı 25 ºC’dir. İkinci kanun analizleriyle elde
edilen tersinmezlik formüllerinden optimizasyon eşitlikleri türetilerek ısı pompasının
eşanjör etkinlikleri optimize edilmiştir. Hesaplamalar sonucunda, kondanser sıcaklığı
arttıkça eşanjör etkinliğinin düştüğü ve tersinmezliğin arttığı, evaporatör sıcaklığı
arttıkça eşanjör etkinliğinin arttığı ve tersinmezliğin düştüğü tespit edilmiştir.
Bülent vd. (2006), çalışmalarında, ideal çevrimle çalışan bir buzdolabı soğutma
sisteminin termoekonomik analizini Yapısal Bağ Katsayılar Yöntemi kullanarak
yapmışlardır. Evaporatör ve kondenser için toplam maliyeti minimum yapan ısı
transfer alanı değerlerini, nümerik iterasyon ile belirlemişlerdir. Gerçek soğutma
çevrimine daha yakın olması amacıyla, genisleme valfinde oluşan tersinmezliğin,
evaporatör için gerekli ısı transfer alanı üzerindeki etkisini de basit bir analiz ile
araştırmışlardır.
17

Çizelge 2.1’ de bazı akışkanların yıllara göre kullanımı gösterilmiştir. Bu çizelgeye
göre CO 2 ’nin kullanımının son yıllarda artığı görülmektedir.
Çizelge 2.1. Akışkan gelişiminin çizelgesi
Şekil 1.2’ de IIR konferansında CO 2 ’nin yıllara göre çeşitli sistemlerde kullanılma
yüzdeleri gösterilmiştir. Bu şekilden de görüleceği üzere son on yılda CO 2 ’nin
kullanımı giderek yaygınlaşmaktadır.
Şekil 2.1. Uluslar arası konferanslarda CO 2 hakkında yapılan çalışmaların sayısının
yıllara göre değişimi (Pearson, 2005)
18

Özgür ve Bayrakçı (2008), CO 2 akışkanı kullanan, tek kademeli buhar sıkıştırmalı
soğutma sistemini, bir bilgisayar programı ile teorik olarak modellemişler.
Kompresör dışında diğer sistem bileşenlerini ideal sistemler olarak kabul ederek,
boru ve diğer ekipmanlarda oluşan ısı ve basınç kayıpları ihmal etmişlerdir. Üç farklı
gaz soğutucu çıkış sıcaklığı değerleri için soğutma etkinlik katsayısının, sistemin
yüksek basıncı, buharlaştırıcı sıcaklığı ve kompresörün adyabatik verimi ile
değişimini grafiklerle göstermişlerdir.
Özgür (2008), Çalışmasında, CO 2 ’in soğutkan olarak kullanıldığı bir mobil
iklimlendirme sisteminin soğutma etkinlik katsayısı ve sistem kompresörü için
gerekli enerji gereksinimi değerlerini belirlemiştir. Gaz soğutucu basıncı ve
soğutkanın gaz soğutucudan çıkış sıcaklığı değerleri değişken olarak almıştır. CO 2 ’in
buharlaşma sıcaklığı +5 o C, iç ısı değiştiricideki kızdırma değeri 10 o C olarak
alınmıştır. Kompresörün izentropik verim değeri 0.7 olarak alınmıştır. Sistem
elemanları içindeki basınç kayıpları ihmal edilmiştir. Bu değerler ile oluşturulan
matematiksel modelin çözümü ve soğutkanın özellikleri, bir bilgisayar programı
yardımıyla elde etmiştir. Sistemden elde edilen soğutma tesir katsayısı değerlerinin,
gaz soğutucu basıncı ve soğutkanın gaz soğutucudan çıkış sıcaklığına göre bir
maksimum değere ulaştığı görülmüştür. Gaz soğutucu basıncının yükselmesi, STK
değerlerinin soğutkanın gaz soğutucudan çıkış sıcaklığı ile daha az değişim
göstermesini sağlamıştır. Sonuçları grafikler yardımıyla sunmuştur.
Özgür vd. (2008), Çalışmalarında CO 2 ’li ısı pompası sistemlerinin, aynı soğutma
yükü için, tek kademeli ve çift kademeli sıkıştırma hallerinde enerji analizini
yapmışlar, maliyetleri karşılaştırarak sonuçları grafiksel olarak göstermişlerdir.
19

3. MATERYAL VE YÖNTEM
3.1 Birinci yasa analizi
Termodinamiğin birinci yasası enerjinin niceliğiyle ilgilidir, enerjinin var veya yok
edilemeyeceğini vurgular. Bu yasa, bir hal değişimi sırasında enerjinin hesabını
tutmak için bir yöntem ortaya koyar ve uygulamada mühendis için bir zorluk
çıkarmaz. Termodinamiğin ikinci yasası ise enerjinin niteliği ile ilgilidir. Bir hal
değişimi sırasında enerjinin niteliğinin azalması, entropi üretimi, iş yapma
olanağının değerlendirilememesi bu yasanın inceleme alanı içindedir.
CO 2 li soğutma sistemine birinci yasanın uygulanmasının nedeni gaz soğutucu
sıcaklığı, evaporatör sıcaklığı, aşırı kızdırma sıcaklığı ve kompresör verimi gibi
sistem performansını etkileyen parametreler ile COP değerlerinin değişiminin
incelenmesidir. Bu çalışmada soğutma sisteminin birinci yasa analizi için sistem
elemanları ve sistemin değişken parametreleri çizelge 3.1 de verilmiştir.
Çizelge 3.1 Birinci yasa analizi için sistem elemanları ve tasarım parametreleri
Kompresör
Pistonlu kompresör
Genleşme valfi
Termostatik genleşme valfi
Evaporatör
İç içe borulu, ters akışlı ısı eşanjörü
Kondanser
İç içe borulu, ters akışlı ısı eşanjörü
Aşırı soğutma eşanjörü
İç içe borulu, ters akışlı ısı eşanjörü
Aşırı kızdırma eşanjörü
İç içe borulu, ters akışlı ısı eşanjörü
Gaz soğutucusu sıcaklığı T gs 25 ºC – 55 ºC
Evaporatör sıcaklığı T e -10 ºC – 15 ºC
Kompresör verimi η C % 70 – % 95
Aşırı kızdırma sıcaklığı ΔT s 0 ºC – 15 ºC
20

Bu çalışmadaki yapılan kabuller aşağıda belirtilmiştir.
• Soğutma sisteminde dolaşan soğutucu akışkan debisi sabittir.
• Sistem elemanlarından dış ortama ısı transferi olmadığı kabul edilmektedir.
• Gaz soğutucusu ve evaporatördeki basınç kayıpları ihmal edilmiş olup buralardaki
faz değişimleri sabit basınçlarda gerçekleşmektedir
• Dış ortamdan evaporatöre ısı transferi olmayıp ısının tamamı ısıtma suyundan
alınmaktadır.
• Kompresördeki sıkıştırma adyabatik olarak gerçekleşmektedir.
• Kompresör ve boru hatlarındaki basınç kayıpları ihmal edilmiştir.
• Soğutucu akışkan genleşme valfinde sabit entalpide genleşmektedir.
• Gaz soğutucusundan dış ortama ısı transferi olmayıp ısının tamamı soğutma suyuna
verilmektedir.
Sistemin birinci yasa ve ikinci yasa analizi için genel denge denklemleri ve her bir
sistem elemanı için ayrı ayrı birinci yasa denklemleri aşağıda verilmiştir.
3.2 Genel denge denklemleri
a) Kütlenin korunumu
.
.
m m e
(3.1)
∑ i = ∑
i
e
b) Enerjinin korunumu
. .
. .
∑ E i + Q = ev ∑E
e + W ev
(3.2)
i
e
c) Ekserji dengesi
i
∑[ 1−
(T0
/ T
j)
]
.
.
. . .
E i + Qev
= ∑ E e + W ev + I
j
e
∑ (3.3)
21

3.2.1 Kompresör birinci yasa analizi
a) Kütlenin korunumu
b) Enerjinin korunumu
. .
m 2 m3
=
.
= m
(3.4)
.
.
.
m2
h
2
+ w
c
= m3
h
3
→ Wc
= mr
(h
3
− h
2)
(3.5)
.
3.2.2 Gaz soğutucu birinci yasa analizi
a) Kütlenin korunumu
b) Enerjinin korunumu
. .
m 3 m
4
=
.
= m
(3.6)
.
.
m3
h
3
= m4
h
4
+ Qc
→ Qc
= mr
(h
3
− h
4)
(3.7)
.
3.2.3 Genleşme valfi birinci yasa analizi
a) Kütlenin korunumu
b) Enerjinin korunumu
. .
m 4 m5
=
.
= m
(3.8)
.
.
m 4 h
4
m5
h
5
→ h
4
=
= h
(3.9)
5
22

3.2.4 Evaporatör birinci yasa analizi
a) Kütlenin korunumu
b) Enerjinin korunumu
. .
m 5 m
2
=
.
= m
(3.10)
.
.
.
.
m5
h
5
+ Q
E
= m 2 h
2
→ Q
E
= m r (h
2
− h
5
) (3.11)
.
Sistemin yüksek basıncı P gs aşağıdaki formülle hesaplanmıştır.
P gs = (2,778-0,0157.T 1 ).T 4 +0,381.T 1 -9,34 (3.12)
Adyabatik verim ifadesi;
(h
η k =
(h
3i
3
- h
- h
2
)
)
2
(3.13)
Olarak tanıtılmış ve kompresör çıkışındaki gerçek soğutkan entalpisi (h 3 ) değeri
hesaplanmıştır.
Kompresör tarafından tüketilen enerji miktarı;
.
W c r. 3 2
= m& (h − h )
(3.14)
Akışkan debisi;
.
Q E r 2 5
= m & .(h − h )
(3.15)
gaz soğutucu ısıl yükü ;
q gs = h 3 -h 4 (3.16)
23

Gaz soğutucudan ısı atımı esnasında soğutkan sıcaklığında oldukça büyük bir
değişim görülmektedir. Dolayısıyla gaz soğutucudaki ısıyı alan akışkanın
sıcaklığında, kullanılan akışkan debisine bağlı olarak, büyük artışlar görülebilir. Bu
sayede gaz soğutucudan atılan ısının nitelik olarak yüksek nitelikli bir ısı olması,
CO 2 soğutkanlı ısı pompalarının kurutma amacıyla da kullanımını mümkün
kılmaktadır.
Soğutma etkinlik katsayısı (COP) ise;
İfadesiyle hesaplanmıştır.
COP =
.
Q
E
.
W
C
(3.17)
COP değerinin hesaplanması, birinci kanun analizinde, gaz soğutucusu sıcaklığı,
evaporatör sıcaklığı, aşırı kızdırma sıcaklığı ve kompresör verimi değişimleri için
gereklidir.
3.2 İkinci yasa analizi
Termodinamiğin ikinci yasası, tersinirlik ve entropi konularıyla yakın ilişkili bir
kavram olarak 19. yy’ın sonlarına doğru ortaya çıkmıştır. Bununla birlikte son
zamanlara kadar bu kavramın termodinamik uygulamalarında kullanımı çoğunlukla
göz ardı edilmiştir. Günümüzde ise enerji transferinin bulunduğu tüm bilim
dallarında hakkında ciddi makalelerin yazıldığı, buna ilaveten, sanayinin de verim ve
kayıpların düşürülmesi vb. konular anlamında yakınlaştığı önemli bir termodinamik
konusu haline gelmiştir.
Termodinamik’te karşılaşılan birçok problemin çözümü için birinci yasa tek başına
yeterli gelmemekte; bu nedenle entropi ya da kullanılabilirlik kavramlarının yer
aldığı ikinci yasanın kullanımına ihtiyaç duyulmaktadır.
Her ikisinin (entropi ve kullanılabilirliğin) birbirini tamamlayan kavramlar
olmalarının yanında, bazı durumlarda entropi ya da kullanılabilirliğin tek başına
24

kullanımı; hesaplama kolaylığı, daha sağlıklı sonuçlar verme gibi nedenlerden dolayı
tercih edilebilmektedir.
Ekserji terimi ilk kez 1956’da Rant tarafından kullanılmıştır.
Kullanılabilir enerji ifadesi ilk kez 1871’de Maxwell tarafından kullanılmıştır. Daha
sonra Gibbs, Gouy’s, Stodola ve Keenan bu ifadeyi genişletmiş ve geliştirmişlerdir.
Günümüzde Avrupa ve Japonya’da kullanılabilirlik yerine ekserji teriminin
kullanılması yönünde bir eğilim bulunmaktadır.
Bir sistemin ölü halde olması, çevresiyle termodinamik dengede bulunması anlamına
gelir.
Ölü haldeyken sistem, çevre sıcaklık ve basıncındadır. Ölü hal sıcaklığı 25°C, basıncı
101.325 kPa’dır.
3.2.1. Tersinmezlik Nedenleri
Ani ısı transferinin yanı sıra tersinmezliklere yol açan diğer bazı durumlar aşağıda
listelenmiştir.
1. Sonlu sıcaklık farklarında meydana gelen ısı transferleri
2. Gazların veya sıvıların daha düşük basınçlara ani genleşmeleri
3. Ani meydana gelen kimyasal reaksiyonlar
4. Farklı konsantrasyon ve hallerdeki maddelerin ani karışımları
5. Sürtünme
6. Bir dirençten akan elektrik akımı
7. Elastik olmayan deformasyon
3.2.2. Çeşitli ekserji tanımları
Ekserji, tersinmez sistemler veya süreçlerde, entropi üretiminin neden olduğu
kullanılabilir enerji kaybını belirleyen bir ifadedir (Hepbaşlı, 2008).
25

Ekserji, sistemin çevresiyle etkileşimi sonucu, ısı transferinin sadece çevreyle olması
durumunda elde edilebilecek maksimum teorik yararlı iştir (Bejan vd., 1996).
Ekserji, herhangi bir maddenin çevresiyle tersinir anlamda termodinamik denge
haline gelmesi esnasında elde edilebilecek maksimum iştir (Szargut, 1988).
Ekserji, enerjinin tamamen diğer enerji şekillerine dönüşebilen kısmıdır (Rant, 1964)
Bir enerji şeklinin ya da maddenin ekserjisi, onun çevre üzerinde değişim yapabilme
potansiyeli, kalitesi ya da kullanışlılığının bir ölçüsüdür (Dincer, 2002).
Ekserji, gazlarda, sıvılarda ya da bir kütlede, herhangi bir referans ortama göre var
olan dengesizliğin neden olduğu iş potansiyelidir (Ahern, 1980).
Bir termodinamik sistemin ekserjisi, sistemin sadece çevresiyle etkileşimi
durumunda, sistemin çevresiyle tümüyle termodinamik denge haline gelirken elde
edilebilecek maksimum teorik yararlı iş (mekanik veya elektrik işi) olarak tanımlanır
(Tsatsaronis, 2007).
Ekserji belirli bir enerjiye sahip akışkanın çevre şartlarına indirgenerek kendisinden
maksimum iş elde edilmesine denir (Özkaymak, 1998).
Ekserji termodinamiğin ikinci yasasına dayanmaktadır. Sistemde gerçek kayıpların
nerede meydana geldiği ve bu kayıpların nasıl en aza indirileceği ekserji analizleri
yoluyla bulunabilir. Mevcut bir çevrede, belirli bir başlangıç durumu ile bir
sistemden alınabilecek maksimum iş, “ekserji” olarak tanımlanır. Bir kaynaktan
alınan enerjinin kullanılabilecek üst sınırının bilinmesi ve sistem tasarım ya da
iyileştirmelerinde bunun göz önünde bulundurulması enerjinin ne kadar iyi ve
verimli bir şekilde kullanılabileceğinin bir göstergesi olmaktadır. Ekserji analizleri,
enerjinin kullanıldığı tüm sistemler için geçerlidir. Bu analizlerde sistem elemanları,
tek başlarına olabildiği gibi bütün olarak ta değerlendirilebilmekte, yeterince iyi
çalışmayan elemanların belirlenmesi, bu elemanların daha gelişmiş olanlarıyla
26

değiştirilmesi ya da başka bir takım düzenlemelerle sistem ekserji veriminin istenilen
seviyeye çıkarılması mümkün olabilmektedir. Bu tip analizlerin avantajlarından biri,
sistemin mevcut ekserji verimi ile yapılması gerekli düzenlemelerin ve sistem
üzerindeki değişikliklerin sonucundaki ekserji verimlerinin işletmeye herhangi bir
maliyet getirmeden belirlenebilmesidir.
Termodinamiğin ikinci yasası enerjinin niteliği ile ilgilidir. Bir hal değişimi sırasında
enerjinin niteliğinin azalması, entropi üretimi, iş yapma olanağının
değerlendirilememesi bu yasanın inceleme alanı içerisindedir. Bu yasa karışık
termodinamik sistemlerin optimizasyonu için güçlü bir araçtır. Birinci yasa verimin
mühendislik sistemleri için tek başına bir başarı ölçüsü olamayacağı
görülebilmektedir. Bu yetersizliği giderebilmek için ikinci yasa verimi
tanımlanmaktadır.
İkinci yasa verimi, gerçek ısıl verimin, aynı koşullarda olabilecek en yüksek
(tersinir) ısıl verime oranıdır.
η
th
η
ıı
= ( Isı makineleri için) (3.18)
ηth,
tr
Tersinir iş, belirli iki hal arasındaki hal değişimi sırasında bir sistemden elde
edilebilecek en çok yararlı iştir. W tr ile gösterilir. Gerçek iş ile çevre işi arasındaki
fark da yararlı iş olarak tanımlanır ve W y ile gösterilir. İkinci yasa verimi, makineden
elde edilen yararlı işin elde edilebilecek en çok işe (tersinir) oranı olarak da
tanımlanabilir.
Wy
η
th
= (İş yapan makineler için) (3.19)
W
tr
Bu tanım daha geneldir. çünkü çevrimlerin dışında türbin, piston-silindir vb.
sistemlerdeki hal değişimlerine de uygulanabilir.
İkinci yasa verimi, kompresör ve soğutma makineleri gibi iş gerektiren makineler
içinde tanımlanabilir. Bu durumda ikinci yasa verimi gerekli en az işin (tersinir),
yapılan yaralı işe oranıdır.
27

W
tr
η
ıı
= (İş gerektiren makineler için) (3.20)
Wy
Soğutma makinesi ve ısı pompası için ikinci yasa verimi, etkinlik katsayısı ile ifade
edilebilir.
COP
η
ıı
= (soğutma makineleri ve ısı pompaları) (3.21)
COP
tr
İkinci yasa verimini tanımlamadaki amaç tersinir hal değişimlerine hangi ölçüde
yaklaşıldığını belirtmektir. Bu bakımdan ikinci yasa veriminin değeri en kütü
durumda sıfır ( kullanılabilirliğin tümüyle yok edilmesi), en iyi durumda bir
(kullanılabilirliğin tümüyle korunması) olacaktır. Bu yüzden ikinci yasa verimi;
(3.22)
Şeklinde tanımlanabilir.(Çengel, 1994)
Tersinmezlik, işe dönüştürülebilecek olan fakat dönüştürülemeyen enerjiyi gösterir.
Termodinamik tersinmezliklerden dolayı ekserji sürekli olarak azalır (Kaynaklı vd.,
2003).
3.3. Kompresör ikinci yasa analizi
Kompresörün dış ortama ısı transferi olmadığı kabul edilmiştir. Kompresörün tek
kademeli sıkıştırma yaptığı durum için analizler yapılmıştır.
Entropi üretimini hesaplamak için aşağıdaki formül kullanılmıştır.
.
.
.
m 2 s
2
+ S0
= m3
s3
→ S0
= m(s3
− s
2
)
(3.23)
.
I C = T0S0
(3.24)
28

Burada I birim zamanda yok olan ekserjiyi yani tersinmezliği, T 0 çevre sıcaklığını, S 0
entropi üretimini temsil etmektedir.
. . . . . .
.
E 2 W c = E3
+ E des → E 2 + W c = E3
+ I
+ (3.25)
.
.
[ − h ) − T (s − s )]
E 3 = m (h
3 0 0 3 0
(3.26)
.
.
[ − h ) − T (s − s )]
E 2 = m (h
2 0 0 2 0
(3.27)
.
.
.
[ − h ) − T (s − s )]
( E3
− E 2 ) = m (h
3 2 0 3 2
(3.28)
. .
η
c
= W ideal/
W gerçek
(3.29)
Sistemin tüm elemanları için giriş ve çıkış özgül ekserjileri hesaplanırken (3.30-3.34)
denklemlerinden yararlanılmıştır.
e 1 = h 1 – h 0 – T 0 . ( s 1 – s 0 ) (3.30)
e 2 = h 2 – h 0 – T 0 . ( s 2 – s 0 ) (3.31)
e 3 = h 3 – h 0 – T 0 . ( s 3 – s 0 ) (3.32)
e 4 = h 4 – h 0 – T 0 . ( s 4 – s 0 ) (3.33)
e 5 = h 5 – h 0 – T 0 . ( s 5 – s 0 ) (3.34)
Burada e özgül ekserjiyi, T 0 çevre sıcaklığını, s 0 entropi üretimini göstermektedir.
Kompresördeki tersinmezlik;
.
.
&
r
.e
2
+ W c = m&
r.e
3
IC
(3.35)
m +
denklemi ile hesaplanmıştır.
29

Denklemdeki I C , kompresörden birim zamanda kaybolan ekserjiyi, yani tersinmezliği
göstermektedir.
3.4 Genleşme valfi ikinci yasa analizi
Entropi üretimini hesaplamak için aşağıdaki formül kullanılmıştır.
.
.
.
m 4 s
4
+ S0
= m5
s5
→ S0
= m(s5
− s
4
) (3.36)
I = T S
(3.37)
GV
0
0
. . . . . .
4 = E5
+ E des → E 4 = E5
IGV
(3.38)
E +
.
.
[ − h ) − T (s − s )]
E 5 = m (h
5 0 0 5 0
(3.39)
.
.
[ − h ) − T (s − s )]
E 4 = m (h
4 0 0 4 0
(3.40)
Genleşme valfindeki tersinmezlik;
.
&
r
.e
4
= m&
r.e
5
IGV
(3.41)
m +
denklemi ile hesaplanmıştır.
3.5 Gaz soğutucu ikinci yasa analizi
Entropi üretimini hesaplamak için aşağıdaki formül kullanılmıştır.
.
.
.
.
m 3 s3
S0
= m 4 s
4
+ Qc/
T0
→ S0
= m(s
4
− s3)
+
+ Q / T (3.42)
.
c
0
I = T 0
S 0
(3.43)
30

. . . . . . .
E 3 E 4 + E des + Qc
→ E3
= E 4 + I+
= Q
(3.44)
.
c
.
.
[ − h ) − T (s − s )]
E 4 = m (h
4 0 0 4 0
(3.45)
.
.
[ − h ) − T (s − s )]
E 3 = m (h
3 0 0 3 0
(3.46)
Gaz soğutucudaki tersinmezlik;
Q
m +
GS
&
r.s
3
+ SGS
= m&
r.s
4
(3.47)
T0
.
I GS = SGS.T0
(3.48)
Denklemleri ile hesaplanmıştır.
3.6 Evaporatör ikinci yasa analizi
Entropi üretimini hesaplamak için aşağıdaki formül kullanılmıştır.
.
m
5
s
.
.
. .
5
+ S0
+ Q
E
/ T0
= m 2 s
2
→ S0
= m(s
2
− s5)
− Q
E/
T 0 (3.49)
I = T 0
S 0
(3.50)
. . . . . .
.
E 5 QE
= E 2 + E des → E 5 + QE
= E 2 + I
+ (3.51)
.
.
[ − h ) − T (s − s )]
E 5 = m (h
5 0 0 5 0
(3.52)
.
.
[ − h ) − T (s − s )]
E 2 = m (h
2 0 0 2 0
(3.53)
31

Evaporatördeki tersinmezlik;
.
Q
+ m&
. s
(3.54)
E
&
r.s5
+ SE
=
T0
m
r
1
I = S . T
(3.55)
E
E
0
denklemleri ile hesaplanmıştır.
3.7 Toplam tersinmezlik
Sistemdeki bütün bileşenlerin tersinmezlik değerleri belirlendikten sonra sistemin
toplam tersinmezliği aşağıdaki denklem ile hesaplanır.
.
. . . . .
I toplam = IE
+ IC
+ IGS
+ IGV
+ IAK
(3.56)
3.8 İkinci yasa verimi
m
r
e e
η II =
& .( − 5 2
)
(3.57)
W
c
Sistemin ikinci yasa verimi yukarıdaki denklemden elde edilmiştir.
32

3.9 Termoekonomik optimizasyon
Endüstriyel uygulamalar açısından termoekonomik analizler önem arz etmektedir.
Termodonamiğin birinci kanunu iç enerji ve entalpi kavramlarının yanı sıra
termodinamiğin ikinci kanunu entropi ve ekserji kavramları günümüzde daha yaygın
olarak kullanılmaktadır.
Temodinamiğin ikinci kanunu ile yapılan analizlerde temel amaç; termodinamik
kayıplara yol açan sistem bileşenleri ve kayıplar belirlendikten sonra, seçilen
parametreyi optimize etmektir. Bir sistem için, ekserji giderleri ile sermaye maliyet
giderleri arasında sistemin maliyetini en aza indirmek termoekonomik
optimizasyonun amacıdır. Optimizasyon prosedüründe ekserji metodunun
kullanılmasının avantajı, sistemin çeşitli elemanlarının tek tek optimize
edilebilmesidir.
Termoekonomik analiz sistem bileşenlerinin enerji ve maliyet bilançosunu, sistem
ömrünü de dikkate alınarak uzun yıllar bazında değerlendirme olanağı yaratmaktadır.
Bu sayede; sistemin ilk yatırım, işletme (elektrik) ve bakım onarım gibi
masraflarının tümüne, çalışma maliyetlerinin nasıl etki ettiği
değerlendirilebilmektedir. Sistemin toplam maliyetini minumuma indirecek dizayn
koşulları termoekonomik optimizasyon prensipleri çerçevesinde
belirlenebilmektedir. İlk olarak optimizasyon prosesinde kullanılacak sistem
parametreleri seçilir, sonra tersinmezlik eşitlikleri ve sonunda her bileşenin
termoekonomik olarak ilişkileri elde edilir (Dingeç, 1999).
Matematiksel modeller ve simülasyon programlarına dayanan optimizasyon
tekniklerinden farklı olarak termoekonomik analizler sistemin tüm termodinamik ve
ekonomik verimini arttırmaya yarayan yapısal değişimler hakkında öneriler ve
gösterimler sunar (D’Accadia ,1998).
Optimizasyon uygulamalarında dikkat edilecek husus, parametrelerin doğru ve
uygun olarak seçimidir.
33

3.10 Yapısal bağ katsayıları (CSB)
İncelenecek bir ısıl sistemin ekserji analizi tanımlandığında, belirlenen çeşitli ekserji
akışlarının ve tersinmezliklerin karşılaştırılması, sistem yapısının irdelenmesinde
önemli bir başlangıç oluşturur. Ancak çeşitli seçeneklerin karşılaştırılmasında ilk
aşama olan alt sistemlerin ve optimize edilecek parametrelerin seçimi, yakın zamana
kadar büyük ölçüde sezgiye dayanmaktaydı. Bunun yetersiz kaldığı durumlarda
bütün olasılıkları gelişigüzel yada sistematik olarak oluşturup incelemek yöntemine
başvurmak gerekiyordu. Son yıllarda gelişen yapısal bağ katsayıları yöntemi bu
konuda sağlanan önemli bir ilerlemedir. Bu katsayıların belirlenmesiyle, seçilen bir
parametredeki değişmeden kaynaklanan bölgesel tersinmezlik ve ekserji
akışlarındaki değişmenin, tüm sistemde oluşan tersinmezlik veya ekserji girdisindeki
değişmeye oranı ortaya çıkmaktadır. Beyer’in başlattığı ve sürekli gelişmekte olan bu
metot, sistem yapısının irdelenmesi, elemanların optimizasyonu ve fiyatlandırma
hesaplarında yararlı olmaktadır.
Düzgün rejimde işleyen bir sistem (soğutma sistemi, ısıtma sistemi) ve onu oluşturan
elemanları (ısı eşanjörleri, kompresör) göz önüne alınacak olursa, sistemin herhangi
bir k elemanının tersinmezliği I k ’nın ve toplam tersinmezlik I T ’nin sistem
parametresi x i ’ye bağlı olarak oransal değişimi (Kotas, 1985).
∂I
∂x
T
i
σ
k,i
=
(3.58)
∂I
k
∂x
i
olarak ifade edilir ve k elemanının x i değişkeni açısından yapısal bağ katsayısı olarak
tanımlanır. Burada, I k , sistemdeki k’ıncı elemanın tersinmezliği, x i , sistem
parametresi, σ k,i , sistemdeki k’ıncı elemanın tersinmezliğini etkileyen x i sistem
parametresinin yapısal bağ katsayısıdır. Burada sistemin denge durumunda olduğu ve
sisteme giren enerjinin değişmez kalitede olduğu kabul edilmektedir. Böylece sistem
tersinmezliğindeki azalma, doğrudan gerekli girdi azalmasını vermektedir. x i ,
parametresindeki bir değişimin sistem üzerindeki etkisi, çıkış ekserjisi sabit iken
girişteki ekserji miktarını değiştirir.
34

CSB değerleri, mümkün olan farklı değer aralıkları için ayrı bir önem kazanır. CSB
için yapılan basit bir irdeleme aşağıdaki sonuçları ortaya koymaktadır.
a) σ 1
k ,i
>
x i değerini değiştirerek k elemanındaki ekserji kaybı değiştirilirse (azaltılırsa) bütün
sistemdeki ekserji kaybı daha büyük oranda değişiyor (azalıyor) demektir. Bu
durumda ilk olarak k elemanını optimize edilmelidir. Çünkü sistemi en çok etkileyen
elemandır.
b) σ 1
k ,i
<
Bütün sistemdeki bir performans artışı, k elemanının performansından az olmaktadır,
yani x i parametresinin k elemanında ekserji kaybını azaltan bir değişimi, k dışındaki
elemanlarda daha büyük oranda ekserji kaybına neden olmaktadır. k’ıncı elemanın
tersinmezliğin azalması, diğer elemanların tersinmezliğini arttırır. Bu durumda x i
değerinin değişimiyle bütün sistemde sağlanacak yarar sınırlıdır (istenmeyen sistem
yapısı).
c) σ 0
k ,i
=
k’ıncı elemanın performansının arttırılması, diğer elemanların performansının
azalmasıyla dengelenir. Böylece sistem verimi etkilenmez.
d) σ 0
k ,i
<
x i parametresi, diğer elemanları k’ıncı elemandan daha çok etkiler. k’ıncı elemanın
tersinmezliğinin azaltılması, diğer elemanların tersinmezliğini büyük oranda arttırır
(Koçoğlu, 1993).
3.11 Termoekonomik optimizasyon denklemi
Sistemin ekserji balansı dikkate alındığında, sistemin tersinmezliğinin değişiminin,
girişteki ekserji değişimine eşit olduğu tespit edilir (Kotas, 1985).
E & = E&
& I , E& çııkı
= sbt
(3.59)
giriş
cııkı
T
Δ E & = Δ&
(3.60)
giriş
I T
35

3.60 denklemine göre, sistemin tersinmezliğinin değişimi, girişteki ekserji
değişimine eşittir.
Optimizasyon için amaç fonksiyon, yıllık toplam işletme maliyetini içeren
denklemdir (Kotas, 1985).
T
i
op
in
in
i
n
∑
C C
C
C ( x ) = t C E ( x ) + a C ( x + b (3.61)
1=
1
1 i)
Denklemler (3.59) ve (3.61)’in, x i sistem parametresine göre türevleri alınırsa;
∂E
∂x
in
i
∂I
=
∂x
T
i
(3.62)
∂C
∂x
T
i
= t
op
C
in
∂E
∂x
in
i
+ a
∂C
x
n
C 1
∑
1= 1 ∂
i
(3.63)
Denklem (3.62), (3.63) denkleminde yerine konursa:
∂C
∂x
T
i
= t
op
C
in
∂I
∂x
T
i
+ a
n C
C ∂C1
∑
1= 1 ∂xi
(3.64)
(3.64) numaralı denklemin sağ tarafındaki ikinci terim tekrar düzenlenirse:
a
C
n
∑
∂C
∂x
C
1
= a
C
1= 1 i
1=
1
n
∑
∂C
∂x
C
'
1
i
+ a
C
∂C
∂x
C
k
i
(3.65)
Bu denklemde l’≠k’dır. Yani l’ altsimgesi, optimizasyonun uygulandığı eleman hariç
sistemin herhangi bir elemanını temsil etmektedir. Bu denklemin sağ tarafındaki ilk
terim tekrar düzenlenirse;
∂C
∂C
n C
n C
'
1
∂I
'
k 1
∑ = ∑
'
1 = 1 ∂x
i
∂x
'
i 1 = 1 ∂I
k
(3.66)
36

Buradan da
ξ
k,i
=
∂C
n C
'
1
∑'
1 = 1 ∂I
k
(3.67)
elde edilir.
ξ
k, i
ile ifade edilen terim sermaye maliyet katsayısıdır.
(3.64), (3.65), (3.66) ve (3.67) numaralı denklemler tekrar düzenlenirse;
∂C
∂x
T
i
= t
op
C
in
∂I
∂x
T
i
+ a
C
∂I
∂x
∂C
C
k
C k
ξ
k , i
+ a
i
∂xi
(3.68)
Denklem (3.58)’den;
∂I
∂x
T
i
=
∂I
k
σ
k,
i
(3.69)
∂xi
Denklem (3.68), denklem (3.69)’da yerine konursa;
∂C
∂x
T
i
= t
op
C
∂I
∂I
∂C
C
k C k
C k
inσ k , i
+ a ξk
, i
+ a
∂xi
∂xi
∂xi
(3.70)
Denklemi elde edilir. Denklemin sağ tarafındaki ilk terim, tersinmezliğin toplam
maliyetinin x i parametresi ile değişimini göstermektedir, ikinci terim, optimize edilen
elemanın tersinmezliğinin değişimiyle diğer elemanların maliyetindeki değişimi
göstermektedir. Üçüncü terim ise optimize edilen elemanın maliyetinin x i
parametresi ile değişimini temsil etmektedir. Denklem (3.70) tekrar düzenlenirse,
∂C
∂x
T
i
= t
op
⎛
⎜C
⎝
a
⎞ ∂I
∂C
C
C
k C k
inσ ⎟
k, i
+ ξk,
i
+ a
(3.71)
t
op
∂xi
∂xi
⎠
∂C
∂x
T
i
= t
op
C
∂I
∂C
C
I k C k
k , i
+ a
∂xi
∂xi
(3.72)
37

Burada, C I k,i terimi;
C
I
k,i
C
a
= Cinσk,i
+ ξk,i
(3.73)
t
op
şeklinde tanımlanmıştır ve lokal tersinmezlik birim maliyetidir (Kotas, 1985).
Toplam maliyet C T ’yi optimize etmek için denklem (3.72) sıfıra eşitlenirse;
⎛ ∂I
k
⎜
⎝ ∂xi
⎞
⎟
⎠
opt
c
a
= −
t C
op
I
k , i
∂C
∂x
C
k
i
(3.74)
denklemi elde edilir. Bu denklem, sistemin k’nıncı elemanının x i parametresine göre
termoekonomik optimizasyon denklemidir.
Değişik sistem elemanlarındaki tersinmezliklerin termoekonomik eşitsizliğinin bir
belirtisi olan lokal tersinmezlik birim maliyeti C I k,i ile optimizasyon eşitliği, tüm
sistem yerine sadece optimize edilecek sistem elemanının parametresini içerir.
Sermaye maliyet katsayısı ζ k,i ise, optimize edilen elemanın dışındaki elemanların
sermaye maliyet değişimini gösterir (Kotas, 1985).
3.12 Termoekonomik optimizasyon prosedürü
Optimizasyon uygulamalarında en önemli karar, parametrelerin doğru ve uygun
olarak seçimidir. Optimize edilen k elemanını etkileyen I k (x i ) ve C C k (x i )
fonksiyonları ile x i parametresine göre türevlerinin hesaplanmasına olanak sağlayan
parametrelerin seçilmesi, gerekiyorsa oluşturulması lazımdır. Bu konuda tecrübe ve
deneme-yanılma işlemi kolaylaştırır. Mevcut çalışmalar, ısı eşanjörleri için toplam ısı
transferi alanının uygun bir parametre olduğunu göstermiştir. Toplam maliyet, belli
bir sistem için ısı transferi alanı cinsinden yazılabilir. Tersinmezlik kaybı ile alan
arasındaki ilişki, ısı eşanjörü geometrik optimizasyonu yapılırken elde edilir. Türbin,
kompresör gibi elemanlar için ise izentropik verim uygun parametredir (İleri, 1990).
38

Herhangi bir eşanjör dizaynı için sermaye maliyeti genellikle, eşanjörün ısı transfer
alanının fonksiyonu olan bir denklem ile belirtilir. Buradan hareketle, C C k = C C k (A k )
gibi bir denklemden ∂C C k /∂A k türevi elde edilebilir. Diğer bir gerekli fonksiyon olan
I k =I k (A k ), verilen çalışma şartları için eşanjörün ısı transferi karakteristiklerinden
formüle edilebilir.
Denklem (3.74)’in grafiksel çözümü Şekil 3.1’de gösterilmiştir. Şekildeki iki eğrinin
kesişim noktası, optimum ısı transfer alanı (A k ) opt ’nın değerini belirler. Isı transfer
alanı (A k ) opt ‘dan (I k ) opt ve (C C k) opt gibi özellikler de belirlenebilir (Kotas,1985).
Şekil 3.1. Isı eşanjörünün optimum ısı transfer alanının grafiksel olarak belirlenmesi
(Kızılkan, 2004)
Bir sistemin herhangi bir elemanı optimize edildiği zaman, ürünün birim maliyetinin
azalma olasılığının olup olmadığını belirlemek için, optimizasyon prosedürü diğer
elemanlara da uygulanır. Genel olarak, sistemin elemanları arasındaki ortak
etkileşimden veya bağlardan dolayı, bu tip bir optimizasyon mutlaka tekrarlanarak
yapılmalıdır.
Bu optimizasyon tekniğinde sisteme giren ekserji, kompresör vasıtasıyla elektrik
enerjisinin verilmesi olarak kabul edilmiştir. İşletme maliyeti, elektrik enerjisi
tüketimiyle hesaplanacaktır.
39

3.13 Sistem elemanlarının termoekonomik optimizasyonu
3.13.1 Evaporatör için genel termoekonomik optimizasyon eşitliği
Termoekonomik optimizasyon eşitliği denklem 3.74, evaporatör için yazılırsa;
⎛ ∂I
⎜
⎝ ∂A
E
E
⎞
⎟
⎠
opt
C
a
= −
t C
op
I
E
C
∂C
E
. (3.75)
∂A
E
Bu denklemdeki ifadelerin açılımları yazılırsa;
C
I
E
C
a
= CinσE
+ ξE
(3.76)
t
op
∂IT
∂A
E
σ
E
=
∂IE
= 1
(3.77)
∂A
E
ζ
E
C
⎛ ∂C
⎜
⎜ ∂A
=
⎜ ∂I
⎜
⎝ ∂A
AK
AK
T
AK
+
∂C
∂A
∂I
∂A
C
GS
GS
T
GS
⎞
⎟
⎟
⎟
⎟
⎠
(3.78)
Sermaye maliyet katsayısı olan denklem 3.78’daki terimler ayrı ayrı yazılırsa;
∂C
∂I
C
gs
E
⎛ ∂C
=
⎜
⎝ ∂I
C
gs
T
⎞⎛
∂I
⎟
⎜
⎠⎝
∂I
T
E
⎛ ∂C
⎜
⎞ ⎜ ∂A
⎟ = ⎜
⎠ ∂I
⎜
⎝
∂A
C
gs
gs
T
gs
⎞
⎟⎛
∂I
⎜
⎟⎜
∂A
⎟⎜
∂I
⎟
⎜
⎠⎝
∂A
T
E
E
E
⎞ ⎛ ∂C
⎟ ⎜
⎟ ⎜ ∂A
=
⎟ ⎜ ∂I
⎟ ⎜
⎠
⎝
∂A
C
gs
gs
T
gs
⎞
⎟
⎟
⎟σ
⎟
⎠
E
(3.79)
∂C
∂I
C
ak
E
⎛ ∂C
=
⎜
⎝ ∂I
C
ak
T
⎞⎛
∂I
⎟
⎜
⎠⎝
∂I
T
E
⎛ ∂C
⎜
⎞ ⎜ ∂A
⎟ =
⎜
⎠ ∂I
⎜
⎝ ∂A
C
ak
ak
T
ak
⎞⎛
∂I
⎟⎜
⎟⎜
∂A
⎟⎜
∂I
⎟⎜
⎠⎝
∂A
T
E
E
E
⎞ ⎛ ∂C
⎟ ⎜
⎟ ⎜ ∂A
=
⎟ ⎜ ∂I
⎟ ⎜
⎠ ⎝ ∂A
C
ak
ak
T
ak
⎞
⎟
⎟
⎟
σ
⎟
⎠
E
(3.80)
40

∂C
∂I
C
EV
E
= 0
(3.81)
Denklem 3.81 ’de, genleşme valfi maliyetindeki değişim tersinmezlik oranından
etkilenmez, çünkü genleşme valfinin maliyeti diğer maliyetlere göre çok düşüktür.
Bu yüzden genleşme valfi maliyetindeki değişim sıfır alınarak ihmal edilmiştir.
Optimizasyon prosedürünün tümünde bu kabul uygulanacaktır.
ζ
E
C
⎛ ∂C
⎜
⎜ ∂A
=
⎜ ∂I
⎜
⎝ ∂A
AK
AK
T
AK
+
∂C
∂A
∂I
∂A
C
GS
GS
T
GS
⎞
⎟
⎟
⎟
⎟
⎠
(3.82)
Denklemi elde edilir bu denklem evaporatör için termoekonomik optimizasyon
denklemidir.
⎛ ∂I
⎜
⎝ ∂A
E
E
⎞
⎟
⎠
opt
= −
T
a
op
C
C
in
σ
E
1
⎛
⎜
∂C
⎜ ∂A
+ ⎜ ∂I
⎜
⎝
∂A
C
AK
AK
T
AK
+
∂C
∂A
∂I
∂A
C
gs
gs
T
gs
⎞
⎟
⎟
⎟σ
E
⎟
⎠
∂C
∂A
C
E
E
(3.83)
3.13.2 Gaz soğutucusunun termoekonomik optimizasyon eşitliği
Evaporatör için uygulanan işlemler gaz soğutucu içinde uygulanırsa, gaz soğutucu
için termoekonomik optimizasyon eşitliği ortaya çıkar.
⎛ ∂I
⎜
⎝ ∂A
gs
gs
⎞
⎟
⎠
opt
= −
t
op
a
C
C
I
gs
C
∂C
gs
. (3.84)
∂A
gs
41

⎛ ∂I
⎜
⎝ ∂A
gs
gs
⎞
⎟
⎠
opt
= −
T
a
op
C
C
in
σ
gs
1
⎛ ∂C
⎜
⎜ ∂A
+
⎜ ∂I
⎜
⎝ ∂A
C
AK
AK
T
AK
+
∂C
∂A
∂I
∂A
C
E
E
T
E
⎞
⎟
⎟
⎟
σ
⎟
⎠
gs
∂C
∂A
C
gs
gs
(3.85)
3.13.3 Aşırı kızdırma eşanjörü için genel optimizasyon denklemi
Evaporatör için uygulanan işlemler aşırı kızdırma eşanjörü içinde uygulanırsa, aşırı
kızdırma eşanjörü için termoekonomik optimizasyon eşitliği ortaya çıkar.
⎛ ∂I
⎜
⎝ ∂A
AK
AK
⎞
⎟
⎠
opt
= −
t
op
a
C
C
I
AK
C
∂C
AK
. (3.86)
∂A
AK
⎛ ∂I
⎜
⎝ ∂A
AK
AK
⎞
⎟
⎠
opt
= −
T
a
op
C
C
in
σ
AK
1
⎛ ∂C
⎜
⎜ ∂A
+ ⎜ ∂I
⎜
⎝
∂A
C
gs
gs
T
gs
+
∂C
∂A
∂I
∂A
C
E
E
T
E
⎞
⎟
⎟
⎟σ
⎟
⎠
AK
∂C
∂A
C
AK
AK
(3.87)
3.14 Sistem elemanlarının formülasyonu
Denklem 3.88’ deki toplam tersinmezlik eşitliği kullanılarak her bir elemanın türevi
bulunabilir (Kızılkan,2004).
I
T
I
0
K gs A gs LMTD gs
T
p1 K A LMTD T . K
ak
A
ak
LMTD
ln +
E E E
ln
e2
+ m c ln
ak
e pe .
T
p1
− T
p2
T
p2
T
e2
− T
e3
T
e3
me
c pe T
e2
= (3.88)
3.14.1 Gaz soğutucu
∂I
∂A
T
gs
∂I
=
∂A
gs
gs
⎛
⎞ ⎡
⎜
∂ K
gs.
AgsLMTDgs
T
= T
⎟
0.
. ln
⎢
⎝ ∂Ags
Tp
1
−Tp2
⎠ ⎢⎣
T
p1
p2
⎤
⎥
⎥⎦
(3.89)
42

∂I
∂A
T
gs
∂I
=
∂A
gs
gs
⎛ K ⎞ ⎡
gs.
LMTDgs
T
= T ⎜
⎟
0.
. ln
⎢
⎝ Tp
1
−Tp2
⎠ ⎢⎣
T
p1
p2
⎤
⎥
⎥⎦
(3.90)
3.14.2 Evaporatör
∂I
∂A
T
E
∂I
=
∂A
E
E
⎛ ∂ K
⎞ ⎡
E.
AE
LMTDE
T
= T
⎜
⎟
0.
. ln⎢
⎝ ∂AE
Te
2
−Te3
⎠ ⎣T
e2
e3
⎤
⎥
⎦
(3.91)
∂I
∂A
T
E
∂I
=
∂A
E
E
⎛ K ⎞ ⎡
E.
LMTDE
T
= T
⎜
⎟
0.
. ln⎢
⎝ Te
2
−Te3
⎠ ⎣T
e2
e3
⎤
⎥
⎦
(3.92)
3.14.3 Aşırı kızdırma eşanjörü
∂I
∂A
T
AK
∂I
=
∂A
AK
AK
⎡
⎢
= T ⎢
0.
−
⎢
⎢ T
⎢⎣
e2
K
⎡ K
. ⎢1
−
⎣
AK
AK
.LMTD
e
e
AK
.A
AK.LMTD
m .cp .T
e2
AK
⎤
⎥
⎥
⎤ ⎥
⎥ ⎥
⎦ ⎥⎦
(3.93)
Termoekonomik optimizasyon sermaye iyileşme katsayısı aşağıdaki denklemle
hesaplanır (Kotas, 1985).
N
c fy(1
+ fy)
a = (3.94)
N
(1 + fy)
−1
ƒ y , yıllık faiz oranı (%3.5).
N, sistemin kendisini amorti etme süresi (10 yıl).
C in = 0.912 $/kWh
T op = 1000 saat/yıl
Kompresörlü teorik soğutma çevriminin her bir elamanı için termoekonomik
optimizasyon eşitlikleri aşağıda verilmiştir. Bu denklemler kullanılarak optimum
eşanjör alanları tespit edilir.
43

44
c
in
op
a
C
t
G = (3.95)
p2
p1
p2
p1
gs
gs
0
gs
gs
c
1
T
T
)Ln
T
T
LMTD
K
(
T
A
C
G
−
∂
∂
= (3.96)
p2
p1
p2
p1
gs
gs
0
1
T
T
)Ln
T
T
LMTD
K
(
T
516,621
G
−
= (3.97)
e3
e2
e3
e2
e
e
0
e
e
c
2
T
T
)Ln
T
T
LMTD
K
(
T
A
C
G
−
∂
∂
= (3.98)
e3
e2
e3
e2
e
e
0
2
T
T
)Ln
T
T
LMTD
K
(
T
309,143
G
−
= (3.99)
⎟
⎟
⎟
⎟
⎟
⎠
⎞
⎜
⎜
⎜
⎜
⎜
⎝
⎛
⎟
⎟
⎠
⎞
⎜
⎜
⎝
⎛ −
−
−
∂
∂
=
2
2
0
3
.
.
.
.
1
.
1
e
su
e
ak
ak
ak
e
ak
ak
ak
ak
c
T
cp
m
LMTD
A
K
T
L
K
T
A
C
G
&
(3.100)
⎟
⎟
⎟
⎟
⎟
⎠
⎞
⎜
⎜
⎜
⎜
⎜
⎝
⎛
⎟
⎟
⎠
⎞
⎜
⎜
⎝
⎛ −
−
−
=
2
2
0
3
.
.
.
.
1
.
.
1
309,143
e
su
e
ak
ak
ak
e
ak
ak
T
cp
m
LMTD
A
K
T
L
K
T
G
&
(3.101)

Bu çalışmada, ısı eşanjörü tasarımı yapılırken ortalama logaritmik sıcaklık farkı
yöntemi (Logarithmic Mean Temperature Difference, LMTD) kullanılmıştır.
Kompresörlü teorik soğutma sisteminin iç içe borulu ısı eşanjörleri için genel ısı
transferi denklemleri (Rohsenow ve Hartnett, 1973);
Q = K.
A.
LMTD
(3.102)
Q = m& . c pΔT
(3.103)
K
=
1
h
i
1
δ
w
+
k
w
1
+
h
0
(3.104)
Yukarıdaki denklemlerde h, ısı taşınım katsayısını, δw, boru et kalınlığını, kw,
borunun ısı transferi katsayısını, i alt indisi girişi, o alt indisi de çıkışı, h ve c alt
indisleri ise sıcak ve soğuk akışkanları göstermektedir. Isı iletim katsayıları denklem
3.104 den hesaplanmış ve çizelge 3.2 de gösterilmiştir.
Çizelge 3.2. Ortalama ısı iletim katsayıları
Isı iletim katsayısı, K
(kW/m 2 K)
K e 0,9982
K ak 0,3993
K gs 1,348
Analizi yapılan soğutma sistemindeki ısı eşanjörlerinin sıcaklık dağılım profilleri
şekil 3.5’ de gösterilmiştir.
45

Şekil 3.2. Isı eşanjörlerinin sıcaklık dağılım profilleri
( T − T ) − ( T − T )
h,i
e,0
h,0
LMTD =
(3.105)
⎡Th,i
− Te,0
⎤
ln⎢
⎥
⎣Th,0
− Te,i
⎦
e,i
Sıcaklık profillerine göre, tüm ısı eşanjörleri için ortalama sıcaklık farkı değerleri
denklem 3.105’e göre belirlenebilir.
( T − T ) − ( T − T )
e2
1 e3
5
LMTDE =
(3.106)
⎡Te2
− T1
⎤
ln⎢
⎥
⎣Te3
− T5
⎦
( T − T ) − ( T − T )
e1
2 e2
1
LMTDAK =
(3.107)
⎡T
− ⎤
e1
T2
ln⎢
⎥
⎣Te
2
− T1
⎦
46

LMTD
gs
( T3
− Tp
1) − ( T4
− Tp2
)
[( T − T ) − ( T − T )]
= (3.108)
ln
3
p1
4
p2
Her bir sistem elemanlarının türevleri alınarak termoekonomik optimizasyon
eşitliklerine yazılırsa;
⎛ ∂I
⎜
⎝ ∂A
gs
gs
⎞
⎟
⎠
opt
C
⎛ ∂C
gs ⎞
⎜
⎟
⎜ ∂Ags
⎟
= ⎜
G + G +
⎟
⎜ 2
G 3
⎟
⎝
⎠
(3.109)
B ⎡ 516,621 ⎤
= −⎢
⎥
⎣G
+ G2
+ G
(3.110)
gsopt 3 ⎦
⎛ ∂I
⎜
⎝ ∂A
E
E
⎞
⎟
⎠
opt
C
⎛ ∂C
E
⎜
⎜ ∂A
E
=
⎜ G + G1
+ G
⎜
⎝
3
⎞
⎟
⎟
⎟
⎟
⎠
(3.111)
B ⎡ 309,143 ⎤
= −⎢
⎥
⎣G
+ G1
+ G
(3.112)
Eopt 3 ⎦
Elde edilir. Bu denklemler, teorik soğutma sisteminin her bir elemanı için
termoekonomik optimizasyon eşitlikleridir. Bu denklemler kullanılarak optimum
eşanjör alanları tespit edilir ve optimum sistem yapısını oluşturan parametreler
belirlenir.
Eşanjör alanları ve bunlara karşılık gelen eşanjör maliyetleri hesaplanırken aşağıdaki
denklemler kullanılmıştır (Kızılkan, 2004).
C
C
C
GS
C
E
= 516.621A
= 309.143A
E
K
+ 268.45
(3.113)
+ 231.915
(3.114)
47

3.15 Kritik nokta üstü çevrimli CO 2 soğutma sistemlerinde optimum gaz
soğutucu basıncı için bir korelâsyon
Kritik nokta üstü karbondioksit (R744) soğutma çevrimlerinde, gaz soğutucu basıncı
sistemin enerji ve ekserji verimliliği açısından çok önemli bir tasarım parametresidir.
Optimum gaz soğutucu basıncı, R744 soğutkanı için sistemdeki buharlaşma
sıcaklığının ve gaz soğutucudan çıkış sıcaklığının bir fonksiyonudur. Elde edilen
korelasyon –25 o C < T b < 0 o C ve 30 o C < T gs,ç < 55 o C aralıkları için geçerlidir. Bu
buharlaşma ve gaz soğutucu çıkış sıcaklıkları aralıklarında, optimum gaz soğutucu
basıncı değerleri üç boyutlu grafik yardımıyla sunulmuştur. Ele alınan buharlaşma
sıcaklığı aralığı, literatürdeki çalışmalardan daha geniş olması yönüyle önem arz
etmektedir. Literatürde optimum gaz soğutucu basıncı için verilen bir korelasyon ile
bu çalışma sonucunda elde edilen korelasyonun karşılaştırması da sunulmuştur.
Küresel ısınma gerçeğinin günümüzde ciddi boyutlara ulaşması, enerji tüketen ve
sera etkisi oluşturan gazları atmosfere verme potansiyelleri olan soğutma sistemleri
ve klimalar gibi cihazlar ile ilgili bir takım yenilikçi fikirler ortaya çıkarmıştır.
Bunların başında sistem içerisinde kullanılan soğutucu akışkanların CO 2 (R-744) ile
değiştirilmesi gelmektedir. CFC (Kloroflorokarbon) ve HCFC
(Hidrokloroflorokarbon) olarak adlandırılan soğutkanların ozon tabakasını delmesi
ve yüksek küresel ısınma potansiyellerine (GWP) sahip olmaları sebepleri ile 1996
yılından bu yana yeni kurulan sistemlerde kullanımları yasaklanmıştır (Özgür ve
Bayrakçı, 2008). Bu sebeple soğutma sistemlerinde kullanılacak akışkanlar açısından
bir alternatife ihtiyaç duyulmuş ve ozon tabakasını delme potansiyeli (ODP) sıfır
olan ve HFC (Hidroflorokarbon) olarak adlandırılan soğutkanlar kullanılmaya
başlanmıştır. Fakat bu akışkanların GWP değerlerinin oldukça yüksek olması ve bu
akışkanların atmosfere salınmaları veya kaçak yolu ile karışmaları küresel ısınmanın
temel sebeplerinden birini oluşturmuştur. Bundan dolayı, HFC akışkanların kullanımı
konusunda da yakın gelecekte bir yasaklanma beklenmektedir. İlk yasak, en çok
bilinen HFC akışkanlardan olan, HFC-134a için Danimarka’da 2007 yılında
getirilmiştir (Bellstedt vd., 2002). Bu yasak 10 kg.’ın üstünde soğutkan içeren
sistemlerde HFC-134a kullanımını yasaklamaktadır. Ayrıca 2011 yılından itibaren
Avrupa Birliği üyesi ülkelerde araç kliması sistemlerinde HFC-134a kullanımı
48

yasaklanacaktır ve bu akışkan yerine R-744 kullanılacaktır (Neksa, 2004). Otomotiv
endüstrisi bu konu üzerinde yoğun araştırmalara devam etmektedir. HFC-134a
soğutkanının GWP değerinin 1300 ve CO 2 soğutkanının GWP değeri ise 1’dir. Bu
aradaki fark, otomobil klimaları gibi çevreye soğutkan emisyonu kaçırma ihtimali
yüksek olan sistemlerde HFC-134a kullanımının durdurulmasına neden olmaktadır.
CO 2 kullanılan soğutma sistemlerinin verimliliği arttırılması için birçok çalışma
yapılmaktadır. Ayrıca bu sistemler içerisindeki basınç, konvansiyonel sistemlere göre
daha yüksektir. Konvansiyonel sistemlerde yoğuşturucu olarak adlandırılan parça
yerine kritik nokta üstü R-744 çevrimlerinde gaz soğutucu kullanılmaktadır.
Sistemden ısı atımı, karbondioksitin kritik nokta basıncının ve sıcaklığının üstünde
(P kr = 7.38 MPa, T kr = 31.1 o C) olmaktadır. Bundan dolayı, karbondioksit bu süreçte
yoğuşmamaktadır ve karbondioksitin sıcaklığı, gaz soğutucu içinde sürekli azalarak
değişmektedir. Yoğuşma ise kısma valfine giren kızgın karbondioksit buharının,
kısma valfi çıkışında ıslak buhara dönüşmesi ile olmaktadır. Sistemin detayları ile
ilgili daha ayrıntılı bilgiler, ilgili literatürün incelenmesi ile elde edilebilir (Neksa
vd., 1998, Laipradit vd. 2008, Rozhentsev ve Wang, 2008, Groll ve Kim, 2007, Kim
vd., 2004, Bullard vd., 2005).
Kritik nokta üstü CO 2 çevrimlerinin verimliliği açısından gaz soğutucu basıncı ve
gaz soğutucudan çıkan CO 2 ’in sıcaklığı çok büyük öneme sahiptir (Özgür, 2008). Bu
sistemlerin enerji ve ekserji verimleri, belirli bir gaz soğutucu basıncında optimum
bir değere ulaşır. Bu optimum değer aynı zamanda diğer tasarım ve çalışma
parametrelerine göre de artma ve azalma eğilimi gösterir. Kauf tarafından 1999
yılında yapılan bir çalışmada optimum gaz soğutucu basıncını sadece çevre havası
sıcaklığına bağlı olarak sunmuştur (Kauf, 1999). Kauf tarafından önerilen
korelasyon;
P opt,gs = 2.6 T çevre (3.115)
şeklindedir. Bu ifade sadece 35 o C ile 50 o C çevre sıcaklıklarında geçerlidir. Chen ve
Gu tarafından 2005 yılında yapılan bir çalışmada, optimum gaz soğutucu basıncı
49

yine çevre havası sıcaklığına bağlı olarak verilmiştir ve
P opt,gs = A.T çevre + B (3.116)
ifadesi ile matematiksel olarak sunmuşlardır (Chen ve Gu, 2005). Burada A ve B
sabit katsayıları ifade etmektedir. Yine bu ifade 30 o C ile 50 o C çevre sıcaklıklarında
geçerlidir. Liao vd. tarafından 2000 yılında yapılan bir çalışmada ise optimum gaz
soğutucu basıncı;
P opt,gs = (2.778 – 0.0157.T b ).T 4 + (0.381.T b – 9.34) (3.117)
ifadesi ile sunulmuştur (Liao vd., 2000). Burada T b , CO 2 ’in buharlaştırıcıdaki
buharlaşma sıcaklığı ve T 4 ise CO 2 ’in gaz soğutucudan çıkış sıcaklığıdır ve şekil 1.3
de görülen P-h diyagramındaki 4 noktasının sıcaklığını ifade etmektedir. Bu
korelasyon –10 o C < T b < 20 o C ve 30 o C < T 4 < 60 o C aralığında geçerlidir.
Bu çalışmanın amacı, kritik nokta üstü CO 2 çevrimlerine göre çalışan soğutma ve ısı
pompası sistemlerinin verimliliği açısından büyük bir öneme sahip olan optimum gaz
soğutucu basıncı değerini, buharlaşma ve CO 2 ’in gaz soğutucudan çıkış sıcaklığına
göre hassas olarak veren yeni bir korelasyon sunmaktır. Bu çalışmada ele alınan
buharlaşma sıcaklığı aralığı ise literatürdeki çalışmalara göre daha geniş seçilmiştir
(–25 o C < T b < 0 o C). Böylelikle derin soğutma uygulamalarındaki buharlaşma
sıcaklıkları aralıkları da dikkate alınmıştır. CO 2 ’in gaz soğutucudan çıkış sıcaklığı
aralığı ise 30 o C < T 4 < 55 o C olarak seçilmiştir. Bu sıcaklığın 55 o C değerinin üstüne
çıkması durumunda sistem verimi çok düşük değerlere ulaşmaktadır. Günümüzde
genellikle su soğutmalı gaz soğutucular ile çalışan CO 2 soğutma sistemlerinde,
CO 2 ’in gaz soğutucudan çıkış sıcaklığının 55 o C değerinin üstüne çıkması olağan bir
durum değildir.
Kritik nokta üstü CO 2 soğutma çevrimi için optimum gaz soğutucu basıncının
hesaplanması amacıyla tek kademeli bir çevrim ele alınmıştır. Çevrimde sistem
elemanları içerisinde oluşan basınç kayıpları ihmal edilmiştir. CO 2 ’in hacimsel ısı
50

transfer kapasitesi, q v , yüksek bir akışkandır. Kim vd. tarafından bu kapasite 0 o C
için 22.545 kJ/m 3 olarak verilmiştir. Bu değer CFC, HCFC, HFC ve HC akışkanların
volümetrik ısı transfer kapasitelerine göre 3-10 kat daha yüksektir (Kim vd., 2004).
Bu sebeple aynı kapasite değerleri için, CO 2 soğutkanlı sistem boyutları, diğer
konvansiyonel sistemlerin boyutlarına göre küçüktür. Ayrıca sistemdeki CO 2 debisi,
sistemin çalışma şartlarına bağlı olarak değişkenlik arz eder ve konvansiyonel
akışkanlı sistemlere göre düşüktür. Bu durumda da sürtünme sebebi ile gerçekleşen
basınç kayıplarının çok az olmasına neden olmaktadır.
Çevrimde aşırı kızdırma değeri 10 o C olarak alınmıştır. Bu değer birçok CO 2 çevrimli
sistemler için uygundur. Bu değerin daha da arttırılması, kompresör çıkışındaki CO 2
sıcaklığını da arttıracağından dolayı istenmez. Aksi takdirde kompresör yapısında
bozulmalar olabilir. Bu şekilden de görüldüğü gibi CO 2 gaz soğutucu da sıvı hale
getirilmemektedir ve CO 2 ’nin sıcaklığı bu süreç boyunca değişkendir. Kompresör
tarafından CO 2 ’in sıkıştırılması izentropik bir olay olarak ele alınmamıştır.
Kompresörün izentropik verimi Robinson ve Groll tarafından verilen 3.118 numaralı
ifade ile hesaplanmıştır (Robinson ve Groll, 1998).
η
k
2
3
⎛ ⎛ P ⎛ ⎛ ⎞⎞
⎛ ⎛ ⎞⎞
gs ⎞⎞
⎜ ⎜⎛
Pgs
⎞ ⎟⎟
⎜ ⎜⎛
Pgs
⎞
= 0 .815 + ⎜ ⎟ −
+
⎟⎟
⎜ ⎜
⎜
⎟
⎜ ⎜
⎜
⎟
0.022
⎜
⎟
0.041
0.0001
(3.118)
⎟⎟
⎟⎟
⎝ ⎝ Pb
⎠⎠
⎝ ⎝⎝
Pb
⎠ ⎠⎠
⎝ ⎝⎝
Pb
⎠ ⎠⎠
Bu ifade de P gs gaz soğutucu basıncıdır ve optimum değerlerinin elde edilebilmesi
için aşağıda termodinamiğin 1. yasası denklemleri ile birlikte çözümlenmesi
gerekmektedir. Birinci yasa verimi, kritik nokta üstü çevrimli CO 2 soğutma
sistemlerinde belirli bir gaz soğutucu basıncı için maksimuma ulaşır. Bu basıncın
optimum gaz soğutucu basıncı olarak adlandırılır ve sistemin çalışma şartlarına bağlı
olarak değişkenlik arz eder. Bu çalışmada da 625 değişik sistem çalışma şartları için
bu optimum gaz soğutucu basıncı değerleri incelenmiştir. COP değerinin maksimuma
ulaşmasını sağlayan bu gaz soğutucu basıncına ise optimum gaz soğutucu basıncı
denir. Bu çalışmada denklemler bir bilgisayar programında (EES) çözülmüştür.
CO 2 ’in termodinamik özelikleri ve denklemlerin çözümü bu paket program
yardımıyla elde edilmiştir (Klein, 2006). Bu program içerisinde yer alan R–744
51

(CO 2 ) akışkan kütüphanesi, Span ve Wagner (1996) tarafından elde edilen eşilişkileri
kullanmaktadır (Span ve Wagner, 1996).
Programdan elde edilen optimum gaz soğutucu basınç değerleri –25 o C < T b < 0 o C
buharlaşma aralığında ve 30 o C < T 4 < 55 o C CO 2 ’in gaz soğutucudan çıkış sıcaklığı
aralıklarında listelenmiştir. Yukarıdaki şartlar için elde edilen 625 adet veri yine
başka bir istatistiki veri analizi yapan bir bilgisayar programı (Engineering Equation
Solver-EES) ile lineer olmayan regresyon analizi ile bir denklem haline getirilmiştir.
Optimum gaz soğutucu basıncının önemini vurgulamak için şekil 4.10 da verilen
grafik anlamlıdır. Burada T b = –10 o C, T 5 = 35 o C ve η k = 0.841 olması durumunda
sistemin COP değerinin gaz soğutucu basıncı ile değişimi gösterilmiştir. Bu grafikte
625 farklı şart için belirlenen optimum gaz soğutucu basıncı değerlerinden sadece bir
tanesi görülmektedir. Şekil 4.10 de görülen optimum gaz soğutucu basıncı yaklaşık
88.4 bar olarak görülmektedir.
Şekil 4.10 dan görüldüğü üzere, sistemin verimliliği gaz soğutucu basıncına aşırı
ölçüde bağımlıdır. Bu bağımlılık değişik sistem şartlarında artma veya azalma
eğilimi gösterse de optimum gaz soğutucu basıncı sistem verimliliği için önemini
kaybetmez. Çevre dostu R-744 soğutkanları kullanılan çevrimlerin enerjinin
verimliliğinin arttırılması açısından optimum gaz soğutucu basıncı doğru ve hassas
olarak belirlenmelidir. Bu çalışma sonucunda geçerlilik aralığı daha yüksek olan bir
korelasyon (eş ilişki) şu amaç için sunulmuştur. Elde edilen korelasyon lineer
olmayan bir denklemdir ve şöyle yazılabilir (Özgür vd., 2009);
P opt,gs = a + b.T b + c.T 4 + d.(T 4 ) 2 + e.(T 4 ) 3 (3.119)
Bu denklemin regresyon değeri R 2 = % 99.7 tür. Analiz sonuçlarını yüksek
geçerlilikle simgeleyen bu denklemdeki katsayılar ise Çizelge 3.3 de verilmiştir.
52

Çizelge 3.3. Denklem 3.119 daki sabitler
Sabit a b c d e
Değer 283.5689 -0.10102 -20.2585 0.59476 -0.00504
Denklem 3.119 ile elde edilen optimum gaz soğutucu basınçlarının buharlaşma
sıcaklığı ve CO 2 ’in gaz soğutucudan çıkış sıcaklığı ile değişimi şekil 4.21 de üç
boyutlu grafik ile verilmiştir. Bu grafikten görüldüğü gibi CO 2 ’in gaz soğutucudan
çıkış sıcaklığı (T 4 ) azaldıkça, optimum gaz soğutucu basıncı da daha düşük
değerlerde elde edilmektedir. Bu nedenle, CO 2 akışkanlı soğutma çevrimleri veya ısı
pompası çevrimlerinde, gaz soğutucunun ısı transfer kabiliyeti yüksek olmalıdır ki
daha düşük gaz soğutucu basınçlarına gereksinim duyulsun. Bilindiği üzere gaz
soğutucu basıncının artması, sistem kompresörünün çekeceği enerjinin de artması
anlamına gelmektedir. Buharlaşma sıcaklığının ise daha düşük değerlere indirilmesi
ile de optimum gaz soğutucu basıncında az oranda bir artış görülmektedir.
Denklem 3.119 ile verilen korelasyon, Liao vd. tarafından verilen korelasyon ile
kıyaslanmıştır ve bu kıyaslama şekil 4.22’ de sunulmuştur. Bu kıyaslama da
görülmektedir ki, Liao vd. ile tarafından önerilen korelasyon ile denklem 3.119’ da
verilen korelasyon, CO 2 ’in gaz soğutucudan çıkış sıcaklığı 50 o C oluncaya kadar
gayet iyi bir uyum göstermektedirler. Fakat 50 o C ile 55 o C aralığında bu uyum
bozulmaktadır. Denklem 3.119 ile verilen optimum gaz soğutucu basıncı değerleri
azalma eğilimi gösterirken, Liao vd. tarafından önerilen korelasyondan elde edilen
optimum gaz soğutucu basıncı değerleri artma eğilimini devam ettirmektedir. Fakat
gözden kaçırılmaması gereken husus bu noktada, CO 2 ’in kritik nokta üstü hal
durumunda olduğudur. CO 2 ’in LnP-h diyagramı incelenirse, kritik nokta üstündeki
izoterm eğrilerinin eğimlerinin yataylaşma ve dikleşme karakteristikleri dikkat çeker.
CO 2 ’in sıcaklığının 55 o C gibi kritik sıcaklığının çok üstüne çıkması durumunda ve
55 o C izoterminin dikleşme karakteristiği sebebi ile sistemin gaz soğutucu basıncının
arttırılması, sistemin enerji verimliliğinin kötüleşmesine sebep olur. Dolayısıyla
optimum gaz soğutucu basıncının 50
o C sıcaklıktan sonra düşme eğilimi
göstermesinin sebebi yukarıdaki gibi açıklanabilir.
53

4. ARAŞTIRMA BULGULARI
Şekil 4.1. Tersinmezliğin evaporatör (P 1 ) basıncı ile değişimi
Tersinmezliğin çeşitli evaporatör basınçlarıyla değişimi şekil 4.1 de verilmiştir. Bu
şekle göre evapratör basıncının artmasıyla sistemdeki gaz soğutucu ve aşırı kızdırma
tersinmezliklerindeki düşüşün nedeni sistemin evaporatör basıncının artmasıyla gaz
soğutucu arasındaki basınç değerleri birbirine yaklaşmaktadır. Bu yüzden gaz
soğutucusu ve aşırı kızdırma tarafındaki tersinmezlik azalmıştır. Evaporatör
tarafındaki tersinmezlik ise artış göstermiştir. Evaporatödeki basıncın artmasıyla
soğutma yapılacak ortamdan daha fazla ısı çekiliyor olmasından dolayı
evaparotördeki tersinmezlikte artış görülmektedir.
54

Şekil 4.2. Tersinmezliğin gaz soğutucusu basıncı (P gs ) ile değişimi
Tersinmezliğin çeşitli gaz soğutucusu basınçlarıyla değişimi şekil 4.2 de verilmiştir.
Şekilden de görüldüğü üzere gaz soğutucusu basıncının artmasıyla sistemdeki gaz
soğutucu tersinmezliğinde belirgin bir artış gözlemlenmiş ve aşırı kızdırma,
kompresör ve evaporatör tersinmezliklerinde de çok fazla değişim
gözlenmemektedir. Gaz soğutucusunda basıncın artması en çok gaz soğutucusunun
tersinmezliğine etki etmiştir. Gaz soğutucusu tersinmezliğindeki bu artış sistemin P-h
diyagramı da incelenecek olursa, kritik nokta üstündeki izoterm eğrilerinin
eğimlerinin yataylaşma ve dikleşme karakteristikleri dikkat çeker. CO 2 ’in
sıcaklığının 55 o C gibi kritik sıcaklığının çok üstüne çıkması durumunda ve 55 o C
izoterminin dikleşme karakteristiği sebebi ile sistemin gaz soğutucu basıncının
arttırılması, sistemin enerji verimliliğinin kötüleşmesine sebep olur.
55

Şekil 4.3. Tersinmezliğin T 1 sıcaklığı ile değişimi
Tersinmezliğin çeşitli evaporatör (T 1 ) sıcaklıkları ile değişimi şekil 4.3 de verilmiştir.
Şekil incelendiğinde evaporatör sıcaklığının artmasıyla ortamdan daha az ısı
çekilmektedir buda sistemdeki elemanların tersinmezliklerinde bir düşüşü neden
olmaktadır. Burada aşırı kızdırmadaki tersinmezliğin sbt kalmasının nedeni ise
sistemde ayrı bir ısı eşanjörünün olmamasından kaynaklanmaktadır.
Şekil 4.4. Toplam tersinmezliğin P 1 basıncı ile değişimi.
56

Sistemdeki elemanların tümünün evaporatör basıncındaki (P 1 ) tersinmezlikleri
incelendiğinde toplam tersinmezliğin artan evaporatör basıncında azaldığı
görülmektedir.
Şekil 4.5. Toplam tersinmezliğin farklı kompresör verimleri ile değişimi.
Artan kompresör verimlerinin toplam tersinmezliğe göre değişimi şekil 4.5 de
verilmiştir. Kullanılacak olan kompresör veriminin yüksek bir değerde seçilmesi
sistemin verimliliğini etkilemektedir. Kompresör verimi arttıkça toplam tersinmezlik
azalmakta ve sistemin COP değeri de artmaktadır.
57

Şekil 4.6. Toplam tersinmezliğin farklı T 1 sıcaklıkları ile değişimi.
Farklı evaporatör sıcaklıklarında (T 1 ) toplam tersinmezlikler şekil 4.6 da
incelenmiştir. T 1 sıcaklığı ile beraber gaz soğutucu sıcaklığı da farklı sıcaklıklarda
alınmıştır. Isı atılan ortam sıcaklığının düşük değerlerde olması CO 2 li sistemler için
önemlidir. Çünkü CO 2 akışkanını kullanan sistemlerde ısı atımı işlemi kritik noktanın
üzerinde olmaktadır. Dış ortam sıcaklığı ve evaporatör sıcaklığının da artması toplam
tersinmezliği de etkilemektedir.
58

Şekil 4.7. Toplam tersinmezliğin farklı P gs basınçları ile değişimi
Sistemdeki elemanların toplam tersinmezliklerinin farklı gaz soğutucu basınçları ile
değişimi şekil 4.7 de verilmiştir. Bu şekle göre gaz soğutucu basıncı 85-90 bar
dolaylarında toplam tersinmezliğin diğer basınç değerlerine göre daha düşük olduğu
görülmektedir. Çünkü sistemin bu basınçlardaki COP değeri maksimum değerlere
ulaşmaktadır. Bu basınçlarda toplam tersinmezliğin daha düşük olması beklenen bir
durumdur.
Şekil 4.8. Sistemin COP değerinin farklı aşırı kızdırma sıcaklıkları ile değişimi
Evaporatör çıkışındaki kızgınlığın artırılması sistemin COP değerini artırmıştır.
59

Şekil 4.9. COP değerinin farklı gaz soğutucu çıkış sıcaklıkları (T 4 ) ile değişimi
CO 2 ’in LnP-h diyagramı incelenirse, kritik nokta üstündeki izoterm eğrilerinin
eğimlerinin yataylaşma ve dikleşme karakteristikleri dikkat çeker. CO 2 ’in
sıcaklığının 50 o C gibi kritik sıcaklığının çok üstüne çıkması durumunda ve 50 o C
izoterminin dikleşme karakteristiği sebebi ile sistemin gaz soğutucu çıkış sıcaklığının
arttırılması, sistemin enerji verimliliğinin kötüleşmesine sebep olur. 80 bar
dolaylarında sıcaklık eğrilerinin S profili çizmesinden dolayı, sistemin az soğutma
kapasitesi sağlanması ve kompresörün işinin fazla olması sistemin COP değerinin
düşmesine neden olmuştur.
60

P opt,gs
Şekil 4.10. Optimum gaz soğutucu basıncının (P gs ) sistem COP değeri üzerine etkisi
CO 2 akışkanını kullanan soğutma sistemlerinde kondenser yerine gaz soğutucu
kullanılmaktadır ve ısı atımı kritik noktanın üzerindeki bir basınçta
gerçekleşmektedir. Bu sistem için COP değerini maksimum yapan gaz soğutucu
basıncı 90 bar dolaylarındadır. Bu basınç sistem tasarımı için önem arz etmektedir.
Bu sistemde gaz soğutucu basıncı değeri hesaplanırken denklem 3.1 kullanılmıştır.
61

Şekil 4.11. COP değerinin farklı evaporatör (T 1 ) sıcaklıkları ile değişimi
Evaporatör sıcaklığı -10 ila 10 0 C arasında değiştirilerek sistemin COP değerleri,
farklı gaz soğutucu basınçları için incelenmiştir. Gaz soğutucu basıncı 80 bar
dolaylarında sistemin COP değeri minimumdur. Çünkü kritik nokta üzerinde sıcaklık
eğrileri S biçiminde olmaktadır ve soğutma kapasitesi minimumdur. Basınç arttıkça
kompresörün işi artmaktadır ve COP değerleri düşmektedir. Fakat 90 bar
dolaylarında sistemin COP değeri maksimum noktadadır. Bu sistem için en uygun
basıncın 90 bar olduğu şekil 4.11 de görülmektedir.
Şekil 4.12. İkinci yasa veriminin farklı kızgınlık değerleri için değişimi
62

Evaporatör çıkışındaki sıcaklığın artırılmasıyla sistemin ikinci yasa veriminin
azaldığı şekil 4.12 de görülmektedir.
Şekil 4.13. İkinci yasa veriminin farklı T 1 değerleri için değişimi
Evaporatör sıcaklığının artırılmasıyla sistemin ikinci yasa veriminin arttığı şekil 4.13
de görülmektedir.
Şekil 4.14. İkinci yasa veriminin farklı P 1 basınçları ile değişimi. P 1 (Bar)
Evaporatör basıncının artırılmasıyla sistemin ikinci yasa veriminin azaldığı şekil 4.14
de görülmektedir.
63

Şekil 4.15. İkinci yasa veriminin farklı P gs değerleri için değişimi
Gaz soğutucu basıncının artırılmasıyla sistemin ikinci yasa veriminin 90 bar
dolaylarında arttığı şekil 4.14 de görülmektedir. Basıncın bu değerden sonra artması
sistemin ikinci yasa verimini düşürmektedir.
1%
35%
60%
Igs
Iev
Ikomp
Iak
4%
Şekil 4.16. Sistem elemanları üzerindeki ekserji kayıpları (Pgs = 110 bar)
Sistemin ikinci yasa verimlerinin dağılımları şekil 4.16 da verilmiştir. Burada en çok
kayıbın gaz soğutucusunda olduğu görülmektedir. Sistem için iyileştirme çalışmaları
daha çok gaz soğutucusunda yapılması gerekmektedir.
64

Şekil 4.17. COP h değerinin evoportör basıncıyla değişimi
Sistemin Isıtma veriminin evaporatör basıncıyla değişimi şekil 4.17 incelenmiştir.
Evaporatör basıncının 40 bar dolaylarında olması sistemin ısıtma veriminin yüksek
olmasını sağlamaktadır.
Şekil 4.18 COP h değerinin gaz soğutucu basıncıyla değişimi
65

Sistemin Isıtma veriminin gaz soğutucu basıncıyla değişimi şekil 4.18 incelenmiştir.
Gaz soğutucu basıncının 90 bar dolaylarında olması sistemin ısıtma veriminin
yüksek olmasını sağlamaktadır. 90 bardan sonraki basınçlarda gaz soğutucu çıkış
sıcaklığını da etkilediğinden dışarıya ısı atımı işlemi güçleşmektedir bu yüzden
basıncın artmasıyla sistemin ısıtma veriminde düşüş gözlenmektedir.
Şekil 4.19 COP değerinin kompresör verimi ile değişimi
Sistem için düşünülen kompresörün veriminin yüksek olması sistemin COP değerini
artırmaktadır. Bu artı şekil 4.19 dan gözlenmektedir.
Şekil 4.20. COP h değerinin kompresör verimi ile değişimi
66

Sistem için düşünülen kompresörün veriminin yüksek olması sistemin ısıtma
değerini de artırmaktadır. Bu artış şekil 4.20 den gözlenmektedir.
Şekil 4.21 Optimum gaz soğutucu basıncının T b ve T 4 ile değişimi
160
P opt (bar)
150
140
130
120
110
100
90
80
70
T b = -10 o C
30 35 40 45 50 55
Liao vd.
Özgür vd.
T 5
Şekil 4.22. Denklem (4.59) deki korelasyon ile Liao vd. tarafından verilen
korelasyonun karşılaştırılması (T b = -10 o C)
67

5. TARTIŞMA VE SONUÇ
Gelecekte, kapsamlı bir soğutkan kullanımı yasaklama protokolü kabul edildiğinde,
ülkemizin soğutma sektörü büyük bir değişim içine girmek zorunda kalacaktır.
İnsanlarla iç içe olmuş soğutma sistemlerinin, insanların can güvenliğini tehlikeye
atmadan ve yüksek enerji verimliliği ile çalıştırılabilmesi gerekmektedir.
Akışkanların yasaklanma sürecinin hızla gelişme gösterdiği 21. yüzyılın başlarında,
CO 2 ’in soğutkan olarak kullanımı da çok sayıda araştırmaya konu olmuştur. Bu
kriterler ışığında, yerli teknoloji ve ürünler ile CO 2 soğutkanlı sistemler ülkemiz
sanayisi tarafından geliştirilmelidir. Bu konudaki alınabilecek patent haklarının
alınması ve ülkemizin ekonomik yönden dışa bağımlılığının azaltılması
gerekmektedir. Kurulacak sistemlerinde, yüksek enerji verimliliğine sahip olabilmesi
amacıyla optimum şartlar belirlenmelidir.
Bu çalışmada, tek kademeli CO 2 akışkanlı ve kritik nokta üstü çevrime sahip bir
soğutma sisteminin optimum gaz soğutucu basıncı, iki farklı sistem parametresine
bağlı olarak elde edilmiştir. Bu sonuçlar ışığında, 36000 verinin teorik olarak
çözümlenmesi ile elde edilen ve literatürdeki korelasyonlara göre daha geniş
buharlaşma sıcaklıkları aralığında geçerli olan bu korelasyon, Liao vd. tarafından
korelasyon ile oldukça iyi uyum göstermekle beraber, belirli bir gaz soğutucu çıkış
sıcaklığında farklılık göstermektedir. Kurulacak herhangi bir CO 2 akışkanlı çevrim
için mutlaka optimum gaz soğutucu basıncı doğru olarak belirlenmeli ve sistem bu
basınç ile çalıştırılmalıdır. Böylelikle sistemin enerji verimliliği istenen seviyelerde
elde edilebilir. Aynı zamanda tek kademeli sistemin ekserji analizleri de yapılmıştır.
Yapılan bu analizlerin sonucunda uygun sistem parametreleri seçilerek yurt dışından
sistem elemanları temin edilmiştir.
Sistemin değişken parametrelerine göre optimum eşanjör alanları aşağıdaki
çizelgelerde verilmiştir.
68

Çeşitli gaz soğutucu çıkış sıcaklıkları için termoekonomik optimizasyon sonuçları
evaporatör sıcaklığı -4 0 C için incelenmiştir. Gaz soğutucu çıkış sıcaklığı 30 ile 50 0 C
arasında değişken alınarak ısı eşanjörlerinin optimum alanları hesaplanarak Çizelge
5.1. de gösterilmiştir.
Çizelge 5.1. Çeşitli gaz soğutucu çıkış sıcaklıkları için termoekonomik
optimizasyon sonuçları (T 1 =-4 0 C)
T 1 T 4 T kız A ak A e A gs
-4 30 10,72 0,00691 0,04853 0,04971
-4 35 10,93 0,00771 0,04805 0,053
-4 40 11,15 0,00875 0,04742 0,05705
-4 45 11,36 0,01021 0,04652 0,06237
-4 50 11,68 0,01268 0,04506 0,06994
Çeşitli gaz soğutucu çıkış sıcaklıkları için termoekonomik optimizasyon sonuçları
evaporatör sıcaklığı 0 0 C için incelenerek ısı eşanjörlerinin optimum alanları
hesaplanarak Çizelge 5.2. de gösterilmiştir.
Çizelge 5.2. Çeşitli gaz soğutucu çıkış sıcaklıkları için termoekonomik
optimizasyon sonuçları (T 1 =0 0 C)
T 1 T 4 T kız A ak A e A gs
0 30 6,169 0,00518 0,06357 0,05384
0 35 6,458 0,00596 0,06304 0,05761
0 40 6,65 0,00685 0,06241 0,06236
0 45 6,939 0,00826 0,06144 0,06852
0 50 7,228 0,01047 0,05992 0,07749
Çeşitli gaz soğutucu çıkış sıcaklıkları için termoekonomik optimizasyon sonuçları
evaporatör sıcaklığı 3 0 C için incelenerek ısı eşanjörlerinin optimum alanları
hesaplanarak Çizelge 5.3. de gösterilmiştir.
69

Çizelge 5.3. Çeşitli gaz soğutucu çıkış sıcaklıkları için termoekonomik
optimizasyon sonuçları (T 1 =3 0 C)
T 1 T 4 T kız A ak A e A gs
3 30 2,901 0,00315 0,08199 0,05773
3 35 3,222 0,00386 0,08143 0,06201
3 40 3,436 0,00461 0,08083 0,06746
3 45 3,65 0,00568 0,07998 0,07471
3 50 3,972 0,0076 0,07848 0,08514
Çeşitli gaz soğutucu çıkış sıcaklıkları için termoekonomik optimizasyon sonuçları
evaporatör sıcaklığı 5 0 C için incelenerek ısı eşanjörlerinin optimum alanları
hesaplanarak Çizelge 5.4. de gösterilmiştir.
Çizelge 5.4. Çeşitli gaz soğutucu çıkış sıcaklıkları için termoekonomik
optimizasyon sonuçları (T 1 =5 0 C)
T 1 T 4 T kız A ak A e A gs
5 30 0,8761 0,00118 0,1009 0,06079
5 35 1,069 0,00159 0,1005 0,0657
5 40 1,357 0,00227 0,0999 0,07169
5 45 1,646 0,00321 0,09907 0,07969
5 50 2,031 0,00491 0,09761 0,09132
Bu çalışmada, termoekonomik optimizasyon yapılırken Kotaş’ın (1985)
optimizasyon prosedürü kullanılmıştır. Farklı gaz soğutucu ve evaporatör
basınçlarında, farklı gaz soğutucu çıkış sıcaklıkları ve farklı evaporatör
sıcaklıklarında optimum eşanjör alanları belirlenmiştir. Bu prosedürün
uygulanmasında ees bilgisayar programı kullanılmıştır.
Soğutma sisteminin birinci yasa analizinde farklı değişkenler için COP değerleri
hesaplanmıştır. Termodinamiğin ikinci yasa analizinde de sistemin toplam
tersinmezliği hesaplanmıştır elde edilen sonuçlar grafiklerle sunulmuştur.
70

Sonuç olarak CO 2 soğutkanlı buhar sıkıştırmalı soğutma çevrimlerinde ısı atılan
ortam sıcaklığı COP değerini büyük oranda etkilemektedir. Buharlaşma sıcaklığı,
kompresörün verimi ve gaz soğutucunun verimleri de COP değerini oldukça
etkilemektedir. Bu yüzden CO 2 akışkanlı sistemlerde tasarım sıcaklıkları
belirlenirken çok dikkat edilmelidir.
HFC akışkanların kullanımına Avrupa’da çok yakın bir gelecekte çok sıkı
yasak getiren yönetmelikler yürürlüğe girecektir. Bu yönetmeliklerin alternatif
akışkanlara yönelmeyi ve özellikle CO 2 ’i yaygınlaştırmayı hedefleyen bir kapsama
sahip olması beklenmektedir.
71

KAYNAKLAR
Akbulut, U., Kıncay, O., 2006. Buhar Sıkıştırmalı Soğutma Çevrimlerinde Enerji ve
Ekserji Analizi. Tesisat Mühendisliği Dergisi, Sayı: 94,s: 24-32.
Babadağlı, AM., 2005. Absorbsiyonlu soğutma sistemlerinin Termoekonomik
optimizasyonu. Süleyman Demirel Üniversitesi Fen Bilimleri Enstitüsü,
Yüksek Lisans Tezi, 108s, Isparta.
Bayer, Ö., Çetin, B., Dirgin, E., Ev Tipi Buzdolaplarında Performans Katsayısı -
Tersinmezlik ilişkisi. 14. Ulusal Isı Bilimi ve Tekniği Kongresi, 06531,
Ankara.
Bellstedt, M., Elefsen, F., Jensen, SS., 2002. Application of CO 2 (R744) Refrigerant
in Industrial Cold Storage Refrigeration Plant, The Official Journal of Airah,
June, 25-30.
Bullard, C., Rajan, J., Cho, S.O., 2005. Residential Space Conditioning and Water
Heating with Transcritical CO 2 Refrigeration Cycle, Appliance Magazine
Engineering, March, 30-38.
Chen, Y., Gu, J., 2005. The Optimum High Pressure For CO 2 Transcritical
Refrigeration Systems With Internal Heat Exchangers, Int. Journal of
Refrigeration, 28, 1238-1249.
Callaghan, P. and Vainio, M., 2003. EC poised for action on HFC134a in MACs:
Results of MAC summit 2003, Earth Technology Forum, Motor Vehicle A/C
Regulatory Innovations, Washington.
Can, A., Enerjinin Etkin Kullanımı için Termodinamiğin İkinci Yasasına Göre
Kullanılan Yöntemler ve Uygulama ile İlgili Ekstrem Şartlar. IV. Ulusal
Tesisat Mühendisliği Kongresi ve Sergisi.
Çomaklı, K., Karslı, S., Yılmaz, M., Çomaklı, Ö., 2007. Termal Sistemlerde Ekserji
Verimi, Makine Teknolojileri Elektronik Dergisi, 2, 25-34.
ÇELIK, A., 2004. “Performance of two-stage CO2 refrigeration cycles, Master of
Science Thesis, University of Maryland, ABD.
Çengel, A.Y., Boles, A.M, 1994. Thermodynamics: An Engineering Approach.
McGraw-Hill, 987s. New York.D’Accadia, M.D., Fichera, A., Sasso, M.,
Vidiri, M., (2002). Determining the Optimal Configuration of a Heat
Exchanger (With a Two Phase Refrigerant) Using Exergoeconomics. Applied
Energy, 71(3), 191-203.
Didion, D. A. and Bivens, D. B., 1990. Role of Refrigerant Mixtures as Alternatives
to Cfcs, Int. J. Refrigeration, Vol. 13, pp. 163-175.
72

Dingeç, H., 1996. Thermoeconomic Optimization of Simple Refrigerators. M.E.T.U.
The Graduate School of Natural and Applied Sciences, Master Thesis, 89s,
Ankara.
D’Accadia, M.D., Rossi, F., 1998. Thermoeconomic Optimization of a Refrigeration
Plant. Int. J. Refrig., 21(1), 42-54.
Dingeç, H., 1996. Thermoeconomic Optimization of Simple Refrigerators. M.E.T.U.
The Graduate School of Natural and Applied Sciences, Master Thesis, 89s,
Ankara.
Esen. D. Ö., 2005. R12 ve R134a Soğutucu Akışkanlarının Bilgisayar Programı
Yardımıyla Teorik Çevrim Performans Analizi. II. Mühendislik Bilimleri
Genç Araştırmacılar Kongresi.
Fartaj, A., Ting, D.S.K., Yang, W.W., 2003. Second Law Analysis of the
Transcritical CO 2 Refrigeration Cycle. Energy Conversation and
Management. (in press).
Groll, E.A, Kim, J.H., 2007. Review of Recent Advances toward Transcritical CO 2
Cycle Technology, HVAC&R Research, 13(3), 499–520.
http://www.mmoistanbul.org/yayin/tesisat/88/7 Koyun, T. Koyun, A., Acar, M.,
2005. ”Soğutma Sistemlerinde Kullanılan Soğutucu Akışkanlar ve Bu
Akışkanların Ozon Tabakası Üzerine Etkileri”, Tesisat Mühendisliği Dergisi,
Sayı: 88,s: 46-53. Erişim Tarihi: Temmuz-2009.
Hogberg, M. and Berntsson, T., 1994. Non-Azeotropic Mixtures as Working Fluids
in Two-Stage economizer-Type Heat Pumps, Int. J. Refrigeration, Vol. 17,
No. 6, pp. 417-429.
İleri, A., 1990. Termoekonomi I: Yapısal Bağ Katsayıları. Termodinamiğin İkinci
Kanunu Çalışma Toplantısı, Erciyes Üniversitesi, TIBTD, Bölüm IX-27.
Kayseri.
İleri, A., 1990. Termoekonomi II: Optimizasyon ve Fiyatlandırma. Termodinamiğin
İkinci Kanunu Çalışma Toplantısı, Erciyes Üniversitesi, TIBTD, Bölüm IX-
28. Kayseri.
Jung, D. Kim, H. and Kim, O., 1999. A Study on The Performance of Multi-Stage
Heat Pumps Using Mixtures, Int. J. Refrigeration, Vol. 22, pp. 402-413.
Kauf, F., 1999. Determination of The Optimum High Pressure For Transcritical CO 2
Refrigeration Cycle, International Journal of Therm. Sci., 38, 325-330.
Kim, H.M., Pettersen, J., Bullard, C.W., 2004. Fundamental Process and System
Design Issues In CO 2 Vapor Compression Systems, Progress in Energy and
Combustion Science, 30, 119-174.
73

Klein, S.A., 2006. Engineering Equation Solver, version 7.714, F-Chart Software.
Koçoğlu, A., 1993. Thermo-economic Optimization of a Single State Heat Pump.
M.E.T.U. The Graduate School of Natural and Applied Sciences, Master
Thesis, 117s, Ankara.
Kotas, T.J., 1985. The Exergy Method of Thermal Plant Analysis. Butter-Worths,
299p. London.
Kızılkan. Ö., 2004. Kompresörlü Soğutma Sistemlerinde Farklı Soğutucu Akışkanlar
İçin Aşırı Kızdırma ve Asırı Soğutma Etkisinin Termoekonomik Yönden
İncelenmesi. Süleyman Demirel Üniversitesi Fen Bilimleri Enstitüsü, Yüksek
Lisans Tezi, s: 117., Isparta.
Kızılkan. Ö., 2004. Buhar sıkıştırmalı Soğutma Sistemlerinde Aşırı Kızdırma ve
Asırı Soğutma Etkisinin Isıl Ekonomik Açıdan İncelenmesi. Gazi Üniv. Müh.
Mih. Fak. Der. Cilt 21, No 2, 387-393, 2006.
Laipradit, P, Tiansuwan, J, Kiatsiriroat, T, Aye, L., 2008. Theoretical Performance
Analysis of Heat Pump Water Heaters Using Carbon Dioxide As Refrigerant,
International Journal of Energy Research, 32 (4), 356–366.
Liao, S.M., Zhao, T.S., Jakobsen, A. A., 2000. Correlation of Optimal Heat Rejection
Pressures In Transcritical Carbon Dioxide Cycles, Applied Thermal
Engineering, 20, 831-841.
McLinden, M. O. and Radermacher, R., 1987. Methods for Comparing the
Performance of Pure and Mixed Refrigerants in the Vapour Compression
Cycle, Int. J. Refrigeration Vol. 10, pp. 318-325.
Neksa, P., 2004. CO 2 as refrigerant for systems in transcritical operation principles
and technology status Part I, Journal of EcoLibrium, September, 28–33.
Neksa, P, Rekstad, H, Zakeri, G.R, Schiefloe, P.A., 1998. CO 2 -Heat Pump Water
Heater: Characteristics, System Design and Experimental Results,
International Journal of Refrigeration, 21, 172–179.
Onat, A., İmal, M., İnan, A.T., 2004. Soğutucu Akışkanların Ozon Tabakası Üzerine
Etkilerinin Araştırılması ve Alternatif Soğutucu Akışkanlar, K.S.Ü. Fen ve
Mühendislik Dergisi, Kahramanmaraş.
Özgür, A.E., 2008. Değişik Gaz Soğutucu Çıkış Sıcaklıkları ve Basınçları için Bir
CO 2 Soğutkanlı Mobil Klimanın Performansının İncelenmesi, J. of Fac. Eng.
Arch. Gazi Univ, 23(1), 181-185.
Özgür, A.E., Bayrakçı, H.C., 2008. Second Law Analysis of Two-Stage Compression
Transcritical CO 2 Heat Pump Cycle, Int. J. of Energy Research 32, 1202-
1209.
74

Robinson, D.,M., Groll, E.A., 1998. Efficiencies of Transcritical CO 2 Cycles With
And Without An Expansion Turbine, Int. J. of Refrigeration, 21(7), 577-589.
Özkaymak, M., 1998. Buhar Sıkıştırmalı Soğutma Sisteminde Aşırı Kızdırma ve
Aşırı soğutma Eşanjörlerinin Termo-ekonomik Optimizasyonu. Gazi
Üniversitesi Fen Bilimleri Enstitüsü, Doktora Tezi, 102s, Ankara.
Rohlin, P., 1996. Zeotropik Refrigerant Mixtures in Systems and in Flow Boiling,
Ph.D, Sweden.
Rohsenow, W.M., Hartnett, J.P., 1973. Handbook of Heat Transfer. McGraw-Hill
Book Company, 1502p. New York.
Genceli, O.F., 1999. Isı Değiştiricileri. Birsen Yayınevi,424s. İstanbul.
Rozhentsev A, Wang, C.C., 2001. Some Design Parameters of A CO 2 Air-
Conditioner, Journal of Applied Thermal Engineering, 21, 871–880.
Span R., Wagner W. A., 1996. New Equation Of State For Carbon Dioxide Covering
The Fluid Region From The Triple-Point Temperature To 1100 K At Pressure
Up To 800 Mpa, Journal of Physics Chem. Ref. Data, 25(6), 1509-1596.
Schwartz, W., 2000. “Forecasting R-134a emissions from car air conditioning
systems until 2020 in Germany”, Translation of lecture at DKV Deutsche
Kaelte-Klima-Tagung, 22-24.
Selbaş. R., 2006. Absorbsiyonlu Soğutma Sistemlerinde Absorber Sıcaklığının
Etkisinin Termodinamik ve Termoekonomik Analizi. Süleyman Demirel
Üniversitesi Fen Bilimleri Enstitüsü Dergisi, Sayı: 1, s: 136-143.
Şahin, M.H., 2007. Enerji ve Ekserji Analiz Methotuyla Kayseri Şeker Fabrikasında
Enerji Verimliliğinin Değerlendirilmesi, Gazi Üniv. Müh. Mih. Fak. Der. Cilt
22, No 1, 111-119.
Savaş, S., 1974. Soğutma tekniğinde kullanılan soğutucu akışkanlar. Makine
mühendisleri odası yayın no: 88.
Wall, G., 1986. Thermoeconomic Optimization of a Heat Pump System. Physical
Resource Theory Group, Report No: 85-5, 17s, Göteborg.
Wall, G., 1977. Exergy-A Useful Concept Within resource Accounting. Institute of
Theoretical Physics, Report no. 77-42, 59p. Göteborg.
Yeşilata. B., Ertürk. D., 2006. İdeal Çevrimli Bir Buzdolabı Soğutma Sisteminde Isı
Transfer Alanlarının Termoekonomik Optimizasyonu. Tesisat Mühendisliği
Dergisi Sayı: 93, s: 5-12.
75

ÖZGEÇMİŞ
Adı Soyadı :
Ali Ekrem AKDAĞ
Doğum Yeri ve Yılı: Isparta 20.07.1983
Medeni Hali :
Bekâr
Yabancı Dili :
İngilizce
Eğitim Durumu (Kurum ve Yıl)
Lise : Anadolu Meslek Lisesi (1996-2001)
Lisans : Süleyman Demirel Üniversitesi Makine Eğitimi
Bölümü Tesisat Öğretmenliği Programı (2002-2006)
Yüksek Lisans :
Süleyman Demirel Üniversitesi Fen Bilimleri Enstitüsü
Makine Eğitimi Anabilim dalı (2007-2010)
Çalıştığı Kurum/Kurumlar ve Yıl: Süleyman Demirel Üniversitesi Senirkent Meslek
Yüksek Okulu 2008-2009 / 2009-2010
Yayınları (SCI ve diğer makaleler)
1. ÖZGÜR A.E., BAYRAKÇI H.C., AKDAĞ A.E., 2009. “The Optimum Gas Cooler
Pressure for Transcritical CO 2 Cooling Systems: A New Correlation”. Journal of
Thermal Science and Technology, Volume:29, Issue:2, pp. 23-28.
2. BAYRAKÇI H.C., ÖZGÜR A.E., AKDAĞ A.E. “Aynı Soğutma Yükü İçin CO 2 ’li
Isı Pompalarının Enerji Sarfiyatlarının Karşılaştırılması”. Tesisat Mühendisliği
Kongresi, 6-9, Mayıs 2009, İzmir, Türkiye.
3. AKDAĞ, A.E., ÖZGÜR, A.E. "CO 2 Soğutkanlı, Buhar Sıkıştırmalı Bir Soğutma
Çevriminin Değişik Dış Hava Sıcaklıklarındaki Performansı". Ulusal Teknik Eğitim
ve Mühendislik Bilimleri Genç Araştırmacılar Sempozyumu". Cilt II, s. 682-685, 20-
22 Haziran 2007, Kocaeli.
76