سیکل تبرید تراکمی بخار در کولر گازی اسپلیت؛ بازبینی مهندسی چرخه، اجزا و شاخص‌های عملکرد

مقدمه

سیکل تبرید تراکمی بخار پایه ترمودینامیکی تقریباً تمام تجهیزات سرمایشی خانگی و تجاری سبک است و عملکرد هر کولر گازی اسپلیت بر همین چرخه استوار می‌شود [1][2]. در این سیکل یک سیال کاری به نام مبرد به‌صورت پیوسته میان دو سطح فشار گردش می‌کند و با دو بار تغییر فاز، گرما را در دمای پایین از هوای اتاق می‌گیرد و در دمای بالاتر به هوای بیرون پس می‌دهد [1][3]. آنچه ساکن ساختمان به‌صورت «خنک شدن فضا» تجربه می‌کند، نتیجه یک انتقال حرارت کنترل‌شده است که قانون دوم ترمودینامیک آن را تنها در ازای صرف کار مکانیکی ممکن می‌داند [9].

اهمیت مهندسی این چارچوب در آن است که کمیت‌های قابل اندازه‌گیری در محل نصب، یعنی فشار مکش، فشار دهش، دمای خط مکش و دمای خط مایع، همگی مختصات نقاط حالت روی همین سیکل هستند. به بیان دیگر، تفاوت میان یک دستگاه سالم و یک دستگاه کم‌بازده در عمل به‌صورت جابه‌جایی چند نقطه روی نمودار فشار-آنتالپی ظاهر می‌شود و بدون شناخت این نمودار، داوری درباره کیفیت نصب یا سرویس به حدس تقلیل می‌یابد [3][10]. همین چارچوب توضیح می‌دهد که چرا ظرفیت اسمی درج‌شده روی برچسب یک کولر گازی تنها در شرایط آزمون استاندارد معتبر است و در دمای واقعی محیط تغییر می‌کند [4][6].

این بازبینی هفت پرسش را بررسی می‌کند. سرمایش از منظر قانون دوم ترمودینامیک چگونه تعریف می‌شود و کران بالای بازده آن چیست؟ چرا سیال کاری باید تغییر فاز بدهد و نقش گرمای نهان در ظرفیت دستگاه چیست؟ هر یک از چهار جزء اصلی چه فرایندی را بر عهده دارد و کدام کمیت‌ها رفتار آن‌ها را تعیین می‌کنند؟ نمودار فشار-آنتالپی چگونه خوانده می‌شود و ضریب عملکرد از روی آن چگونه محاسبه می‌شود؟ حساسیت ظرفیت و بازده نسبت به دمای تقطیر و دمای تبخیر چه اندازه است؟ مافوق گرم و مادون سرد چگونه به ابزار عیب‌یابی کمی تبدیل می‌شوند؟ و در نهایت، چرا عملکرد میدانی معمولاً از داده کاتالوگ فاصله می‌گیرد؟

محدوده این بازبینی: متن حاضر مبانی علمی سیکل را توضیح می‌دهد و دستورالعمل نصب، شارژ یا تعمیر ارائه نمی‌کند. مقادیر عددی ذکرشده مقادیر مرجع و تقریبی برای نشان دادن روند هستند و جایگزین داده کاتالوگ سازنده، جدول خواص مبرد یا اندازه‌گیری میدانی نمی‌شوند. کار روی مدار مبرد تحت فشار، صلاحیت فنی و رعایت الزامات ایمنی مبردها را می‌طلبد [8].

فهرست مطالب

• ۱. چارچوب ترمودینامیکی: چرا سرمایش به کار مکانیکی نیاز دارد
• ۲. مبرد به‌عنوان سیال کاری
• ۳. اواپراتور و جذب حرارت در دمای پایین
• ۴. کمپرسور و کار ورودی سیکل
• ۵. کندانسور و دفع حرارت به محیط
• ۶. وسیله انبساط و کنترل جریان مبرد
• ۷. تحلیل کمی روی نمودار فشار-آنتالپی
• ۸. مافوق گرم و مادون سرد به‌عنوان زبان تشخیص
• ۹. پیکربندی اسپلیت و پیامدهای اجرایی آن
• ۱۰. کمپرسور اینورتر و رفتار در بار جزئی
• ۱۱. فاصله میان عملکرد میدانی و داده کاتالوگ
• محدودیت‌های این بازبینی
• جمع‌بندی
• منابع

۱. چارچوب ترمودینامیکی: چرا سرمایش به کار مکانیکی نیاز دارد

۱.۱ قانون دوم و جهت خودبه‌خودی انتقال حرارت

انتقال حرارت به‌صورت خودبه‌خودی تنها از جسم گرم‌تر به جسم سردتر رخ می‌دهد و بیان کلاوزیوس از قانون دوم، عکس این جهت را بدون اثر خارجی ناممکن می‌داند [9]. یک ماشین تبرید دستگاهی است که این اثر خارجی را فراهم می‌کند و با صرف کار، گرما را از منبع سرد به منبع گرم منتقل می‌سازد [1][9]. بنابراین یک کولر گازی گرما را از بین نمی‌برد، بلکه آن را جابه‌جا می‌کند و مجموع گرمای جابه‌جاشده و کار مصرفی را به هوای بیرون تحویل می‌دهد [1].

این نکته پیامد عملی روشنی دارد. گرمایی که یونیت خارجی به کوچه یا حیاط پس می‌دهد همواره بزرگ‌تر از گرمای برداشته‌شده از اتاق است و نصب چند یونیت خارجی در یک محفظه بسته یا نورگیر تنگ، دمای هوای ورودی به کندانسور را بالا می‌برد و بازده کل مجموعه را کاهش می‌دهد [2][7].

۱.۲ سیکل معکوس کارنو به‌عنوان کران بالای بازده

کران بالای بازده هر ماشین تبریدی که میان دو دمای مطلق $T_L$ و $T_H$ کار می‌کند، با سیکل معکوس کارنو تعیین می‌شود [9]:

$$\mathrm{COP}_{\mathrm{Carnot}} = \frac{T_L}{T_H - T_L}$$

برای دمای فضای داخلی حدود $T_L = 297\ \mathrm{K}$ و دمای هوای بیرون حدود $T_H = 308\ \mathrm{K}$، این کران به عددی نزدیک به ۲۷ می‌رسد، در حالی که ضریب عملکرد واقعی یک کولر گازی معمولی در همان شرایط در محدوده ۳ تا ۵ قرار دارد [1][9]. این فاصله بزرگ ناشی از خطا در طراحی نیست، بلکه از سه واقعیت اجتناب‌ناپذیر می‌آید: انتقال حرارت در مبدل‌ها به اختلاف دمای محدود نیاز دارد، تراکم واقعی بازگشت‌ناپذیر است، و انبساط در وسیله خفگی به‌جای توربین انجام می‌شود و کار بازیافت نمی‌شود [1][9][10].

مهم‌ترین درس این مقایسه آن است که بازده به اختلاف دمای میان دو منبع بسیار حساس است. هر عاملی که دمای تبخیر را پایین‌تر یا دمای تقطیر را بالاتر ببرد، حتی بدون هیچ خرابی مکانیکی، بازده را کاهش می‌دهد [1][10].

۱.۳ تعریف ضریب عملکرد

ضریب عملکرد در حالت سرمایش، نسبت ظرفیت سرمایشی مفید به توان ورودی است و کمیتی بی‌بعد به شمار می‌رود [1][9]:

$$\mathrm{COP} = \frac{\dot{Q}_{\mathrm{evap}}}{\dot{W}_{\mathrm{in}}} \qquad \mathrm{EER}\,[\mathrm{BTU/W{\cdot}h}] = 3.412 \times \mathrm{COP}$$

در ادبیات فنی ایران، شاخص EER معمولاً بر حسب $\mathrm{BTU/W{\cdot}h}$ گزارش می‌شود و همین تفاوت واحد، منشأ بخشی از سوءبرداشت‌ها در مقایسه ارقام است [4][6]. نکته مهم‌تر آن است که مقدار $\dot{W}_{\mathrm{in}}$ در تعریف استاندارد شامل توان فن‌های داخلی و خارجی و مدار کنترل نیز هست، در حالی که ضریب عملکرد ترمودینامیکی سیکل تنها کار کمپرسور را در نظر می‌گیرد [4][6]. بنابراین عدد سیکل همواره اندکی بزرگ‌تر از عدد برچسب است و دو کمیت را نباید به جای یکدیگر نشاند.

۲. مبرد به‌عنوان سیال کاری

۲.۱ چرا تغییر فاز به‌جای گاز تک‌فاز

اگر سیال کاری در تمام مسیر به‌صورت گاز باقی بماند، انتقال حرارت تنها با تغییر دمای محسوس آن انجام می‌شود و برای رسیدن به ظرفیت مورد نیاز، دبی جرمی بسیار بزرگی لازم است [1][10]. تغییر فاز این مسئله را حل می‌کند، زیرا گرمای نهان تبخیر یک تا دو مرتبه بزرگ‌تر از گرمای محسوس در همان بازه دمایی است [1]. برای نمونه، گرمای نهان تبخیر مبرد R-410A در دمای اشباع ۷ درجه سلسیوس حدود $214\ \mathrm{kJ/kg}$ است، در حالی که گرم شدن همان بخار به اندازه ۵ کلوین تنها حدود $8\ \mathrm{kJ/kg}$ آنتالپی جذب می‌کند [11].

مزیت دوم تغییر فاز آن است که فرایند در دمای تقریباً ثابت انجام می‌شود و همین ویژگی، نیروی محرکه انتقال حرارت را در سراسر طول کویل یکنواخت نگه می‌دارد [1][10]. یکنواختی دمای سطح در کویل داخلی، هم به پایداری ظرفیت کمک می‌کند و هم رفتار رطوبت‌زدایی را قابل پیش‌بینی می‌سازد؛ این جنبه در بازبینی سایکرومتری و کنترل رطوبت به‌تفصیل بررسی شده است.

۲.۲ رابطه فشار و دمای اشباع

در ناحیه دوفازی، فشار و دما دو کمیت مستقل نیستند و با منحنی اشباع به هم گره خورده‌اند [1][11]. همین وابستگی، هسته کنترل سیکل تبرید است: با تنظیم فشار، دمای تبخیر و دمای تقطیر تعیین می‌شود. جدول زیر مقادیر تقریبی فشار اشباع مبرد R-410A را نشان می‌دهد که در بیشتر مدل‌های امروزی کولر گازی اسپلیت به کار می‌رود [11].

دمای اشباع (°C)	فشار مطلق تقریبی (MPa)	نقش متعارف در سیکل
2	0.94	تبخیر در بار سنگین یا دبی هوای پایین
7	1.09	تبخیر در شرایط طراحی متعارف
12	1.26	تبخیر در بار جزئی یا دور پایین کمپرسور
45	2.73	تقطیر در دمای محیط حدود ۳۵ درجه
50	3.06	تقطیر در دمای محیط حدود ۴۳ درجه
55	3.43	تقطیر در شرایط اقلیم بسیار گرم

مقادیر جدول تقریبی و برای درک روند هستند و مرجع دقیق آن‌ها جدول خواص ترمودینامیکی مبرد است [11].

۲.۳ دبی جرمی و اثر سرمایشی ویژه

ظرفیت سرمایشی از حاصل‌ضرب دبی جرمی مبرد در اثر سرمایشی ویژه به دست می‌آید [1][10]:

$$\dot{Q}_{\mathrm{evap}} = \dot{m}\,(h_1 - h_4)$$

اثر سرمایشی ویژه $(h_1 - h_4)$ به فاصله میان آنتالپی خروجی اواپراتور و آنتالپی ورودی آن وابسته است و با افزایش مادون سرد در کندانسور بزرگ‌تر می‌شود [1][16]. دبی جرمی نیز حاصل‌ضرب حجم جابه‌جایی کمپرسور، دور آن، بازده حجمی و چگالی بخار مکش است [2][7]. همین رابطه توضیح می‌دهد که چرا افت دمای تبخیر، ظرفیت را کاهش می‌دهد: کاهش فشار مکش چگالی بخار ورودی به کمپرسور را کم می‌کند و در حجم جابه‌جایی ثابت، جرم کمتری در واحد زمان پمپ می‌شود [2][10].

۳. اواپراتور و جذب حرارت در دمای پایین

۳.۱ جوشش دوفازی و توزیع مبرد

مبرد در ورودی اواپراتور به‌صورت مخلوط دوفازی با کیفیت پایین وارد می‌شود و در طول کویل با جذب گرمای نهان به بخار اشباع و سپس بخار مافوق گرم تبدیل می‌شود [1][3]. ضریب انتقال حرارت در جوشش جریانی چند برابر انتقال حرارت جابه‌جایی تک‌فاز است و به همین دلیل بخش دوفازی کویل بیشترین سهم را در ظرفیت دارد [1][10]. مقاومت حاکم بر انتقال حرارت معمولاً در سمت هوا قرار دارد و پره‌های کویل دقیقاً برای جبران همین محدودیت طراحی می‌شوند [2].

توزیع یکنواخت مبرد میان مدارهای موازی کویل شرط رسیدن به ظرفیت طراحی است. اگر یکی از مدارها بیش از سهم خود مبرد بگیرد، بخش انتهایی آن مدار همچنان دوفازی می‌ماند و مایع به خط مکش راه پیدا می‌کند، در حالی که مدار کم‌جریان زودتر خشک می‌شود و سطح مؤثر خود را از دست می‌دهد [2][3].

۳.۲ اختلاف دمای طراحی و پیامد آن

دمای اشباع مبرد در اواپراتور باید به اندازه کافی پایین‌تر از دمای هوای عبوری بماند تا نیروی محرکه انتقال حرارت برقرار باشد [2][10]. در شرایط طراحی متعارف برای یک کولر گازی خانگی، دمای تبخیر حدود ۵ تا ۸ درجه سلسیوس و دمای هوای برگشتی حدود ۲۷ درجه سلسیوس است [2][4]. کاهش دبی هوا، چه به دلیل فیلتر آلوده و چه به دلیل کاهش دور فن، این اختلاف دما را بزرگ‌تر و دمای تبخیر را پایین‌تر می‌برد و در نتیجه هم ظرفیت و هم ضریب عملکرد افت می‌کند [2][14].

در حالت حدی، افت دمای سطح کویل به زیر صفر درجه سلسیوس موجب یخ‌زدگی پره‌ها می‌شود. لایه یخ مسیر هوا را می‌بندد و مکانیزم را به یک حلقه تشدیدشونده تبدیل می‌کند که در آن هر کاهش دبی، یخ‌زدگی بیشتری تولید می‌کند [2][3].

۳.۳ سهم سرمایش نهان

بخشی از ظرفیت اواپراتور صرف کاهش دمای هوا و بخشی صرف میعان بخار آب می‌شود. نسبت میان این دو با شاخص نسبت گرمای محسوس توصیف می‌شود و در اقلیم‌های مرطوب مانند نوار ساحلی جنوب کشور به‌طور محسوسی کاهش می‌یابد [2][10]. تحلیل کامل این تفکیک، از جمله مفهوم دمای شبنم دستگاه و ضریب گذر کویل، موضوع بازبینی سایکرومتری و کنترل رطوبت است.

۴. کمپرسور و کار ورودی سیکل

۴.۱ کار ویژه و نسبت فشار

کمپرسور تنها جزئی است که کار خالص به سیکل وارد می‌کند و وظیفه آن رساندن بخار کم‌فشار خروجی از اواپراتور به فشاری است که دمای اشباع متناظر با آن بالاتر از دمای هوای بیرون باشد [1][2]. کار ویژه تراکم با اختلاف آنتالپی میان ورودی و خروجی برابر است:

$$w_{\mathrm{comp}} = h_2 - h_1$$

این کار با افزایش نسبت فشار بزرگ‌تر می‌شود. نسبت فشار در شرایط طراحی متعارف حدود $2.73 / 1.09 \approx 2.5$ است، اما در روز بسیار گرم که دمای تقطیر به ۵۵ درجه سلسیوس می‌رسد به حدود $3.1$ افزایش می‌یابد [11]. افزایش نسبت فشار هم‌زمان دو اثر نامطلوب دارد: کار ویژه را بالا می‌برد و بازده حجمی را کاهش می‌دهد [2][7].

۴.۲ بازده آیزنتروپیک و بازده حجمی

بازده آیزنتروپیک نشان می‌دهد چه سهمی از کار ورودی به افزایش مفید فشار تبدیل می‌شود [1][9]:

$$\eta_{\mathrm{is}} = \frac{h_{2s} - h_1}{h_2 - h_1}$$

مقدار متعارف این بازده در کمپرسورهای تجهیزات خانگی در محدوده ۰٫۶ تا ۰٫۷۵ قرار دارد و بخش تلف‌شده به‌صورت گرمای اضافی در بخار دهش ظاهر می‌شود [2][7]. بازده حجمی نیز نسبت دبی حجمی واقعی مکش به حجم جابه‌جایی هندسی است و با افزایش نسبت فشار، به دلیل بازانبساط بخار محبوس در فضای مرده، کاهش می‌یابد [2][7]. روش استاندارد گزارش این ضرایب و ارائه آن‌ها به‌صورت چندجمله‌ای تابع دمای تبخیر و تقطیر در استاندارد رتبه‌بندی کمپرسورهای جابه‌جایی مثبت تعریف شده است [7].

۴.۳ گونه‌شناسی کمپرسورها

گونه	محدوده ظرفیت متعارف	مزیت اصلی	محدودیت
پیستونی	ظرفیت‌های کوچک تا متوسط	ساخت ساده و تحمل شرایط سخت	ارتعاش و صدای بیشتر و بازده حجمی پایین‌تر در نسبت فشار بالا
روتاری	ظرفیت‌های خانگی	قطعات متحرک کمتر و ارتعاش پایین	حساسیت بیشتر به بازگشت مایع
اسکرول	ظرفیت‌های بالاتر تجاری سبک	بازده آیزنتروپیک بالاتر و جریان پیوسته	هزینه بالاتر و نیاز به کنترل جهت چرخش

انتخاب گونه کمپرسور در خانواده محصولات تراست نیز بر همین مبنا انجام می‌شود؛ برای نمونه مدل‌های تروپیکال با کمپرسور پیستونی مانند کولر گازی تراست ۲۴۰۰۰ تروپیکال پیستونی برای تحمل نسبت فشار بالا در دمای محیط زیاد عرضه می‌شوند، در حالی که مدل‌های اینورتر مانند کولر گازی تراست ۱۲۰۰۰ اینورتر بر بهبود بازده در بار جزئی تمرکز دارند [2][5].

۵. کندانسور و دفع حرارت به محیط

۵.۱ سه ناحیه دفع حرارت

کندانسور مجموع گرمای جذب‌شده در اواپراتور و کار کمپرسور را به هوای محیط منتقل می‌کند و این کار در سه ناحیه متوالی انجام می‌شود [1][2]. ناحیه نخست، خنک شدن بخار مافوق گرم تا دمای اشباع است و با وجود سهم کوچک در انتقال حرارت، بیشترین اختلاف دما را دارد. ناحیه دوم، تقطیر در دمای تقریباً ثابت است و بخش عمده گرما در همین ناحیه دفع می‌شود. ناحیه سوم، مادون سرد شدن مایع زیر دمای اشباع است که اثر سرمایشی ویژه را افزایش می‌دهد [1][16].

موازنه انرژی سیکل ایجاب می‌کند که ظرفیت کندانسور همواره از ظرفیت اواپراتور بزرگ‌تر باشد:

$$\dot{Q}_{\mathrm{cond}} = \dot{Q}_{\mathrm{evap}} + \dot{W}_{\mathrm{comp}}$$

۵.۲ دمای تقطیر و اقلیم

دمای تقطیر تابع مستقیم دمای هوای ورودی به کندانسور است و در طراحی متعارف حدود ۱۰ تا ۱۵ کلوین بالاتر از آن قرار می‌گیرد [2][10]. هر عاملی که این اختلاف را بزرگ‌تر کند، از جمله آلودگی پره‌ها، بازچرخش هوای گرم خروجی به ورودی، یا نصب در محفظه بدون تهویه، فشار دهش را بالا می‌برد و بازده را کاهش می‌دهد [2][14]. در شهرهایی مانند بندرعباس و کرمان که دمای طرح تابستانی بالا است، انتخاب مدل‌های طراحی‌شده برای شرایط آزمون T3 اهمیت بیشتری پیدا می‌کند؛ صفحه کولر گازی در بندرعباس به همین ملاحظات اقلیمی می‌پردازد [4].

۶. وسیله انبساط و کنترل جریان مبرد

۶.۱ فرایند خفگی

وسیله انبساط مرز میان سمت فشار بالا و سمت فشار پایین است و دو وظیفه هم‌زمان دارد: کاهش فشار مایع مادون سرد تا فشار تبخیر، و تنظیم دبی مبرد متناسب با بار حرارتی اواپراتور [2][3]. این فرایند با آنتالپی ثابت مدل می‌شود، زیرا نه کاری انجام می‌شود و نه انتقال حرارت قابل توجهی رخ می‌دهد [1][9]:

$$h_4 = h_3$$

پیامد این فرایند، تبخیر آنی بخشی از مایع است. در مثال عددی بخش هفتم، کیفیت مبرد در ورودی اواپراتور به حدود ۲۰ درصد می‌رسد؛ یعنی یک‌پنجم جرم مبرد پیش از ورود به کویل بخار می‌شود و دیگر در ظرفیت سرمایشی سهمی ندارد [1][11]. کاهش این کسر با افزایش مادون سرد، یکی از راه‌های ساده بهبود اثر سرمایشی ویژه است [16].

۶.۲ گونه‌های وسیله انبساط

گونه	سازوکار کنترل	کاربرد متعارف	رفتار در بار متغیر
لوله موئین	مقاومت ثابت هیدرولیکی	دستگاه‌های ظرفیت ثابت	تطبیق ندارد و مافوق گرم با بار نوسان می‌کند
شیر انبساط ترموستاتیک	پایش مافوق گرم خروجی اواپراتور	ظرفیت‌های متوسط و بالا	مافوق گرم را در محدوده هدف نگه می‌دارد
شیر انبساط الکترونیکی	فرمان کنترلر بر پایه داده حسگرها	دستگاه‌های اینورتر	تطبیق سریع با دور متغیر کمپرسور

در دستگاه‌های با لوله موئین، شارژ مبرد بخشی از طراحی است و تغییر آن مستقیماً نقطه کار سیکل را جابه‌جا می‌کند؛ همین ویژگی، این دستگاه‌ها را نسبت به خطای شارژ حساس‌تر از دستگاه‌های مجهز به شیر انبساط می‌کند [13][14].

۷. تحلیل کمی روی نمودار فشار-آنتالپی

۷.۱ چهار نقطه حالت

نمودار فشار-آنتالپی ابزار استاندارد تحلیل سیکل تبرید است. محور عمودی آن فشار در مقیاس لگاریتمی و محور افقی آن آنتالپی ویژه است، و منحنی زنگوله‌ای ناحیه دوفازی را از مایع مادون سرد در سمت چپ و بخار مافوق گرم در سمت راست جدا می‌کند [1][10]. چهار نقطه حالت سیکل عبارت‌اند از خروجی اواپراتور و ورودی کمپرسور (۱)، خروجی کمپرسور (۲)، خروجی کندانسور (۳) و ورودی اواپراتور (۴).

۷.۲ مثال عددی برای یک دستگاه ۱۲۰۰۰ BTU/h

فرض‌های محاسبه به شرح زیر هستند: مبرد R-410A، دمای تبخیر ۷ درجه سلسیوس، دمای تقطیر ۴۵ درجه سلسیوس، مافوق گرم ۵ کلوین، مادون سرد ۵ کلوین و بازده آیزنتروپیک کمپرسور ۰٫۷۰ [11]. مقادیر آنتالپی از جدول خواص مبرد استخراج می‌شوند و همگی تقریبی هستند.

نقطه حالت	شرح	فشار (MPa)	دما (°C)	آنتالپی (kJ/kg)
1	ورودی کمپرسور، بخار مافوق گرم	1.09	12	432
2s	خروجی تراکم آیزنتروپیک	2.73	~68	465
2	خروجی واقعی کمپرسور	2.73	~80	479
3	خروجی کندانسور، مایع مادون سرد	2.73	40	263
4	ورودی اواپراتور، مخلوط دوفازی	1.09	7	263

محاسبه کمیت‌های سیکل:

$$\begin{aligned} q_{\mathrm{evap}} &= h_1 - h_4 = 432 - 263 = 169\ \mathrm{kJ/kg} \\ w_{\mathrm{comp,ideal}} &= h_{2s} - h_1 = 465 - 432 = 33\ \mathrm{kJ/kg} \\ w_{\mathrm{comp,real}} &= \frac{h_{2s} - h_1}{0.70} = 47\ \mathrm{kJ/kg} \\ q_{\mathrm{cond}} &= h_2 - h_3 = 479 - 263 = 216\ \mathrm{kJ/kg} \\ \mathrm{COP}_{\mathrm{cycle}} &= \frac{169}{47} = 3.6 \end{aligned}$$

برای ظرفیت اسمی ۱۲۰۰۰ BTU/h معادل $3.52\ \mathrm{kW}$، دبی جرمی لازم برابر است با:

$$\begin{aligned} \dot{m} &= \frac{3.52}{169} = 0.0208\ \mathrm{kg/s} \approx 75\ \mathrm{kg/h} \\ \dot{W}_{\mathrm{comp}} &= 0.0208 \times 47 = 0.98\ \mathrm{kW} \end{aligned}$$

اگر توان فن داخلی و فن خارجی روی هم $0.12\ \mathrm{kW}$ باشد، توان ورودی کل به $1.10\ \mathrm{kW}$ می‌رسد و شاخص بازده دستگاه برابر $\mathrm{EER} = 3.52 / 1.10 = 3.2\ \mathrm{W/W}$ یا حدود $10.9\ \mathrm{BTU/W{\cdot}h}$ می‌شود [4][6]. تفاوت میان عدد ۳٫۶ سیکل و عدد ۳٫۲ دستگاه، دقیقاً همان سهم توان جانبی است که در بخش ۱.۳ به آن اشاره شد.

۷.۳ حساسیت به دمای تقطیر

جدول زیر همان سیکل را با دمای تبخیر ثابت ۷ درجه سلسیوس و سه دمای تقطیر مختلف مقایسه می‌کند. اعداد تقریبی هستند و هدف آن‌ها نشان دادن شدت وابستگی بازده به دمای محیط است [11].

دمای تقطیر (°C)	اثر سرمایشی ویژه (kJ/kg)	کار ویژه واقعی (kJ/kg)	COP سیکل	تغییر نسبت به مبنا
45	169	47	3.6	مبنا
50	157	54	2.9	حدود ۱۹٪ افت بازده
55	146	61	2.4	حدود ۳۳٪ افت بازده

نتیجه مهم این است که افزایش ۱۰ کلوینی دمای تقطیر، ظرفیت را حدود ۱۴ درصد و ضریب عملکرد را حدود یک‌سوم کاهش می‌دهد. همین رابطه توضیح می‌دهد که چرا تمیز نگه داشتن کویل خارجی و تأمین تهویه آزاد برای یونیت بیرونی، از بسیاری از اقدامات دیگر اثر بیشتری بر قبض برق دارد [2][14].

افت دمای تبخیر نیز اثر مشابهی دارد، اما سازوکار غالب در آن متفاوت است. کاهش دمای تبخیر از ۷ به ۲ درجه سلسیوس، چگالی بخار مکش را حدود ۱۰ درصد کم می‌کند و در حجم جابه‌جایی ثابت کمپرسور، دبی جرمی و در نتیجه ظرفیت به همان نسبت افت می‌کند [2][11].

۸. مافوق گرم و مادون سرد به‌عنوان زبان تشخیص

مافوق گرم اختلاف دمای بخار خروجی از اواپراتور با دمای اشباع متناظر با فشار مکش است و مقدار مشخصی از آن برای حفاظت کمپرسور در برابر ورود مایع ضروری است [2][3]. مادون سرد نیز اختلاف دمای مایع خروجی از کندانسور با دمای اشباع متناظر با فشار دهش است و شاخص مقدار مبرد ذخیره‌شده در سمت فشار بالا به شمار می‌رود [3][16]. خواندن هم‌زمان این دو کمیت، روش استاندارد ارزیابی سلامت سیکل است و از تکیه صرف بر فشار، بسیار دقیق‌تر عمل می‌کند [3][14].

نشانه اندازه‌گیری‌شده	مافوق گرم	مادون سرد	علت محتمل
کمبود مبرد در مدار	بالا	پایین	نشتی یا شارژ ناکافی
مبرد اضافی در مدار	پایین	بالا	شارژ بیش از حد
انسداد در خط مایع یا فیلتر درایر	بالا	بالا	گرفتگی مسیر و افت دبی
کاهش دبی هوای یونیت داخلی	پایین	عادی تا بالا	فیلتر آلوده، کویل کثیف یا فن کند
آلودگی کویل خارجی	عادی	متغیر	فشار دهش بالا و افت ظرفیت
حضور گازهای غیرقابل تقطیر	عادی	ظاهراً بالا	خلأگیری ناقص پیش از شارژ

تفسیر این جدول به گونه وسیله انبساط وابسته است. در دستگاه‌های مجهز به شیر انبساط ترموستاتیک، مافوق گرم توسط خود شیر تثبیت می‌شود و مادون سرد شاخص اصلی داوری درباره شارژ است، در حالی که در دستگاه‌های با لوله موئین هر دو کمیت باید هم‌زمان خوانده شوند [3][13]. پژوهش‌های میدانی نشان می‌دهند که خطای شارژ در محدوده ۲۰ درصد کمبود می‌تواند ظرفیت را بیش از ۱۰ درصد و بازده را به میزان محسوسی کاهش دهد، و اثر شارژ اضافی در دستگاه‌های با لوله موئین شدیدتر از دستگاه‌های با شیر انبساط است [13][14].

۹. پیکربندی اسپلیت و پیامدهای اجرایی آن

در پیکربندی اسپلیت، اجزای سیکل میان دو محفظه توزیع می‌شوند تا منابع صدا و گرما از فضای مطبوع دور بمانند [2]. یونیت داخلی شامل اواپراتور، فن دمنده، فیلتر هوا و تشتک تخلیه کندانس است و یونیت خارجی کمپرسور، کندانسور، فن محوری و در بیشتر طرح‌ها وسیله انبساط را در خود جای می‌دهد [2]. دو خط لوله مسی عایق‌شده این دو بخش را به هم متصل می‌کنند: خط مایع با قطر کوچک‌تر و خط مکش با قطر بزرگ‌تر [2][3].

طول خطوط و اختلاف ارتفاع میان دو یونیت سه اثر مهندسی دارند. نخست، افت فشار در خط مکش دمای اشباع مکش را پایین می‌آورد و ظرفیت را کاهش می‌دهد. دوم، افت فشار در خط مایع می‌تواند به تبخیر زودرس در خط بینجامد و عملکرد وسیله انبساط را مختل کند. سوم، بازگشت روغن به کمپرسور در مسیرهای بلند یا صعودی به سرعت کافی جریان بخار نیاز دارد [2][3]. به همین دلیل سازندگان برای هر مدل، بیشینه طول و بیشینه اختلاف ارتفاع مجاز و مقدار مبرد اضافی به ازای هر متر طول اضافه را مشخص می‌کنند و رعایت این محدوده‌ها بخشی از تعهد فنی نصب در نمایندگی تراست است [2][3].

تخلیه هوا و رطوبت از مدار پیش از شارژ نیز یک الزام اجرایی است. گازهای غیرقابل تقطیر در بالای کندانسور جمع می‌شوند، فشار دهش را بالای مقدار متناظر با دمای تقطیر می‌برند و کار کمپرسور را افزایش می‌دهند، در حالی که رطوبت باقی‌مانده با روغن واکنش می‌دهد و به تشکیل اسید و گرفتگی وسیله انبساط می‌انجامد [3][8].

۱۰. کمپرسور اینورتر و رفتار در بار جزئی

بار سرمایشی یک ساختمان در بیشتر ساعات سال کمتر از بار طراحی است و دستگاه ظرفیت ثابت این اختلاف را با روشن و خاموش شدن متناوب جبران می‌کند [5][6]. هر بار راه‌اندازی با دو هزینه همراه است: تلفات گذرا تا رسیدن سیکل به حالت پایدار، و بازتوزیع مبرد میان دو سمت فشار که بخشی از ظرفیت اولیه را صرف بازسازی اختلاف فشار می‌کند [5][10].

کمپرسور اینورتر با تغییر فرکانس تغذیه، دور موتور و در نتیجه دبی جرمی مبرد را متناسب با بار لحظه‌ای تنظیم می‌کند [2][5]. مزیت ترمودینامیکی این کار در بار جزئی روشن است: کاهش دبی جرمی به معنای کاهش شار حرارتی در مبدل‌ها است، و مبدل‌هایی که برای بار کامل طراحی شده‌اند در بار جزئی سطح بیشتری به ازای هر کیلووات فراهم می‌کنند. نتیجه، بالا رفتن دمای تبخیر و پایین آمدن دمای تقطیر و در نتیجه کاهش نسبت فشار و افزایش ضریب عملکرد است [5][10].

سنجش این مزیت با شاخص‌های تک‌نقطه‌ای ممکن نیست و به همین دلیل شاخص‌های فصلی تعریف شده‌اند که عملکرد را در دامنه‌ای از دماهای محیط و با وزن‌دهی ساعات کارکرد ارزیابی می‌کنند [5][6]. باید توجه داشت که مزیت اینورتر شرطی است: در کاربردهایی با کارکرد کوتاه و در بار نزدیک به ظرفیت اسمی، تفاوت عملی میان مدل اینورتر و مدل ظرفیت ثابت کوچک می‌شود و تلفات مبدل توان الکترونیکی بخشی از مزیت را می‌بلعد [5][6].

۱۱. فاصله میان عملکرد میدانی و داده کاتالوگ

داده کاتالوگ در شرایط آزمون استاندارد و در حالت پایدار به دست می‌آید. استاندارد آزمون تجهیزات بدون کانال، شرایط T1 را با دمای هوای خارج ۳۵ درجه سلسیوس و شرایط T3 را با دمای هوای خارج ۴۶ درجه سلسیوس تعریف می‌کند [4]. بنابراین ظرفیت گزارش‌شده برای یک کولر گازی در شرایط T1، در ظهر تابستان بندرعباس یا اهواز قابل انتظار نیست و مقایسه دو دستگاه تنها زمانی معنا دارد که شرایط آزمون یکسان باشد [4][6].

منابع اصلی فاصله میان عملکرد میدانی و داده کاتالوگ عبارت‌اند از انحراف دمای محیط از شرایط آزمون، خطای شارژ مبرد، افت دبی هوا در دو سمت، افت فشار خطوط طولانی، بازچرخش هوای گرم در اطراف یونیت خارجی و کارکرد در بار جزئی با چرخه‌های کوتاه [13][14]. مطالعات میدانی نشان می‌دهند که ترکیب این عوامل می‌تواند بازده واقعی را به‌طور محسوسی پایین‌تر از عدد برچسب ببرد، بی‌آنکه دستگاه از نظر ظاهری خراب به نظر برسد [14].

محدودیت‌های این بازبینی

تحلیل ارائه‌شده بر مدل حالت پایدار و تک‌مرحله‌ای سیکل استوار است و رفتار گذرای راه‌اندازی، توزیع نایکنواخت مبرد میان مدارهای کویل و اثر روغن در گردش را در بر نمی‌گیرد [1][10]. مقادیر عددی برای مبرد R-410A و در یک نقطه کار مشخص محاسبه شده‌اند و برای مبردهایی مانند R-32 با خواص ترمودینامیکی متفاوت، اعداد تغییر می‌کنند، هرچند روندها پابرجا می‌مانند [11].

افزون بر این، ضریب عملکرد تنها یک معیار از چند معیار انتخاب است و ملاحظاتی مانند سطح صدا، رفتار در دمای بسیار بالا، هزینه چرخه عمر، دسترسی به قطعات و الزامات ایمنی مبرد در این چارچوب کمی نمی‌گنجند [8]. سرانجام، جدول نشانه به علت در بخش هشتم یک راهنمای مفهومی است و جایگزین اندازه‌گیری با تجهیز کالیبره و داوری تکنسین دارای صلاحیت نمی‌شود [3].

جمع‌بندی

سیکل تبرید تراکمی بخار با چهار جزء اواپراتور، کمپرسور، کندانسور و وسیله انبساط، چارچوبی فشرده اما دقیق برای فهم عملکرد کولر گازی اسپلیت فراهم می‌کند. ارزش این چارچوب در آن است که مفاهیم انتزاعی ترمودینامیک را به کمیت‌های قابل اندازه‌گیری در محل نصب ترجمه می‌کند: فشار مکش نماینده دمای تبخیر، فشار دهش نماینده دمای تقطیر، و اختلاف دماهای مافوق گرم و مادون سرد نماینده وضعیت شارژ و دبی مبرد.

تحلیل عددی نشان می‌دهد که بازده سیکل بیش از هر چیز به فاصله میان دو سطح دمایی وابسته است. افزایش ۱۰ کلوینی دمای تقطیر در مثال بررسی‌شده، ضریب عملکرد را حدود یک‌سوم کاهش می‌دهد، در حالی که هیچ قطعه‌ای معیوب نشده است. همین حساسیت است که تمیزی کویل خارجی، تهویه محل نصب یونیت بیرونی، دبی کافی هوای داخلی و صحت شارژ را از توصیه‌های سلیقه‌ای به الزامات مهندسی تبدیل می‌کند.

در نهایت، انتخاب آگاهانه میان گونه‌های مختلف کولر گازی تراست، از مدل‌های اینورتر تا سری‌های تروپیکال، زمانی معنا پیدا می‌کند که خریدار بداند هر یک از این طراحی‌ها کدام محدودیت سیکل را هدف گرفته است. مدل اینورتر رفتار بار جزئی را بهبود می‌دهد و مدل تروپیکال پایداری عملکرد را در دمای تقطیر بالا حفظ می‌کند؛ هیچ‌یک جایگزین دیگری نیست و انتخاب درست از تحلیل شرایط کاربرد بیرون می‌آید.

منابع

استانداردها و آیین‌نامه‌ها

1. ASHRAE, ASHRAE Handbook — Fundamentals, Chapter 2: Thermodynamics and Refrigeration Cycles, American Society of Heating, Refrigerating and Air-Conditioning Engineers.
2. ASHRAE, ASHRAE Handbook — HVAC Systems and Equipment, Chapters on Compressors, Condensers, Air-Cooling Coils and Unitary Air Conditioners.
3. ASHRAE, ASHRAE Handbook — Refrigeration, Chapters on System Practices for Halocarbon Refrigerants and Refrigerant Control Devices.
4. ISO 5151, Non-ducted Air Conditioners and Heat Pumps — Testing and Rating for Performance, International Organization for Standardization.
5. ISO 16358-1, Air-cooled Air Conditioners and Air-to-Air Heat Pumps — Testing and Calculating Methods for Seasonal Performance Factors — Part 1: Cooling Seasonal Performance Factor, International Organization for Standardization.
6. ANSI/AHRI Standard 210/240, Performance Rating of Unitary Air-Conditioning and Air-Source Heat Pump Equipment, Air-Conditioning, Heating and Refrigeration Institute.
7. ANSI/AHRI Standard 540, Performance Rating of Positive Displacement Refrigerant Compressors, Air-Conditioning, Heating and Refrigeration Institute.
8. ANSI/ASHRAE Standard 15 and Standard 34, Safety Standard for Refrigeration Systems and Designation and Safety Classification of Refrigerants, ASHRAE.

کتاب‌ها و مقالات علمی

9. M. J. Moran, H. N. Shapiro, D. D. Boettner, M. B. Bailey, Fundamentals of Engineering Thermodynamics, Chapter on Refrigeration and Heat Pump Systems, Wiley.
10. W. F. Stoecker, J. W. Jones, Refrigeration and Air Conditioning, McGraw-Hill.
11. E. W. Lemmon, I. H. Bell, M. L. Huber, M. O. McLinden, NIST Reference Fluid Thermodynamic and Transport Properties Database (REFPROP), Version 10, National Institute of Standards and Technology, 2018.
12. P. A. Domanski, D. A. Didion, Evaluation of suction-line/liquid-line heat exchange in the refrigeration cycle, International Journal of Refrigeration, 17(7), 1994.
13. J. M. Choi, Y. C. Kim, The effects of improper refrigerant charge on the performance of a heat pump with an electronic expansion valve and capillary tube, Energy, 27(4), 2002.
14. W. Kim, J. E. Braun, Evaluation of the impacts of refrigerant charge on air conditioner and heat pump performance, International Journal of Refrigeration, 35(7), 2012.
15. S. A. Klein, D. T. Reindl, K. Brownell, Refrigeration system performance using liquid-suction heat exchangers, International Journal of Refrigeration, 23(8), 2000.
16. B. A. Qureshi, S. M. Zubair, The effect of refrigerant combinations on performance of a vapor compression refrigeration system with dedicated mechanical subcooling, International Journal of Refrigeration, 35(1), 2012.