Otomasyon dergisi, Türkiye'nin otomasyon konusundaki ilk ve en köklü dergisidir. 1992 yılında “Türkiye’de Otomasyonsuz Fabrika Kalmasın” sloganıyla yola çıkan dergi, Türkiye endüstrisinin otomasyon konusunda bilgilendirilmesini kendisine misyon edinmiştir. Dünyadaki ve Türkiye'deki gelişmeleri anında okuruna iletmeyi; otomasyon alanında yapılacak yatırımların, doğru ve kârlı olabilmesi için yol gösterici bir rol oynamayı amaçlamıştır.

KOMPRESÖRLERDE SOĞUTMA SİSTEMİ MODELLENMESİ

Pelin ALEMDAĞ, Yıldız Teknik Üniversitesi – Fen Bilimleri Enstitüsü, Dr. Levent YÜKSEK, Yıldız Teknik Üniversitesi – Makine Fakültesi

Özet

Kompresörlerde sıkıştırma sonrası ısınan havanın, sıkıştırma prensibine göre tek kademede veya çift kademede soğutulması gerekmektedir. Soğutucuların tasarımlarının kompakt yapıda ve minimum basınç kaybı prensibinde olması, hem kompresör sistem tasarımı hem de enerji verimliliği açısından fayda sağlayacaktır. Bu anlamda soğutucu sisteminde kullanılacak olan radyatörlerin kapasitesini; soğutulacak olan sıkıştırılmış akışkanın nem oranı, sıkıştırılmış akışkanın temas ettiği yüzeylerdeki konveksiyon ısı transfer katsayısı, temas ettiği yüzey alanı, soğutucu akışkanın temas ettiği yüzeydeki konveksiyon ısı transfer katsayısı, soğutucu akışkanın ortalama sıcaklığı, soğutucu akışkanın kapasitesi gibi birçok parametre belirlemektedir [9]. Çalışma kapsamında, iki kademeli yağsız sıkıştırma prensibiyle çalışan vidalı kompresör soğutma sisteminde kullanılan radyatörlerin tasarımı için matematiksel model oluşturmuş ve teorik hesaplar yapılmıştır. Oluşturulan matematiksel model çıktıları kompresör soğutma sistemi üzerinde yapılan ölçümlerle kıyaslanmıştır.

Giriş

Kompresörlerde makine performansının belirlenmesinde özgül güç tüketimi 𝑘𝑊/(𝑚3𝑑𝑎𝑘) büyük önem arz etmektedir. Kompresör sistemlerinde toplam güç tüketimi temel olarak, kompresör tahrik sisteminde kullanılan ana motor ile soğutma sisteminde kullanılan soğutucu fanların elektriksel güçleri toplanarak hesaplanır. Bu durum soğutma sisteminde kullanılan radyatör ve fan tasarımlarının önemini artırmaktadır. Kompresörlerde soğutma sistemi tasarımı yapılırken dikkat edilmesi gereken birçok parametre mevcuttur. Önemli olanlardan bazıları şöyle özetlenebilir;

i. Kompresör özgül güç hedefi; özgül güç temel olarak kompresör ana motorun ve fan motorunun elektriksel gücü toplanıp, sistemde sıkıştırılan hava miktarına bölünerek hesaplanmaktadır. Fan tasarımı yapılırken, soğutma havasının kapasitesini etkileyecek geri basınç faktörünün minimum olması fanın güç tüketimini azaltacaktır.

ii. Basınçlı havanın ulaştığı maksimum sıcaklıklar; sistem sıcaklığı, kompresörün sıkıştırma oranı, hava kapasitesi, rotor hızları ve ortam sıcaklığına bağlı olarak değişmektedir. Soğutucu malzemelerinin maksimum dayanım sıcaklıkları, basınçlı havanın ulaştığı maksimum sıcaklık değerlerine uygun olmalıdır.

iii. Kompresör kasa boyutları; ön soğutucu ve radyatörlerin boyutları kompresör kabin boyutlarına uygun geometride ve ölçülerde olacak şekilde optimize edilmiştir.

iv. Kompresörün hedeflenen gürültü seviyesi; gürültü seviyesini azaltmak için soğutma sisteminin kabin içerisindeki konumu, sistemdeki fan gürültüsünün kabin dışına iletilmesini önlemek için kabin açıklıklarından uzak olmalıdır.

Kompresörlerde soğutucu sistem tasarımı yapılırken, takip edilmesi gereken tasarım aşamalarını içeren kronolojik sıralama Şekil 1’de gösterilmiştir.

 

MATEMATİK MODEL

Matematik model oluşturulurken ilk olarak, kompresör kabininde soğutma sistemi için ayrılmış alanın hacmi referans alınmıştır ve bu referansa göre radyatör boyutlarının maksimum limitleri belirlenmiştir. Bu limitlere göre soğutma sistem modeli MATLAB programıyla oluşturulmuştur.

i. Modele aşağıda belirtilen değerlerin girilmesi gerekiyor.

-Çevre sıcaklığı ve nem oranı

-Soğutma havası giriş sıcaklığı

-Kompresör kademe çıkışlarındaki havanın basınç değeri

-Kompresör kademe çıkışlarındaki havanın sıcaklık değeri

-Basınçlı havanın soğutulacağı sıcaklık değerleri

-Soğutucuların yükseklik ve uzunluk limit değerleri

  1. Model ile soğutma havasının debi değeri ve çıkış sıcaklığı , soğutucuların ana boyutları olan , , değerleri hesaplanmaktadır. Soğutucuda oluşan basınç kayıplarını optimize etmek için sınır değerleri bilinen fin ölçüleri olan l,s,h değerleri iteratif olarak hesaplanmaktadır.

  2. Model ile sıcak taraf olan basınçlı havanın geçtiği radyatör yüzey alanı havanın kabul edilebilir minimum basınç kaybı değerine kadar iteratif olarak hesaplanmaktadır.

  • Sıcak havanın giriş ve çıkış sıcaklıklarının ortalamasına göre havanın fiziksel özellikleri hesaplanmaktadır.

  • Belirlenen limit değerlar aralığında, ıslak çevre, efektif soğutma alanı ve soğutucu toplam yüzey alanı modellenmiştir.

  • Modele göre soğutucu efektif yüzey alanından geçen kütlesel hız değeri ve Re sayısı bulunup bunlara bağlı olarak Colburn faktörü (boyutsuz ısı transfer katsayısı), fannig faktör hesaplanmıştır.

  • Prandl sayısı ve buna bağlı olarak Stanton sayısı hesaplanarak, ısı transfer katsayısı bulunmuştur.

  • Sıcak taraf için fin verimi ve soğutucu verimi ve toplam ısı direnci hesaplanmıştır.

  1. Basınçlı havanın geçtiği yüzeyde oluşan direnç basınç kaybına yol açacağından, bu değerin minimum olmasına dikkat edilmelidir. Bulunan ısı direnci belirlenen limit değerler dışında olduğu durumda soğutucu boyut limit değerleri genişletilerek hesaplar tekrarlanmıştır.

  2. Sıcak taraf için hesaplanan radyatör boyutlarının tersi soğutucu havanın geçtiği yüzeydir. Dolayısıyla soğuk havanın geçtiği yüzey için radyatör ana boyutları referans alınarak fin ölçüleri l,s,h hesaplanmaktadır. Fin kalınlığı olan t değeri, Re sayısını ihmal edilecek kadar az etkilediğinden sabit tutulmuştur [1].

    • Soğuk havanın giriş ve çıkış sıcaklıklarının ortalamasına göre hava özellikleri hesaplanmıştır.

    • Belirlenen limit değerlar aralığında, ıslak çevre, efektif soğutma alanı ve soğutucu toplam yüzey alanı hesaplanmıştır.

    • Soğutucu efektif yüzey alanından geçen kütlesel hız değeri ve Re sayısı hesaplanır ve Re sayısına bağlı olarak Colburn faktörü (boyutsuz ısı transfer katsayısı), fannig faktör hesaplanmıştır.

    • Prandl sayısı ve buna bağlı olarak Stanton sayısı hesaplanarak, ısı transfer katsayısı bulunmuştur.

    • Soğuk taraf için fin verimi ve soğutucu verimi ve soğuk taraf için toplam ısı direnci hesaplanmıştır.

    1. Soğuk tarafta oluşan hava direncinin limitleri belirlenirken, kompresör özgül güç hedefi göz önünde bulundurulmuştur. Fanlarda güç tüketimi, statik basıncın artışıyla doğru orantılıdır. Bu doğrultuda, sistemde ihtiyaç duyulan debi, hesaplanan statik basınç altında kabul edilebilir optimum enerji tüketimiyle sağlanabilir olduğu noktaya kadar iterasyon devam etmiştir.

    2. Sıcak ve soğuk taraf için ortalama ısı transfer katsayıları ve buna bağlı olarak -NTU değerleri hesaplanmıştır.

    3. NTU’ya göre hesaplanan soğutucu verimi, değerinin, değerinden büyük olduğu değere kadar iterasyona devam edilir. Verimli ve ekonomik bir soğutucu tasarımı için olmalıdır [7].

      Basınçlı havanın ve soğutucu havanın sahip olduğu sıcaklık, basınç ve kapasitesine göre termal hesaplar yapılmıştır.

      =

      Hesaplanan ısı kapasite değerleriyle ve belirlenmiştir ve değeri hesaplanmıştır.

      Yapılan termal hesaplara göre, sıcak ve soğuk akışkan yüzey alanı hesapları yapılmıştır.

      Prandtl sayısı gazlar için aralığında değişmektedir [9].

      Her iki akış bölgesi için hidrolik çap hesaplanmıştır.

      Efektif soğutucu alanı hesaplanmıştır [10].

      Kütlesel hız ve Reynold sayısı hesaplanmıştır. [5]

      Colburn faktörü (ısı transfer katsayısı ) fannig faktör (sürtünme faktörü) hesaplanmıştır [10].

      Stanton sayısı akışkana transfer olan ısının, ısı kapasitesine oranıdır [9].

      Kompresör kapasitesi belirlenirken, ortam koşullarına göre havada bulunan nem oranına göre çiğlenme noktası hesabı yapılarak çiğ faktörü belirlenmiştir. Çiğ faktörü basınçlı hava tarafındaki ısı transfer katsayısını hesaplarken kullanılmaktadır. Soğutma tarafında hesaba katılmamaktadır[10].

      Fin verimi verim parametresi ve efektif fin uzunluklarına göre hesaplanarak ortalama yüzey verimi () hesaplanmıştır [10].

      Hesaplanan soğutucu boyutsal özelliklerine göre basınç farkı () hesaplanır.

      Isı transferi ve NTU gibi iki boyutsuz sayı yardımıyla hesaplanır. -NTU değişimi Kays ve London tarafından ortaya konulmuştur.

Modelin başında belirlenen boyutsal limitlere göre iterasyonun yakınsama koşulları

olarak belirlenmiştir.

Soğutucu Fanın Sisteme Entesrasyonu

Santrifüj fanlar, yapısal dayanımlarının yüksek olması sayesinde; yüksek sıcaklıkta, korozif ve aşındırıcı ortamlarda dahi uzun ömürlü çalışabilme imkanı sağlamaktadır. Kompresör soğutma sistemlerinde kullanılan soğutucu radyatörler zamanla kirlenerek soğutucu akışkanın geçtiği alanlarda yüzey direncine yol açmaktadır. Santrifüj fanlar akış direncinin değişkenliğinin söz konusu olduğu alanlarda daha verimli ve sessiz çalışma olanağı sağlamaktadır.

Oluşturulan matamatik modelle, sistemde kullanılacak olan fanların tasarım kriterlerinden biri olan, radyatörlerde oluşan statik basınçlar hesaplanmıştır. Fan üreticisinden alınan çalışma eğrileri yardımıyla, ihtiyaç duyulan kapasitenin sağlanması için fanların elektriksel güç tüketimi elde edilmiştir.

Fan modeli oluşturulurken soğutucu yüzeylerinde oluşan direnç , ve fan tasarımından kaynaklanan , , dirençler toplanarak toplam geri basınç belirlenmiştir. Fanın hidrolik ve hacimsel verimleri hesaplanmıştır. Hesaplanan verimler çarpılarak fanın toplam verimi hesaplanmıştır.

Fan tasarımına başlanırken, sistemin çalışma koşulları tanımlanır. Bunlar başlıca, soğutma havasının giriş sıcaklık değeri , sistemdeki toplam geri basınç ve soğutma havası kapasitesi üreticiden edinilen fan eğrilerine göre kontrol edilir ve ihtiyaç duyulan soğutma havasını sağlamak üzere toplam güç tüketimi , bulunur. Soğutucu sisteme fan entegrasyonu yapılırken Şekil 6’da gösterilen akış şeması takip edilmiştir.

Sonuç ve Değerlendirme

Yağsız vidalı kompresörlerde politropik sıkıştırma yapılmasının başlıca sebebi havanın herhangi bir akışkan enjekte edilmeksizin kuru halde sıkıştırılmasıdır. Sıkıştırma oranı 3,5 değerinin üzerine çıktığı noktada havanın ulaştığı sıcaklık, sistem elemanlarının sıcaklık limit değerinin üzerine çıkmaktadır. Bu yüzden yağsız vidalı kompresörlerde atmosfer basıncındaki hava, ilk kademede 3.5 Bar mutlak basınca ve ikinci kademe maksimum 11 Bar mutlak basınç değerine kadar sıkıştırılmaktadır.

Testler, Dalgakıran Kompresör bünyesinde geliştirilmiş olan yağsız vidalı kompresör serisinden örnek bir model üzerinde gerçekleştirilmiştir. Testler için belirlenmiş olan yağsız vidalı kompresör modeli 11 Bar mutlak basınç değerinde 0,956 kg/s kapasitesinde hava üretebilmektedir.

Tablo 1’de gösterildiği gibi kompresör kademe çıkışlarındaki hava sıcaklıkları alüminyum soğutucuların sıcaklık dayanım limitlerinin üzerindedir. Bu durum yağsız vidalı kompresörlerde ön soğutma sistem tasarımı gerektirmektedir. Bunun yanı sıra sistemde kullanılacak olan ön soğutucuların malzemesi belirlenirken, basınçlı havanın sahip olması gereken hava kalite standardı göz önünde bulundurulmuştur. ISO 8573 standardının Class-0 normu gereği, yağsız kompresörlerde basınçlı hava içeriğindeki sıvı, aerosol, yağ ve yabancı madde konsantrasyonunun <0.01mg/m³ olmalıdır. Bu yüzden hem korozif etki yaratmayacak hem de belirtilen çalışma limitlerine dayanım gösterebilen nitelikte olan paslanmaz çelik ön soğutucular tasarlanmıştır.

Soğutma sistemin verimliliği açısından sistem bütünlüğünün sağlanması ve tüm soğutucuların entegre çalışabilmesi gerekmektedir. Bu prensiple soğutucuların boyutları, sistemin kendi içerisindeki yerleşimi ve kabin içerisindeki yerleşimi Şekil 7’de gösterildiği gibi tespit edilmiştir.

Kompresör tasarımında gösterildiği gibi soğutma grubu kabinin orta kısmında konumlandırılmıştır. Buradaki temel amaç sistemde kullanılan fanların gürültüsünün kabin dışına iletilmesini önlemenin yanı sıra, vida bloğundan radyasyon ile atılan ısının da sistemden uzaklaştırmasını sağlamaktır.

Şekil 7’de gösterildiği gibi sistemde bulunan fanlar soğutma havasını, 1 numaralı bölgeden vakumlayarak, dikey olarak konumlandırılan alüminyum radyatörlerin üzerinden, kabin üzerinde yatay olarak konumlandırılan ön soğutucuların üzerine yönlendirilmektedir ve 2 numaralı kanaldan kompresörden uzaklaştırmaktadır.

Kompresör soğutma sistemi tasarımına, matematik modele Tablo 1’de yer alan girdiler ve iterasyon limit değerleri tanımlanarak başlanmıştır. Hesaplamalar sonucunda elde edilen veriler Tablo 2’de ve Tablo 3’te yer almaktadır.

Soğutma sistemi için debi değeri ve hatta oluşan toplam basınç kayıpları hesaplanarak fan seçimi yapılmıştır. Sistemde kullanılacak radyal fanların seçilmesi için üreticiden edinilen performans ve güç eğrileri kullanılmıştır.

Kompresör soğutma sistemi performans testleri 11°C ortam sıcaklığında ve %40 oranında nemli ortamda gerçekleştirilmiştir. Kompresör çıkış basıncı 10,9 Bar mutlak çalışma basıncına ayarlanarak kompresör soğutma performans testlerine başlanmıştır. Kompresör çalışmaya başladıktan sonra ortam sıcaklık ve nem oranının değişimi göz ardı edilmiştir.

Testlerde soğutucu giriş ve çıkışlarındaki sıcaklık değerleri PT100 (sıcaklık sensörleri) yardımıyla okunmuştur.

Soğutucu giriş ve çıkışlarındaki basınç değerleri, ölçüm aralığı 0-16 Bar olan Keller Marka-Series 22 S basınç sensörleri yardımıyla ölçülerek, tüm değerler HIOKI Marka Data Logger üzerinden okunarak değerlendirilmiştir.

Emiş panelinde ve fanlardaki geri basınç değerleri, kompresör kabini ve soğutma sistemindeki sıcaklık değerleri KIMO MP 210 Mikromanometre ile ölçülmüştür.

Matematik modele göre tasarlanan soğutucuların, kompresör sistemindeki performansı incelenmiştir. Sonuçlar değerlendirildiğinde basınçlı hava hattında toplam Bar basınç kaybı olduğu görülmüştür. Hesaplanan değerler ve test sonuçları kıyaslandığında, çalışma esnasındaki ortam sıcaklığının 11°C ve nem oranının %40 olmasından dolayı kompresör giriş hava sıcaklıkları hesaplanan değerlerin altındadır. Bu durum belirlenen sıkıştırma oranı altında kademe çıkış sıcaklıklarının da düşük olmasına ve dolayısıyla ısıl yüklerin hesaplanan değerlerin altında olmasına sebep olmaktadır.

Kompresör soğutma sistemi testleri sırasında ortam sıcaklığının hesaplanan değerlerin altında olması havanın yoğunluğunun hesaplanan değerin üzerindedir. Bernoulli ilkesine göre, havanın yoğunluğunun artması fanın geri basınç değerinin artırmasına sebep olmaktadır. Geri basınç değerinin artması fanların güç tüketiminin artmasına sebep olmaktadır.

Sonuçlar incelendiğinde hesaplanan soğutma sistemi performansı, saha testiyle doğrulanmış olup, sistem 20°C-45°C ortam sıcaklıklarında sorunsuz çalışabilir niteliktedir.

Kaynaklar [1] Rohsenow,W.M., Hartnett J.P. ,(1998), “Handbook of Heat Transfer” Third Edition, Mc Graw-Hill Book Co., New York. [2] Hesselgreaves J.E. (2001), “Compact Heat Exchangers: Selection, Design and Operation” First Edition, Edinburgh, UK [3] Kraus, A.D., Aziz A., Welty J. (2001) “Extended Surface Heat Transfer”, USA [4] Shah R. K., Sekulic D.P. (2003) “Fundamental of Heat Exchanger Design”, USA [5] Incropera F.P., Dewitt D.P., Bergman T. L., Lavıne A.S., (2007) “Fundementals of Heat and Mass Transfer” 6th Edition, USA [6] Bleier F.P. (1997) “Fan Handbook: Selection, Application and Design” First Edition, USA [7] Sparrow, E.M., Hajiloo, A. ,(1980), “Measurements of Heat Transfer and Pressure Drop for an Array of Staggered Plates Aligned Parallel to an Air Flow,” J. Heat Transfer, Vol. 102, pp. 426-432. [8] Kays, W. M. and London, A. L., (1998), “Compact Heat Exchangers”, 3rd Edition Krieger Publishing Company [9] Kuyumcu A.M. (2014) “Diesel otobüs motorlarında soğutma sisteminin modellenmesi dizaynı ve ekonomik optimizasyonu” Yıldız Teknik Üniveristesi [10] Huizyu Y., Wen J., Wang S., Li Y., Tu J., Cai W. (2017). Sobol Sensitivity Analysis for Governing Varibles in Design of Plate-Fin Heat Exchanger with Serrated Fins, International Journal of Heat and Mass Transfer 115:871-881