Deniz Yıldırım - English to Turkish translator. Translation services in Linguistics

Working languages:

English to Turkish
Turkish to English
Turkish (monolingual)

Deniz Yıldırım
I'll work for low amounts of payment

Çanakkale, Canakkale, Türkiye

Local time: 22:54 +03 (GMT+3)

Native in: Turkish (Variants: Izmir, Cypriot)

Send email

Feedback from
clients and colleagues
on Willingness to Work Again

No feedback collected

Translation student

This person has a SecurePRO™ card. Because this person is not a ProZ.com Plus subscriber, to view his or her SecurePRO™ card you must be a ProZ.com Business member or Plus subscriber.

This person is not affiliated with any business or Blue Board record at ProZ.com.

Specializes in:
Linguistics	Poetry & Literature
Slang	Idioms / Maxims / Sayings
Law (general)	Advertising / Public Relations
Tourism & Travel	Cinema, Film, TV, Drama
Education / Pedagogy	Gaming/Video-games/E-sports

Open to considering volunteer work for registered non-profit organizations

Turkish Lira (try)

Sample translations submitted: 4

Turkish to English: THE ARRIVAL OF THE ALLIED FLEET IN ISTANBUL AND THEIR ACTIVITIES ACCORDING TO TURKISH PRESS General field: Social Sciences Detailed field: History
Source text - Turkish TÜRK BASININA GÖRE İTİLAF DONANMASININ İSTANBUL’A GELİŞİ VE FAALİYETLERİ Mesut YAVAŞ* Özet Bu çalışma, İtilaf donanmasının İstanbul’a gelişini ve faaliyetlerini dönemin Türk basını üzerinden vermeyi amaçlamaktadır. Radyo ve televizyonun olmadığı bir dünyada gazetelerin haber, bilgi, düşünce ve yorumların çok daha geniş kitlelere ulaştırılmasında, yayılmasında ve kamuoyu oluşturulmasında önemli bir kitle iletişim aracı olduğu varsayımından hareketle, dönemin yüksek tirajlı gazetelerinden İkdam, Sabah, Tasvir-i Efkâr, Vakit ve Hadisat gazeteleri olayların izini sürmek ve yaşananları günümüze aktarmak için zengin bir miras olarak değerlendirilmiş ve bu çalışmanın ana kaynakçasını oluşturmuştur. Çalışma, gazetelerin gücünün ve toplumsal fayda için öneminin farkında olan İtilaf Devletleri’nin basına sansür koyduğu 22 Kasım 1918 tarihi ve bunun 1918 yılı Aralık ayı başında Meclis-i Vükelâ kararıyla resmileştirilmesi de dikkate alınarak, Mondros Mütarekesi’nin imzalanmasından başlayarak 1918 yılı sonuna kadar olan dönemi kapsamaktadır. Çalışmada ilk olarak İtilaf Donanmasının faaliyetleriyle ilgili gazetelerde çıkan her türlü bilgi, haber, yorum, röportaj, makale, vd. tespit edilmiştir. Daha sonra bu bilgilerin önce transkripsiyonu, akabinde ise sadeleştirilmesi yapılarak çalışmada kullanılacak ve yorumlanacak hale getirilmiştir. Çalışmanın kaynakçası yalnızca gazetelerle sınırlı tutulmamıştır. Ayrıca dönemi ihtiva eden çok sayıda hatırat, araştırma eser, makale, bildiri, vd. incelenmiş ve bunlardan geniş ölçüde faydalanılmıştır. Bu çalışmanın konusu İtilaf donanmasının İstanbul’a gelişi ve faaliyetleridir. Bu bağlamda ilk olarak İtilaf donanmasının İstanbul’a gelişi öncesinde Marmara Denizi’nde ve İstanbul’da yaşanan gelişmeler ve alınan tedbirler ele alınmıştır. İtilaf donanmasını teşkil eden devletler ile donanmada yer alan gemilerin sayısı, çeşidi ve teknik özellikleri tespit edilmiştir. Ayrıca İtilaf donanmasının İstanbul Boğazı’ndaki konuşlanması ayrıntılı olarak incelenmiştir. İtilaf askerlerinin karaya çıkarak işgallere başlaması ise bu çalışmada ele alınan önemli başlıklardan birisidir. İtilaf Devletleri’nin İstanbul’daki askeri teşkilatlanması, itilaf askeri temsilcilerinin Bab-ı âli ile olan ilişkileri ve bu devletlere ait sefaretlerin bu süreçteki işlevi çalışmada ele alınan diğer başlıklardır. İtilaf donanmasının ve itilaf askerlerinin İstanbul’daki faaliyetleri karşısında İtilaf Devletleri askeri temsilcilerinin ve hükümet yetkililerinin beyanları, İtilaf donanmasının İstanbul’a gelişinin gayri Müslim unsurlar üzerindeki etkileri çalışmanın diğer başlıklarıdır. Konunun içeriğini oluşturan tüm bu başlıklar, çalışmada dönemin gazetelerine yansıyan yönleriyle ele alınmış ve basının dilinden değerlendirilmiştir. Anahtar Kelimeler: Osmanlı Devleti, İtilaf Devletleri, İtilaf Donanması, İstanbul’un İşgali * Dr. Öğr. Üyesi, Çanakkale Onsekiz Mart Üniversitesi, [email protected] THE ARRIVAL OF THE ALLIED FLEET IN ISTANBUL AND THEIR ACTIVITIES ACCORDING TO TURKISH PRESS Abstract This study aims to convey information regarding arrival of the Allied fleet in Istanbul and their activities through Turkish press of the time. Given the fact that newspapers were significant mass media tools in conveying and circulating news, information, thoughts and comments to a much larger masses as well as creating public opinion in a world where radio and television did not exist, the newspapers of İkdam, Sabah, Tasvir-i Efkâr, Vakit and Hadisat which had wide circulation at that time were assessed as rich heritages for tracking back the incidents and conveying the past experiences to the present, and they formed the main reference points of this study. The study examines the period starting from contracting date of Armistice of Moudros till the end of 1918 by taking into consideration the date of 22 November 1918 on which the Allied Powers, who were aware of the strength of newspapers and their importance for social benefit, censored the press and by officializing the said censorship with the decree of Meclis-i Vükelâ (Council of Ministers) on early December, 1918. First, all kind information, news, comments, interviews, articles, etc. which were published on newspapers regarding activities of the Allied Powers were determined. Thereafter, firstly transcription and then simplification of these resources were conducted and they were made ready to use and interpret for the study. The references of the study were not limited to only newspapers. In addition, it was benefitted from many memoirs, research works, articles, manifestos, etc. and these sources were widely used within the scope of the study. The subject of this study is the arrival of the Allied fleet in Istanbul and their activities. In this context, firstly, the developments and precautions experienced and taken in the Sea of Marmara and Istanbul before the Allied fleet arrived in Istanbul were discussed. The states constituting the Allied fleet as well as number, type and technical features of the ships of the fleet were determined. Moreover, deployment of the Allied fleet on Bosporus was examined comprehensively. On the other hand, the Allied soldiers’ disembarking and commencing invasion was one of the important topics of this study. Military organization of the Allied Powers, the relationships of the Allied military representatives with Ottoman Porte and the functions of embassies of those states were among the other topics discussed in this study. Statements of the Allied Powers, military representatives and government officials for the activities of the Allied fleet and Allied soldiers in Istanbul, the effects of arrival of the Allied fleet in Istanbul on non-Muslims were other topics of the study. All of these topics constituting the context of the subject were discussed within the study in accordance with the aspects of the newspaper of the time and assessed from the perspective of press language. Keywords: Ottoman Empire, Allied Powers, Allied Fleet, Invasion of Istanbul 1. Mondros Mütarekesi Sonrasında İtilaf Donaması Hakkında Basında Çıkan Haberler Mondros Ateşkes Antlaşması’nın imzalanmasının basında geniş yer aldığı görülmektedir. Nitekim bu konuda yapılan değerlendirmelerde itilaf donanmasının faaliyetlerine de yer verilmiştir. “İ’tilâf Sefâininin Tersanemizde Tamiri” başlığı ile verilen bir haberde İstanbul’daki tersane ve baruthane gibi yerlerin kontrolünün itilaf devletlerinin askerlerine bırakılacağı bildirilmiştir. Haberin devamında bu durumda itilaf devletlerinin isterlerse bu tersanelerde harp gemilerinin ufak tefek onarımlarını yapabilecekleri aktarılmıştır. Gerçekten de ilerleyen günlerde İstanbul’a gelecek olan itilaf donanması temsilcileri ile hükümet arasında bu konuda bir mutabakatın sağlandığı görülecektir. “Sefâin-i Harbiyemiz Ne Olacak” başlıklı haberde ise mütarekenin gereği olarak Osmanlı harp gemilerinin güvenli bir yerde itilaf deniz birliklerinin kontrolüne bırakılacağı belirtilmiştir. İtilaf devletlerinin çeşitli sebeplerle harp gemilerine el koymalarına ihtimal dahi verilmediği vurgulanmıştır. Ayrıca harbin doğuda olduğu gibi batıda da sona ereceği öngörülmüş ve itilaf devletlerinin Osmanlının üç beş parça gemisini kullanmaya ihtiyaç duyacaklarına ihtimal dahi verilmemiştir. İtilaf Donanması İstanbul’a gelmeden önce bu konuda basında çıkan haberler genelde boğazların ne zaman açılacağı ve itilaf donanmasının İstanbul’a ne zaman geleceği yönünde olmuştur. Fakat bunun yanı sıra donanmanın İstanbul’da kalıp kalamayacağı sorusu da gündeme gelmiştir. Basında çıkan haber ve yorumlarda boğazlar açılır açılmaz itilaf gemilerinin boğazlardan geçmeye başlayacağı dile getirilmiş ve yapılan değerlendirmelerde bu gemilerin hiçbir zaman İstanbul Limanı’nda sürekli olarak kalmayacakları öngörülmüştür. Bu gemilerin yalnızca onarımı esnasında tersaneye girecekleri düşünülmüştür. Mondros Mütarekesi sonrası bu konuda dile getirilen ilk konulardan birisi, itilaf donanmasının Çanakkale Boğazı’ndan geçip geçmediği meselesi olmuştur. Nitekim antlaşmanın hemen akabinde Rumca yayın yapan gazetelerin itilaf donanmasının Çanakkale Boğazı’ndan içeri girdiği yönünde haberler yazdığı, fakat yapılan araştırmalar neticesinde bu haberin doğru olmadığının anlaşıldığı okuyucuya aktarılmıştır. İtilaf donanmasıyla ilgili olarak merak edilen bir diğer konu da bu donanmada İtalyan ve Yunan gemilerinin olup olmayacağı olmuştur. Bu konuda çıkan bir haberde bu iki devlete ait gemilerin İstanbul’a hiç gelmemesi için çalışıldığı aktarılmıştır. Çünkü adı geçen devletlerden bilhassa Yunanistan ile Osmanlı hükümeti arasındaki ilişkilerin çatışma halinde olmasına rağmen, düşmanlık olmadığı ve bundan dolayı da kendileriyle bir ateşkese gerek olmadığı ifade edilmiştir. Bununla beraber İtalya ve Yunanistan’ın, İngilizlerin ve Fransızların müttefiki olmaları hasebiyle gerektiğinde bunların gemilerinin Karadeniz’e gitmelerini engellemenin ise mümkün olmadığı ifade edilmiştir. Fakat bu iki devletin gemilerinin Karadeniz’e geçmeleri kararlaştırıldığında ise bu gemilerin ancak gece İstanbul’dan geçebilecekleri belirtilmiştir. Mondros Ateşkes Antlaşması’nın basına duyurulmasından sonra Bahriye Nazırı Rauf Bey ile yapılan bir mülakatta, boğazlar konusu gündeme gelmiş ve kendisine boğazların açılmasının ve istihkâmlarının itilaf askerleri tarafından işgalinin doğru olup olmadığı sorulmuştur. Rauf Bey verdiği cevapta boğazların açılmasının doğru olduğunu beyan etmiştir. 2. Mondros Mütarekesi’ne Göre Boğazlar Meselesi ve Boğazların Temizlenmesi Çalışmaları Boğazlar meselesi, 30 Ekim 1918 tarihinde imzalanmış olan Mondros Mütarekesi’nin ilk maddesini oluşturması hasebiyle dikkat çekicidir. 25 maddeden oluşan mütarekenin ilk maddesi boğazlar ve istihkâmlarıyla ilgilidir. Buna göre Karadeniz’e geçiş için Çanakkale ve Karadeniz Boğazlarının açılması ve Karadeniz’e geçişin sağlanması temin edilecektir. Ayrıca Çanakkale ve Karadeniz istihkâmları, müttefikler tarafından işgal edilecektir. Mondros Mütarekesi’nin boğazlarla ilgili maddesinin tatbikine yönelik olarak basında çıkan haberlerde, bu konuda bazı yanlış anlaşılmaların olduğuna dikkat çekilmiştir. Nitekim bu bağlamda çıkan bir haberde Çanakkale ve Karadeniz [İstanbul] Boğazlarında bulunan istihkâmların itilaf kuvvetlerince işgal altına alınmasının imzalanan mütarekenin maddeleri gereği olduğu hatırlatılmıştır. Haberin devamında itilaf işgal kuvvetlerinin arasında yüzde on nispetinde Osmanlı kuvvetinin de bulunacağı ileri sürülmüştür. Bazı gazetelerin bu haberden dolayı yanlış bir kanıya kapıldıkları ve ateşkes antlaşmasının boğazların işgaline dair olan maddesinin değiştirildiğini yazdıkları belirtilmiştir. Gazeteye göre boğazlarla ilgili madde değişikliğe uğramamış, yalnızca maddenin uygulanması bu şekilde tespit edilmiştir. Nitekim ilerleyen günlerde İstanbul Boğazı’ndaki mevzileri işgal eden İngilizlerin her topun başında 2 askeri bıraktıkları görülecektir. Mondros Ateşkes Antlaşması’nın imzalanmasından başlayarak itilaf donanmasının İstanbul’a gelişine kadar geçen süreçte Çanakkale Boğazı’nın torpillerden temizlenmesine yönelik çalışmalara, gazete sayfalarında sıkça yer verildiği görülmektedir. Bu konuda çıkan bir haberde Çanakkale Boğazı’ndaki torpillerin temizlenmesi çalışmalarına hızla devam edildiği aktarılmıştır. Haberin devamında dört seneden beri deniz suyunun akıntılarıyla yer değiştirmiş olan çok sayıda torpilin bulunduğu ve bunların toplanması çalışmalarının ne zaman sona ereceğinin ise Bahriye Nezaretince dahi bilinmediği ifade edilmiştir. Bu konudaki bir diğer haberde ise Çanakkale'deki torpillerin temizlenmesi çalışmalarının henüz bitmediği, tarama faaliyetlerini icra eden itilaf gemilerinden birinin de torpile çarparak battığı bildirilmiştir. Boğazların torpillerden temizlenmesi çalışmaları rüzgâr ve sisten kaynaklanan hava şartları gerekçesiyle zaman zaman kesintiye de uğramıştır. Bu durum İstanbul’a gelecek olan itilaf heyetinin bir iki gün de olsa gecikmesine sebep olmuştur. Çanakkale Boğazı’nın temizlenmesiyle ilgi olarak hava şartlarına atıf yapılan bir başka haberde ise boğazın temizlenmesi çalışmalarına devam edildiği, fakat rüzgâr ve sis dolayısıyla çalışmalarda zorluklar yaşandığı dile getirilmiştir. Yüzen torpillerin koparak öteye beriye dağıldığı ve gemilerin serbestçe geçişine mâni olduğu aktarılan haberde, bundan dolayı İstanbul’a gelecek olan itilaf harp gemilerinin ancak üç dört gün sonra şehirde olmasının beklendiği bildirilmiştir. Çanakkale Boğazı’nın yanı sıra Karadeniz [İstanbul] Boğazı’nın da torpillerden temizlenmesi çalışmalarına süratle başlanılmıştır. Basında bu konuda çıkan haberlerde, torpil arama gemileri vâsıtasıyla Boğaz’da tarama faaliyetlerinin icra edilmekte olduğu ve havanın müsait olması durumunda birkaç güne kadar gemilerin serbestçe Karadeniz’e geçişlerinin mümkün olabileceği belirtilmiştir. Karadeniz Boğazı’yla ilgili olarak basında çıkan bir başka haberde ise iki üç güne kadar İstanbul’a gelecek olan itilâf birliklerinin Karadeniz Boğazı istihkâmları ile tersaneyi işgal edeceği ve bu birliklerin çoğunluğunu İngiliz askerinin teşkil edeceği aktarılmıştır. 3. İtilaf Donanmasının İstanbul’a Gelişi Öncesi Şehre Gelen Öncü Gemiler ve Askeri Heyetler İtilaf Donanması’nın İstanbul’a gelişinden çok daha öncesinde Mondros Mütarekesi gereğince hükümetle temaslarda bulunmak üzere bir İngiliz heyeti İstanbul’a gelmiştir. Albay Murphy (Mörfi)’nin başkanlığındaki heyette iki kara, iki de deniz subayı bulunmaktaydı ve heyet üyeleri Pera Palas Oteline yerleşmişlerdir. Mondros Mütarekesi’ni takip eden günlerde donamanın gelişi öncesinde sınırlı sayıda da olsa itilaf devletlerine ait savaş gemilerinin İstanbul’a geldikleri görülmektedir. Nitekim 4 yıl sonra ilk defa bir Fransız savaş gemisi İstanbul’dadır. Arian adlı Fransız gemisi Almanlardan ele geçirilmiş ve torpil arama gemisi olarak Çanakkale’ye gönderilmiştir. Bu gemiyle birlikte bir Fransız askeri heyeti de İstanbul’a gelmiştir. Müttefik ordularının iaşesi için teşkil edilen “İstanbul Menzil Noktası Fransız Komutanı” olarak basına bir demeç veren Fransız subayı, Çanakkale Boğazı’nın torpillerden temizlenmesi çalışmalarının henüz bitmediğini, bundan dolayı da kendisinin bu gemiyi tercih ettiğini ve torpil tarlaları arasından geçerek İstanbul’a geldiğini aktarmıştır. Müttefik donanmasından İstanbul’a ilk gelen geminin bir Fransız gemisi [kendileri] olduğunu ileri süren Fransız subayı, seyahati ile ilgili olarak ise sabit ve yerinden koparak sağa sola hareket eden torpiller arasındaki yolculuğunun hiç de hoş geçmediğini ifade etmiştir. Boğaz’ın ne zaman açılacağı konusundaki bir soruya ise torpillerin temizlenmesi işinin en az sekiz dokuz gün süreceğini belirtmiştir. Ayrıca torpil tarlalarının yanı sıra serseri torpilleri de toplamak gerektiğine dikkat çekmiş ve bunun hiç de kolay olmadığını vurgulamıştır. Bir muhabirin limana hangi savaş gemilerinin geleceği sorusuna ise, kendisinin hangi gemilerin geleceğini bilmediğini yalnız Mondros’ta İngilizlerin Agamemnon, Superb, Temeraire zırhlılarıyla; Fransızların Mirabeau, Didero(t), Verino, Justin zırhlılarının ve İtalyanların da Roma ve Piyemonte zırhlıları ile müteaddit kruvazörlerin bulunduğunu beyan etmiştir. Fransız subay, boğazlar dışında büyüklü küçüklü 200 geminin mevcut olduğunu belirterek, gemiler arasında şehre getirilmek üzere un ve saire erzak yüklü bir hayli nakliye gemisinin de yer aldığı aktarmıştır. Tarihler 10 Kasım’ı gösterdiğinde saat 15.30 sularında bir Fransız ve onu takip eden bir İngiliz torpidosu da İstanbul’a gelmiştir. Fransız torpidosu tek direkli ve 4 bacalı olup M.J markasını taşımaktaydı. Torpidoya bir Osmanlı bahriye zabiti ile iki bahriye neferini taşıyan 1 istimbot kılavuzluk etmiştir. Torpidolar rıhtımda birçok deniz ve kara subayı ile İstanbul muhafızı Fevzi Paşa tarafından karşılanmıştır. Fransız torpidosu rıhtıma yanaştıktan sonra bir gazete muhabiri gemi mürettebatından bir Fransız subayı ile mülakat gerçekleştirmiştir. Fransız gemisinin mürettebatının çoğunluğu İstanbul’u daha önceden tanıyan kişilerden oluşmuştur. Öyle ki bunlar muhabirin yönelttiği sorular dışında kendileri de muhabire bazı sorular yöneltmişler ve böylece memleketin siyasi havasına vakıf olduklarını göstermişlerdir. Mülakatta muhabir ilk olarak bulundukları geminin hangi görevle ve niçin önceden geldiğini sormuştur. Fransız subayı ve arkadaşları bu soruya gülerek verdikleri cevapta, gemilerinin süratli olduğunu söylemişlerdir. Muhabirin, diğer harp gemilerinin kaç gün sonra gelme ihtimâli vardır sorusunu ise bunun askeri bir sır olduğunu söyleyerek cevapsız bırakmışlardır. Daha sonra Fransız subaylar muhabire sorular yöneltmeye başlamışlar ve ilk olarak İstanbul'da Fransızca gazetelerin yayımlanıp yayımlanmadıklarını sormuşlardır. İsminin açıklanmasını istemeyen yüksek rütbeli bir Fransız subayı da hükümetin kimlerden kurulduğunu; Enver, Cemal ve Talat Paşalar ile Bahattin Şakir ve Doktor Nazım’ın ne olduklarını sormuştur. Bunların firar ettikleri cevabını alınca da muhabire dönerek niçin kaçırdınız sorusunu yöneltmiştir. Muhabir ise bunun siyasi bir sır olduğu cevabını vermiş, bunun üzerine Fransız subaylar aralarında gülüşmüşlerdir. Bir süre sonra da kendilerine tahsis edilen otomobiller rıhtıma gelmiş ve muhabir de oradan ayrılmıştır. Diğer yandan itilaf gemilerinin peyderpey İstanbul’a gelişinin devam ettiği görülmektedir. Bu bağlamda İstanbul’a Oryan-Şark adlı bir Fransız torpidosu ile Esrey isminde bir İngiliz torpidosu da gelmiştir. Fransız torpidosunun gemi kaptanı yüzbaşı, İngiltere’nin ki ise binbaşı rütbesinde bulunmaktadır. Torpidolar limana ulaşmasına müteakip, Liman Reisi Mahmut Bey her birine ayrı ayrı giderek hoş geldin demiştir. İtilaf gemilerinin İstanbul’a gelişiyle ilgili olarak basında çıkan bir başka haberde ise 12 Kasım akşamı saat 5 sularında 3 torpido Çanakkale'den İstanbul Limanı’na gelmiş ve Sarayburnu önlerinde 10 dakika kadar dolaştıktan sonra geldikleri istikamette geriye dönmüştür. 4. İtilaf Donanmasının İstanbul’a Hareketi ve Boğaz Sularına Demirlemesi İtilaf filosunun İstanbul’a gelişi öncesinde bu konuda basında birçok habere yer verilmiştir. Çıkan haberlerde donanmanın altmış gemiden oluştuğu ve itilaf filosunun önümüzdeki Perşembe günü İstanbul Limanı’na geleceği duyurulmuştur. Donanmada Yunan gemilerinin de bulunup bulunmayacağı hakkında ise resmi makamlardan herhangi bir açıklama yapılmadığı bildirilmiştir. İtilaf donanmasının yanı sıra basında çıkan haberlerde itilaf devletlerine mensup birçok ticaret gemisinin de İstanbul ve İzmir limanlarına gelmek üzere Pire’ye ve Akdeniz Adalarına ulaştıkları haber verilmiştir. İtilaf donanmasının gelişiyle ilgili olarak basında çıkan bir başka haberde ise itilaf harp gemilerinin 12 Kasım tarihinden itibaren Çanakkale Boğazı’ndan geçmeye başladıkları duyurulmuştur. Habere göre 11 Kasım akşamı 6 adet, 12 Kasım sabahı saat sekizde 9 adet, aynı gün öğleden sonra saat birde 17 adet harp savaş gemisi Marmara’ya doğru harekete geçmiştir. Gemilerin arasında şilepler de bulunmaktaydı ve bunlar tamamıyla manifatura ve ticari malzemelerle yüklüydüler. Gemilerin büyük bir kısmı İngiliz, geri kalanları ise Fransız ve İtalyan gemileriydiler. 12 Kasım günü saat birde 7 İtalyan gemisi daha Marmara'ya doğru yola çıkmıştır. Aynı gün öğleden sonra 6 Fransız savaş gemisi de Boğaz’a girmiştir. Bunlardan 5’i, beşer bacalı ve 1 tanesi de altı bacalıydı ve hepsi de gayet büyük gemiydiler. İtilaf donanmasındaki gemilerden 3 torpido ve 1 zırhlı gemi Yunan bandıralıydı. 12 torpido, 5 kruvazör ve 4 zırhlı gemi İngiliz bandıralı; 2 torpido, 2 zırhlı ve 1 kruvazör İtalyan bandıralı; 7 zırhlı ve 5 torpido ise Fransız bandıralıydılar. Böylece 12 Kasım tarihine kadar Boğaz’a giren gemilerin sayısı 43’e ulaşmıştı. İtilaf donanması Çanakkale Boğazı’ndan geçerek Marmara’ya doğru ilerlerken donanmanın İstanbul’a gelişiyle ilgili olarak Bahriye Nezaretinden bir açıklama yapılmıştır. Nezaretin açıklamasında 13 Kasım tarihinde itilaf donanmasının İstanbul Limanı’na ulaşacağı ve geri döneceği bildirilmiştir. Açıklamanın devamında donanmanın geliş ve gidişinde görevlilerine halel gelmemesi, çarpışma vesaire kazalara mahal verilmemesi için sabahleyin sekizden, öğleden sonra saat ikiye kadar İstanbul Limanı’nda her çeşit gemi ve deniz taşıtının geçişinin yasaklandığı duyurulmuştur. Bahriye Nezaretinin bu açıklamasından itilaf donanmasının İstanbul’da demirlemeyeceği ve geriye döneceği beklentisi olduğu anlaşılmaktadır. Günler öncesinden Çanakkale Boğazı’ndan giriş yaptığı duyurulan İngiliz Amirali Arthur Somerset Calthorpe komutasındaki itilaf filosu, takvimler 13 Kasım’ı gösterdiğinde sabahın parlayan ilk ışıklarıyla birlikte kara bulutlar gibi İstanbul sularında görülmüştür. Sabahleyin saat sekizde 4 İngiliz torpidosu öncü göreviyle Marmara’dan İstanbul’a giriş yapmış ve Kabataş - Beşiktaş yoluyla süratli bir şekilde Boğaziçi'ne doğru yönelmiştir. 4 İngiliz torpidosunun Boğaz’ın sularına ulaşmasına müteakip filo komutanı Arthur Calthorpe’u taşıyan Superb dretnotu önde, Temeraire dretnotu arkada olarak 2 İngiliz gemisi ağır bir şekilde ilerlemiş ve Kızkulesi’ni dolaşarak, Kabataş yoluyla Dolmabahçe Sarayı önüne gelmiş ve orada demir atmıştır. Arkadan Bearn ve Mirabeau adlarındaki Fransız zırhlıları, 4 Fransız torpido muhribinin refakatinde İstanbul sularına girmiş ve Boğaziçi'ne doğru dümen kırarak, Kabataş önlerinde demirlemiştir. Fransız zırhlılarının akabinde 2 büyük İtalyan zırhlısı, 4 torpido ile birlikte Boğaziçi yönünde ilerleyerek Ortaköy karşısında demirlemişlerdir. Diğer yandan İstanbul’a gelip gelmeyecekleri günlerdir merakla beklenen Yunan gemilerinin de İstanbul sularına giriş yaptığı görülmüştür. İtilaf filosunun refakatinde bulunan Averof adlı Yunan zırhlı kruvazörüyle 3 Yunan torpido muhribi, Boğaziçi'ne girmeyerek açıkta Ahırkapı karşısında konuşlanmışlardır. Yunan harp gemilerinin arkasında itilaf Akdeniz filosunu oluşturan diğer savaş gemileri özellikle kruvazörler, torpido muhripleri, torpidolar ve diğer muhtelif gemiler Kadıköy, Haydarpaşa, Fenerbahçe açıklarında demirlemişlerdir. İngiliz, Fransız ve İtalyan zırhlıları Boğaziçi'ne doğru mesafe kat ederken, itilaf savaş gemilerinden uçurulan 3 tayyarenin onların üstünde bir müddet dolaştığı görülmüştür. Alınan istihbarata göre 13 Kasım tarihinde limana gelen itilaf filosu, büyüklü küçüklü toplamda 60 gemiden oluşmaktadır. Donanma limana demir atar atmaz Bahriye Nezareti adına erkân-ı harbiye Reisi Miralay Rıza Bey ile hariciye müsteşarı, amiral gemisi olan Superb dretnotuna istimbotla giderek müttefik filosu komutanı Sir Arthur Calthorpe’a Osmanlı hükümeti adına hoş geldin demişlerdir. Ayrıca Felemenk sefiri de amiral gemisine giderek, Calthorpe’a hoş geldin demiştir. İtilaf filosu 4-5 saat kadar İstanbul Limanı’nda kaldıktan sonra ilk olarak saat 12’de İngiliz zırhlıları, 13’te Fransız zırhlıları, 14’te İtalyan zırhlıları ve arkalarından da Yunan harp gemileri limandan ayrılarak Marmara'ya açılmışlar ve İzmit Körfezi'ne gitmişlerdir. Alınan istihbarata göre itilaf harp gemileri İzmit Körfezi’ni hareket üssü olarak belirlemişlerdir. İstanbul’a gelen 60 parçalık itilaf donanmasını teşkil eden gemilerden önemli olanlarının isimleri de basında yer almıştır. Buna göre limana gelen büyük İngiliz harp gemileri Superb, Temeraire dretnotları ile Agamemnon ve Lord Nelson zırhlılarından oluşmuştur. Ayrıca birçok kruvazör ile torpido muhribi ve torpidolar bulunmaktadır. Çeşitli kaynaklardan alınan bilgilere göre Fransız harp gemileri ise Bearn, Didero(t), Mirabeau dretnotları ile Demokrasi zırhlısından; Ernest Renan, Jul Mişele kruvazörlerinden ve birçok torpidolardan meydana gelmiştir. İtalyan filosunun sayısı bilinmezken, Yunan filosu ise Averof zırhlı kruvazörüyle 3 torpido muhribinden oluşmuştur. İtilaf donanmasını teşkil eden önemli gemilerin teknik özellikleri de basında yer almıştır. Buna göre itilaf filosu komutanı Amiral Arthur Calthorpe’a tahsis edilmiş olan Superb dretnotu 19.000 tonilato kapasitesinde ve 21-22 mil sürate sahiptir. 2 bacalı, 2 direkli olan bu dretnot, 30,5’luk 10 adet ve 10,5’luk 16 adet top ile teçhiz edilmiştir. İngiltere’nin Superb sisteminde 3 dretnot bulunmaktadır. Superb dretnotuyla birlikte Dolmabahçe Sarayı önünde demir atmış olan Temeraire dretnotu da Superb dretnotunun eşidir. Agamemnon zırhlısı ise 16,750 tonilato kapasitesinde ve 19 mil süratindedir. Bu zırhlı, dretnotlar sınıfından önceki sisteme haiz harp gemilerinin en mükemmellerinden olup 30,5luk 4 adet, 23,0’lük 10 adet ve 7,6’lık 24 adet topla donatılmıştır. Lord Nilson zırhlısı da Agamemnon zırhlısının eşidir ve İngiltere’nin bu sınıftan olmak üzere yalnızca bu 2 zırhlısı vardır. Akdeniz'deki Fransız filosu komutanı olan Fransız amirale tahsis edilmiş olan Bearn zırhlısı, İstanbul Limanı’na gelen itilaf filosunun en kuvvetli dretnotlarından birini teşkil etmiştir. Bearn dretnotu 25,200 tonilato kapasitesinde olup 21 mil süratindedir. Bu dretnot 12 adet 34’lük ve 24 adet 14’lük topla teçhiz edilmiş olup Fransa’nın bu sınıftan olmak üzere 5 adet dretnotu mevcuttur. Mirabeau ve Didero(t) dretnotları ise 18.400 tonilato kapasitesinde ve 20 mil süratindedirler. 5’er bacalı ve 2’şer direkli olan bu 2 zırhlıdan her biri 30,5’luk 4’er, 24’lük 12’şer, 7,5’luk 16’şar top ile donatılmışlardır. Bir diğer Fransız gemisi Demokrasi zırhlısı 14.900 tonilato kapasitede olup, sürati 19,5 mildir. Demokrasi zırhlısı 2 bacalı ve 2 direkli olup 4 adet 30,5’lik, 10 adet 19’luk ve 13 adet 6,5’luk topa sahiptir. Arnest Renan, Fransa'nın en son sisteme sahip hızlı giden zırhlı kruvazörlerinden biri olup, 13,640 tonilato kapasitesinde ve takriben 25 mil süratindedir. Bu zırhlı kruvazör, 6 bacalı ve 2 direkli olup 4 adet 19,4’lük, 12 adet 16,4’lük ve 16 adet küçük topla donatılmıştır. Jul Mişele zırhlısı da hızlı giden bir kruvazör olup 12,600 tonilato kapasitesindedir. Hızı saatte 23,5 mildir. Bu kruvazör, 19,4’lük 4 adet, 16,4’lük 12 adet ve 4,7’lik 24 adet topla teçhiz edilmiş ve 4 bacası ile 2 direği mevcuttur. İstanbul’da bulunan itilaf filosuyla ilgili olarak basında yer alan bir haberde ise Bahriye Nezareti ile itilaf askeri heyeti arasında harp ve nakliye gemilerinin Haliç ve İzmit tersanelerinde tamiri için bir sözleşme imzalandığı duyurulmuştur. Buna göre tamirat ve temizlik bir Fransız-İngiliz-Osmanlı Komisyonunun nezareti altında yapılacak ve bu komisyon, tamir edilecek geminin bağlı olduğu hükümet tarafından ödenmesi gereken ücret ve masrafın miktarını belirleyecektir. İstanbul’daki itilaf donanmasının faaliyetlerine yönelik olarak basında çıkan haberlerde Karadeniz’deki Alman donanmasının teslimi için Averof zırhlısıyla birlikte birçok İngiliz, Fransız ve İtalyan gemisi ile destroyerinden oluşan bir filonun Sivastopol'daki Alman donanmasını teslim alacağı ileri sürülmüştür. Diğer yandan İtilaf donanmasının İstanbul’a ulaşmasından sonra itilaf askerleri Karadeniz istihkâmlarını işgale başlamışlardır. Bu konuda basında çıkan haberlerde İngiliz askerlerinin Karadeniz Boğazı istihkâmlarını işgal ettikleri ve bunun için de Büyükdere'de itilaf askerinin ikame edildiği bildirilmiştir. Bir başka haberde de Karadeniz Boğazı istihkâmlarının itilaf askerleri tarafından işgal edildiği ve her top başına yalnız 2 nefer bırakıldığı aktarılmıştır. Ayrıca Büyükdere ve civarındaki konaklardan uygun görülenlere itilaf askerlerinin yerleştirileceği haber alınmıştır. Bu esnada itilaf askerlerinin İstanbul’a nakilleri devam etmiştir. Nitekim 16 Kasım günü bir İngiliz nakliye gemisi limana gelmiş ve içindeki piyade ve süvariler karaya çıkarılmışlardır. İngiliz askerleri önlerinde mızıka olacak şekilde Galata'dan Beyoğlu'na gitmişlerdir. Bu arada itilaf gemilerinin yanı sıra itilaf uçaklarının da zaman zaman şehrin üzerinde devriye gezdikleri görülmektedir. Bu konudaki bir haberde 14 Kasım günü öğleden sonra 4 itilaf tayyaresinin şehrin üzerinde dolaştıkları Boğaziçi, Kadıköy ve Haydarpaşa taraflarında bir iki saat uçuş yaptıkları aktarılmıştır. 5. İtilaf Donanmasının İstanbul’daki Faaliyetleri Basında çıkan haberlerde itilaf donanmasının İstanbul’a gelişinden sonra İstanbul Limanı merkezli olmak üzere İzmit Limanı, Marmara Denizi, Çanakkale Boğazı ve Karadeniz yönünde bir gemi hareketliliğinin başladığı anlaşılmaktadır. Donanmaya ait küçüklü büyüklü gemiler, bu gemi trafiğinin içinde yer almışlardır. Bu hareketliliğin aktörlerinden birisi İtalyan Rejina Elena zırhlısı olmuştur. 14 Kasım’da İstanbul Limanı’na gelen ve bir İtalyan amiralini taşıyan gemi, akabinde İzmit'e hareket etmiş ve tekrar limana dönmüştür. İtilaf donanmasının İstanbul’a ulaşmasından sonra da itilaf askerlerini taşıyan gemiler limana gelmeye devam etmişlerdir. Nitekim 14 Kasım tarihinde Fransız askerlerini taşıyan 2 Fransız nakliye gemisi de limana ulaşmıştır. Bu dönemde Boğazdan kopan serseri torpiller, Karadeniz’e geçişlerde ticaret gemileri için tehlike arz etmiştir. Bunu itilaf donanması gemileri için de tehlikeli gören İngilizler, 14 Kasım tarihinde 2 torpil arama gemisini Karadeniz [İstanbul] Boğazı’ndaki torpilleri toplamak üzere Boğaza yönlendirmişlerdir. Diğer yandan asker ve cephane yüklü 20 adet nakliye gemisi Çanakkale Boğazı'ndan Marmara’ya geçmiştir. Bunlardan başka 10 parça harp gemisi de Boğazdan içeriye girmiştir. Bunlar, kruvazör ve torpido geçerden ibaret olup hepsinin de İstanbul Limanı’na gelmesi beklenmektedir. Bu gemiler arasında Yunanlıların Kalkış kruvazörünün de bulunduğu değerlendirilmektedir. Yunan savaş gemisiyle ilgili olarak basında çıkan bir başka haberde de Kalkış ismindeki Yunan zırhlısının Cuma günü Çanakkale'den geçtiği aktarılmıştır. Fakat 15 Kasım tarihinde bir Yunan torpidosu İstanbul’a gelmiş ve Dolmabahçe açıklarında beklemeye başlamıştır. Bunun dışında bir İngiliz hastane gemisi de limana gelmiştir. Ayrıca içinde asker bulunan yandan çarklı bir Fransız gemisi de İstanbul’a gelerek Boğaz’a geçmiştir. İtilaf gemilerinin hareketliliği bağlamında 20 Kasım günü öğleden sonra 4 bacalı ve 2 direkli büyük bir Fransız kruvazörü İstanbul Limanı’na gelmiş ve Kabataş açıklarında demirlemiştir. Diğer bir Fransız nakliye gemisi de Marmara'ya gitmek üzere aynı gün limandan ayrılmıştır. Ayrıca şimdiye kadar limana gelen torpidolardan daha seri ve yeni sistem (14) numaralı bir İngiliz torpidosu da aynı gün saat 4’te limana gelmiş ve Galata Rıhtımı’na yanaşmıştır. İngiliz askerini taşıyan Katorya adlı bir İngiliz nakliye gemisi de 16 Kasım günü limana ulaşmıştır. İngiliz askerlerinin tamamı karaya çıkarılmış, eşya ve malzemeleri de rıhtım depolarına yerleştirilmiştir. Ayrıca İstanbul’a gelen itilaf askerleri için Sirkeci'de bulunan sevkiyat dairesi binası ile civarındaki depolar tahliye edilmiştir. İtilaf donanmasında yer alan Yunan gemilerinin hareketliliği dönemin basınınca da yakından takip edilmiştir. Nitekim bu konuda çıkan bir haberde İzmit Limanı’nda bulunan Averof adlı Yunan zırhlısının bir iki güne kadar İstanbul Limanı’na geleceği haber verilmiştir. İtilaf donanmasında yer alan 34 numaralı bir Fransız torpidosu da 24 Kasım akşamı saat 4’te İzmit'e doğru hareket etmiştir. Basında çıkan haberlerden Yunan gemilerinin yanı sıra Yunan uçaklarının da İstanbul’da bulunduğu anlaşılmaktadır. Bu konuda basında yer alan bir haberde, 26 Kasım sabahı bir Yunan tayyaresinin Ayastefanos'tan uçarak şehrin üzerinde dolaştığı bildirilmiştir. İtilaf gemilerinin hareketliliğiyle ilgili olarak verilen haberde ise Mondros Limanı ile Dersaadet arasında posta naklini sağlayan 24 numaralı İngiliz torpidosunun 26 Kasım akşam Galata Rıhtımı’na yanaştığı duyurulmuştur. İzmit Limanı’nda bulunan Yunanistan’ın amiral gemisi Averof zırhlısı, 28 Kasım günü limana gelmiş ve Averof’un komutanı Rumca yayın yapan gazetelere bir davetiye göndermiştir. Davetiyede Averof zırhlısının her gün saat 13’ten itibaren bayrak indirileceği zamana kadar ziyaret edilebileceği duyurulmuştur. Ayrıca bir de uyarıda bulunulmuş ve limanın sükûn ve asayişini bozacak her türlü gürültülü gösteriş ve tezahüratın yasak edildiği bildirilmiştir. 6. İtilaf Donanmasının İstanbul’a Gelişi Öncesinde ve Sonrasında Düzenlenen Gösteriler İtilaf donanması daha İstanbul’a gelmeden basında çıkan haberlerde, Rum unsurların donanmanın İstanbul’a gelmesini hasretle bekledikleri ve bunu bir fırsat gördükleri aktarılmıştır. Ayrıca Türk unsurların vatan ve millet hislerini rencide edecek şekilde gösteriler yaparak donanmanın gelişini kutlamak için hazırlıklara başladıkları bildirilmiştir. Haberin devamında, bu durumun farkında olan hükümetin İzmir’de yaşanan çirkinliklerin payitahtta da yaşanmaması için gayet ciddi ve kesin tedbirler aldığı ifade edilmiştir. Bu bağlamda bu tarz gösterilerin yaşanmasının muhtemel olduğu yerlerde gerekli güvenlik tedbirlerinin alındığı, böylece Osmanlı milletinin gösterdiği vakar duruştan ve hükümetin ortaya koyduğu kuvvetten korkan ve titreyen velveleci güruhun, bu kötü eylemlerini gerçekleştiremedikleri dile getirilmiştir. Haberin devamında itilaf donanması limana geldiği zaman da bunların, hükümetin aynı kudret ve gücü gösterme hakkını elinde tuttuğunu görecekleri uyarısında bulunulmuştur. Ayrıca Rumların kendilerini küçük düşürecek taşkınlıklar ile memleketin asayişini tehdit edecek hareketlerden uzak durmaları temennisi dile getirilmiştir. Haberde, imparatorluğun Ermeni unsurlarına da atıf yapılmış ve Türkler derecesinde Rumlardan fazla bir miktarda duçar olan Ermeni vatandaşların memleketin felaket içinde bulunduğu bir dönemde sükûnetlerini, itidallerini ve basiretlerini rüşd ve kemal ile ortaya koymaya muvaffak oldukları beyan edilmiştir. Bu konuda basında çıkan bir başka haberde ise itilaf devletleriyle Osmanlı Devleti arasında dokuz gün önce akdedilen ateşkesin şartlarının peyderpey tatbikine devam edildiği duyurulmuştur. Bu bağlamda boğazların geçilebilir bir hale getirilebilmesi için gereken çalışmaların bugün yarın tamamıyla sona ereceği ve itilaf gemilerinin yakında İstanbul’a gelmelerinin bir emr-i vâki olduğu bildirilmiştir. Haberin devamında bu münasebetle ne yazık ki bazı taşkınlıklara şahit olunduğu hatırlatılmış, ırk ve mezhep ayrımı olmaksızın memleketi seven bütün vatan evlatlarının itidallerini muhafaza etmeleri gerektiği tavsiyesinde bulunulmuştur. İtilaf öncü gemilerinin İstanbul’a gelişi Rumlarca neşeyle karşılanırken, Türklerin de tepkisiyle karşılanmıştır. Nitekim 10 Kasım günü Fransız bandıralı torpidonun Sarayburnu önünden geçişini gören halk, rıhtıma saldırmıştır. Fakat birkaç günden beri hükûmetin basiret sahibi bir duruşla yollarda mevki almış olması, bahriye personeli ile polis ve inzibat memurlarının derhal göreve başlayarak rıhtımın Karaköy yönünden içeriye kimseyi bırakmaması, asayişin her yönüyle sağlanmasını temin etmiştir. İtilaf donanmasının İstanbul’a gelişiyle ilgili olarak basında çıkan haberlerde, limana giren itilaf donanmasını görmek için meraklı ve neşeli bir şekilde rıhtımlara, tepelere, manzaralı yerlere koşan bir kısım kalabalığın olduğu dile getirilmiştir. Bu konuda yapılan değerlendirmede dört yıl öncesine atıf yapılarak, aynı bihaber güruhun dört sene evvel de yine aynı gafilane neşeyle iki musibet gemiyi - Goben/Yavuz ve Breslavı/Midilli - görebilmek arzusuyla çırpınarak aynı rıhtımlara, aynı tepelere ve aynı manzaralı yerlere koştukları hatırlatılmıştır. Bu konudaki bir başka habere göre de itilaf filosu limana geldiği esnada onları seyretmek için sahil boylarında ve köprü üzerinde bir kalabalık toplanmıştır. Asayişi muhafaza etmek için her tarafta ve özellikle de Galata taraflarında çok sayıda devriye dolaşmış, böylece asayişi bozacak bir olayın yaşanması önlenmiştir. Diğer yandan hasım devletler tebaası, filonun gelişini kutlamak için bayrak açma konusunda kendilerine izin verilmesini Polis Müdüriyet-i Umûmiyesi'nden rica etmişlerdir. Müdüriyet tarafından verilen izin üzerine hasım devletler tebaası, Osmanlı bayrağıyla birlikte uyruklarına göre çeşitli bayraklar açmışlardır. İtilaf donanmasının yanı sıra gemilerle şehre gelen itilaf askerleri de gösterilerle karşılanmıştır. Bu konuda çıkan bir haberde 16 Kasım akşamı İstanbul limanına ulaşan bir tabur İngiliz süvarisinin kendilerine ayrılan kışlaya gitmek üzere Beyoğlu'ndan geçtiği esnada Galatasaray karşısında toplanan halk arasındaki bir takım sefil güruh ile gayr-ı Müslim çocukların münasebetsiz gösterilerde bulunmak istedikleri aktarılmıştır. Haberde, polis merkezinden gönderilen komiser ve polisler marifetiyle grubun dağıtılarak, susturulduğu aktarılmıştır. Diğer yandan 17 Kasım Pazar günü Beyoğlu'nda bulunan ecnebi binaları, itilâf devletleri bandıraları ile donatılmış ve akşamüzeri sokaklardaki coşku ve gürültü, tramvayların geliş ve gidişlerine engel olacak dereceye ulaşmıştır. Rumlardan oluşan bir zümre yine Fransız kulübünün önünde toplanarak yaya kaldırımlarını işgal etmiştir. Caddeden geçmekte olan süngülü 5 İngiliz neferinin arkasına takılan sefil bir güruh, bağırıp çağırmak istemişse de bu girişimleri zabıta tarafından engellenmiştir. Türkler ile kader ve haysiyet sahibi diğer kişiler ise ağırbaşlılıklarına ve sükûnetlerine halel getirmeyerek, bu duruma karşı büyük bir ciddiyetle hareket etmişlerdir. İtilaf donanmasının İstanbul’a gelmesi üzerine bazı binaların itilaf devletlerinin bayraklarıyla donatıldığı görülmüştür. Makriköy ile Beyoğlu civarındaki ecnebi binalarıyla, Rum hanelerine itilaf devletleri ve bilhassa Yunan bayrakları çekilmeye başlanmıştır. Ayrıca alınan istihbarata göre şehir içinde ikamet edecek bir yer bulamayan bazı İngiliz ve Fransız subayların kendilerine kolay bir çözüm buldukları aktarılmıştır. Buna göre itilaf gemilerinin gelişini kutlamak için bayrak çeken ne kadar mekân varsa, açıkta kalan aynı devletler subaylarını da kendi hanelerine kabul ederek geçici bir süre misafirliklerine müsaade etmelerinden dolayı bu binaların kapıları önüne birer süngülü asker koymaya başlamışlardır. Fakat bu durumdan oldukça rahatsız olan Rumlar, bayrak astıklarına ziyadesiyle pişman olmuşlarsa da bu müşkülleri ancak odalardan biri, bir subaya tahsis edilmek suretiyle halledilebilmiştir. Diğer yandan bu konuda basında çıkan haberlerde, bayrakların kaldırılmasıyla ilgili olarak Polis Müdüriyet-i Umûmiyesinden matbuat kanalıyla resmi bir tebliğ yapıldığı, bunun üzerine bayrak asan bütün mekânlarda yirmi dört saat zarfında bayrakların tamamıyla indirilmiş olduğu ve neticede gerek Beyoğlu, gerekse Galata sokaklarında sükûnetin sağlandığı aktarılmıştır. Rum Patrikhanesi ise, itilaf filolarının limana gelişini kutlamak için Rum mektepleri müdürlerine gönderdiği talimatta, okullarını 3 gün süreyle tatil etmelerini emretmiştir. İtilaf donanması ve askerlerinin karşılanmasına gayr-i Müslim unsurların yanı sıra şehirde bulunan ve mütareke şartları gereği salıverilen İngiliz, Fransız ve Hintli askerlerin de katıldıkları görülmüştür. Bunlar rıhtım boyunca konuşlanmışlar ve bir müfreze bahriye personeli de resmi karşılama törenine katılmıştır. İtilaf donanmasının İzmit’e ulaşmasıyla ilgili olarak basında çıkan bir haberde ise donanmanın şehre gelmesine müteakip şehirde bir karışıklık yaşandığının işitildiği, fakat yapılan tahkikat neticesinde böyle bir şeyin aslı ve esasının olmadığı bildirilmiştir. Bu konuyla ilgili olarak kaleme alınan bir başka haberde de İzmit’te karışıklık yaşandığı yönünde dolaşan söylentilerin aslı ve esasının olmadığı tekrarlanmıştır. Haberin devamında olayın aslına değinilmiş ve gece İzmit Balıkpazarı'nda bir evde yangın çıktığı ve bundan dolayı da defaatle silah seslerinin işitildiği aktarılmıştır. Silah seslerinin itilaf donanması gemilerinden de işitildiği, yangın alevlerinin de görüldüğü ve bunun üzerine derhal karaya asker ve tulumba çıkarıldığı dile getirilmiştir. 7. İtilaf Donanması Yetkililerinin Faaliyetleri ve Beyanları İtilaf donanmasının İstanbul’a gelmesi sonrasında işgal için kullanılan itilaf askerlerinin yanı sıra bazı yüksek rütbeli itilaf subaylarının da karaya çıktıkları görülmüştür. Karaya çıkan itilaf askeri yetkilileri, zaman kaybetmeden faaliyetlerine başlamışlardır. Nitekim İngiliz askeri heyeti, 13 Kasım tarihinde Babıali’de Sadrazam Paşa'yı ziyaret etmiş ve bazı konularda görüşmeler yapmıştır. İtilaf donanmasının İstanbul’a gelmesinden sonra Fransız amiraller de karaya çıkmışlardır. Rıhtıma yanaşan Fransız torpidosundan Fransız Amiral Amet inmiş ve Fransız bahriyesi personeli tarafından resmi törenle karşılanmıştır. Amet, Fransız ve amiral bayraklarıyla donatılmış bir otomobile binerek Fransa sefarethanesine gitmiştir. Amiral, 17 Kasım günü de Babıali'ye gelmiş ve Sadrazam Paşa’yı ziyaret ederek kendisiyle bir müddet görüşmüştür. 13 Kasım tarihinde İstanbul’a gelen yalnızca Fransız amiral Amet değildir. Aynı tarihte ayrıca 2 İngiliz amirali de İstanbul’a gelmiştir. Basına sızan haberlerde Fransız amiral gemisi Didero(t) zırhlısının komutanının beyanına yer verilmiştir. Buna göre Fransız amiral, ihtimal dâhilinde İstanbul'da az bir zaman kalacaklarını ve filolarından birkaç gemiyi kendilerini bekleyen müttefik ve dostlarını ziyaret etmek üzere Karadeniz'e göndereceklerini belirtmiştir. İstanbul’da bulunan diğer bir Fransız gemisi Arian’dan Albay Morfi ile yapılan mülakatta, muhabir kendisine İstanbul’dan ne zaman hareket edeceklerini sormuştur. Albay verdiği cevapta bunun tarihinin belli olmadığını, diğer gemilerin İzmit Limanı’na gittiğini ve filonun da pek yakında Karadeniz'e gideceğini düşündüğünü ifade etmiştir. Bu dönemde İstanbul’a gelen bir diğer üst düzey yetkili de Selanik itilaf kuvvetleri komutanı ve erkânı harbiyesi olmuştur. Kendisi ve erkânı istimbot ile Galata Rıhtımı’na çıkmış ve orada Erkân-ı Harbiye Reisi Cevad Paşa ile İstanbul Muhâfızı Fevzi Paşa tarafından karşılanmıştır. İtilaf komutanı ve erkânı, Cevad Paşa ile çok samimi şekilde tokalaşmış ve kendisinin Çanakkale müdafaasında gösterdiği kahramanlığı takdir ettiklerini Paşa’ya beyan etmişlerdir. Akabinde ise general ve mahiyeti otomobiller ile ikametlerine tahsis edilen Pera Palas oteline gitmişlerdir. İngiliz askeri erkânıyla birlikte şehre gelen ve Pera Palas otelinde ikamet eden İngiliz miralayı Tempi de bu dönemde basına mülakat vermiştir. Miralay mülakatında siyasi durum hakkında demeç verme yetkisinin olmadığını belirtmiş ve ilk defa olarak İstanbul'a geldiğini söylemiştir. Devamında ise Çanakkale'den İstanbul'a gelirken manzaranın çok güzel olduğunu ve kendisinin de iki üç seneden beri Çanakkale'nin ablukasında bulunduğunu aktarmıştır. Türklerin Cihan Savaşı’na katılmalarına teessüf ettiğini dile getiren Tempi, kendilerinin Türklerle daima çok iyi olduklarını, Türklerin dostu olduklarını ve dost olarak geçinmek istediklerini ifade etmiştir. Ona göre Türkler, Almanlara kapılmışlar ve zor duruma düşmüşlerdir. Bu dönemin önemli aktörlerinden birisi de müttefik filosu komutanı Amiral Arthur Somerset Calthorpe olmuştur. Kendisinin İstanbul’a gelişi ve çalışmaları hakkında basında çıkan haberlerde, Amiral Calthorpe’un 14 Kasım günü öğleden sonra saat iki buçukta Superb dretnotuyla şehre geleceği ve resmi liman dairesine çıkarak İngiliz sefarethanesine gideceği bildirilmiştir. Superb dretnotu ise sürekli olarak İstanbul Limanı’nda demirleyecektir. Habere göre Calthorpe’un ikametgâhı ve özel dairesi İngiliz sefarethanesi olacaktır. Amiral, sefarethaneye gittiği zaman sefarethaneye resmi ve gösterişli bir törenle İngiliz bandırası çekilecektir. Burada ayrıca Calthorpe’un gazetecilere sürekli olarak bilgi vermesi için özel bir dairesi de olacaktır. Amiral Calthorpe’un İstanbul’a gelişi ve buradaki faaliyetleri bu dönemde basını ziyadesiyle meşgul etmiştir. Bu konuyla ilgili olarak basında çıkan bir haberde, kendisinin bir gazete heyetinin hoş geldin merasimini memnuniyetle kabul ettiği ve bazı konularda görüşlerini ortaya koyduğu ifade edilmiştir. Gazetenin haberine göre Calthorpe konuşmasında, mevcut harbin müttefik hükümetlere özellikle de Türkiye’ye yardımcı olmadığını belirtmiştir. Sebebinin ise kötü talihten başka bir şey olmadığını, Türk ordusunun kahramanlığının ve yiğitliğinin tarih âleminde mümtaz bir yeri olacağını ve bu takdire bütün itilaf devletlerinin de katıldığını bildirmiştir. Haberde, Amiral Calthorpe'un şehirdeki görevine de değinilmiş ve kendisinin limana gelen bütün itilaf devletleri donanmalarının başkomutanı ve barış antlaşmasının imzalanmasına kadar olan süreçte de adı geçen hükümetlerin Osmanlı hükümeti nezdindeki siyasi temsilcisi olduğu vurgulanmıştır. 14 Kasım günü İstanbul’a gelen Amiral Calthorpe, zaman geçirmeden temaslarına başlamış ve aynı gün yanına erkânı harbiyesinden birkaç kişiyi de alarak Babıali’de Sadrazam Paşa’yı ziyaret etmiştir. Amiral Calthorpe’un İstanbul’daki faaliyetleriyle ilgili olarak basında yer alan bir başka haberde ise, kendisinin 16 Kasım günü Hariciye Nezaretine gelerek Hariciye Nâzırı Mustafa Reşid Paşa'yı ziyaret ettiği haber verilmiştir. Amiralin faaliyetleriyle ilgili bir başka haberde ise İstanbul ile Sofya arasında başlaması beklenilen telgraf ve şimendifer bağlantısının Amiral Calthorpe tarafından tepkiyle karşılandığı duyurulmuştur. Haberde amiralin telgraf muhaberesinin kesilmesini, şimendiferler konusunun da ertelenmesini istediği bildirilmiştir. Calthorpe’un bu talebi ilerleyen günlerde hükümet tarafından yerine getirilecektir. Bu komuyla ilgili olarak basında çıkan bir haberde, şehirde bulunan itilaf amirallerinin talebi üzerine hükûmetin Bulgaristan ile siyasi münasebetlerini kesmeye razı olduğu bildirilmiştir. Ayrıca Bulgar sefirinin birkaç güne kadar şehirden ayrılacağı ve Bulgaristan'daki sefaret erkânının da geriye çağrılacağı duyurulmuştur. Bu ve bunun gibi haberlerin her geçen gün gazete sütunlarını doldurmaya devam ettiği görülmüştür. Çünkü itilaf devletleri yetkililerinin sınırsız talepleri ve bunların karşılanması konusunda hükümete yönelik baskıları gün geçtikçe daha da arttırmış, bu da beraberinde önlenemeyen tavizleri getirmiştir. Sonuç Mondros Ateşkes Antlaşması sürecinde ve sonrasında yaşanan gelişmeleri basınının, dönemin şartları ölçüsünde, yakından takip etmeye çalıştığı ve bunu okuyucularıyla paylaştığı görülmüştür. Bu bağlamda boğazların açılması çalışmalarına, itilaf donanmasının hangi ülkelerden oluştuğuna, donanmanın İstanbul’a ne zaman geleceğine, itilaf donanmasında İtalyan ve Yunan gemilerinin olup olmayacağına, boğazlardaki mevzilerin işgaline, itilaf devletleri askerlerinin ve komuta kademesinin İstanbul’daki faaliyetlerine, vd. yönelik haberler gazete sayfalarına taşımıştır. Dönemin gazeteleri mütarekenin boğazlarla ilgili birinci maddesinin uygulanmasını yakından takip etmiş, Çanakkale ve İstanbul Boğazlarındaki mayın tarama faaliyetlerini mercek altına almıştır. İtilaf donanmasına ayrı bir ihtimam gösterilmiş ve donanmayı teşkil eden ülkelerin kimlerden oluştuğu sorusu cevap bulmuştur. Ayrıca donanmadaki önemli gemilerin teknik özelliklerine yer verilmiştir. İtilaf donanmasının İstanbul’a gelişi esnasında gayrimüslim unsurlarca, özellikle de Rumlarca, düzenlenen gösteriler, gazetelerin konusunu oluşturmuştur. İtilaf donanmasının faaliyetlerinin, bilhassa da Yunan gemilerinin hareketlerinin basın tarafından yakından takip edildiği ve bilgilerin süratle okuyucuya aktarıldığı tespit edilmiştir. Karaya çıkan itilaf askerlerinin şehre yerleştirilmeleri, iskânları ve barınmaları görülen o ki basının gözünden kaçmamıştır. İtilaf devletleri askeri heyetlerinin hükümet nezdindeki ziyaretleri ile itilaf donanması subaylarının basındaki beyanları, o dönem Türk basının ana gündem maddelerini oluşturmuştur. Kaynakça “Amiral Amet Bâb-ı âlide”, Sabah, 18 Teşrin-i sâni 1334 [18 Kasım 1918], s. 1. “Amiral Calthorpe Hariciyede”, Sabah, 17 Teşrin-i sâni 1334 [17 Kasım 1918], s. 2. “Amiral Calthorpe’un Beyanı”, İkdam, 14 Teşrin-i sâni 1334 [14 Kasım 1918], s. 1. “Amiral Calthorpe’un Emri”, Sabah, 18 Teşrin-i sâni 1334 [18 Kasım 1918], s. 1. “Averof Kumandanının Daveti”, Hadisat, 29 Teşrin-i sâni 1334 [29 Kasım 1918], s. 2. “Bayraklar Kalktı”, Hadisat, 20 Teşrin-i sâni 1334 [20 Kasım 1918], s. 2. “Bayraklar Meselesi, Hadisat, 20 Teşrin-i sâni 1334 [20 Kasım 1918], s. 2. “Beyoğlu Ahvali”, Hadisat, 18 Teşrin-i sâni 1334 [18 Kasım 1918], s. 2. “Bir Fransız Zırhlısı Kumandanının Sözü”, İkdam, 16 Teşrin-i sâni 1334 [16 Kasım 1918], s. 1. “Boğazlar Önündeki İtilaf Sefâini”, Hadisat, 10 Teşrin-i sâni 1334 [10 Kasım 1918], s. 2. “Boğazların Kuvve-i İşgaliyesi”, Hadisat, 7 Teşrin-i sâni 1334 [7 Kasım 1918], s. 2. “Boğazların Tathiratı Niçin Gecikmiş”, Hadisat, 9 Teşrin-i sâni 1334 [9 Kasım 1918], s. 2. “Boğazların Tathiri”, Hadisat, 7 Teşrin-i sâni 1334 [7 Kasım 1918], s. 2. “Bulgaristanla Kat’-ı Münasebat-Sefir Gidiyor”, Hadisat, 29 Teşrin-i sâni 1334 [29 Kasım 1918], s. 1. “Çanakkale Boğazı”, Hadisat, 8 Teşrin-i sâni 1334 [8 Kasım 1918], s. 2. “Çanakkale Müdâfi‘i Cevap Paşa”, İkdam, 14 Teşrin-i sâni 1334 [14 Kasım 1918], s. 1. “Dün Gelen Fransız ve İngiliz Torpidoları”, Hadisat, 11 Teşrin-i sâni 1334 [11 Kasım 1918], s. 2. “Dün Gelen Gemiler”, Hadisat, 16 Teşrin-i sâni 1334 [16 Kasım 1918], s. 1. “Dün Gelen İngiliz Askerleri”, Sabah, 17 Teşrin-i sâni 1334 [17 Kasım 1918], s. 2. “Fransız Gemisinde”, Tasvir-i Efkâr, 1 Teşrin-i sâni 1334 [1 Kasım 1918], s. 1. s. 2. “Fransız Heyet-i Bahriyesi”, İkdam, 14 Teşrin-i sâni 1334 [14 Kasım 1918], s. 1. Hadisat, 11 Teşrin-i sâni 1334 [11 Kasım 1918], s. 2. Hadisat, 17 Teşrin-i sâni 1334 [17 Kasım 1918], s. 2. “İki Sefine-i Müsibet”, Hadisat, 15 Teşrin-i sâni 1334 [15 Kasım 1918], s. 1. “İngiliz Heyeti Babıali’de”, İkdam, 15 Teşrin-i sâni 1334 [15 Kasım 1918], s. 2. “İngiliz Heyetinin Ziyaretleri ve İhtisasları”, Tasvir-i Efkâr, 1 Teşrin-i sâni 1334 [1 Kasım 1918], s. 1. “İtalyan Amirali”, Hadisat, 15 Teşrin-i sâni 1334 [15 Kasım 1918], s. 2. “İ’tilâf Donanması”, Hadisat, 16 Teşrin-i sâni 1334 [16 Kasım 1918], s. 1. “İ’tilâf Donanması Bugün Geliyor”, Hadisat, 13 Teşrin-i sâni 1334 [13 Kasım 1918], s. 2. “İtilaf Donanması Çanakkale’den Girdi mi?”, Hadisat, 2 Teşrin-i sâni 1334 [2 Kasım 1918], s. 2. “İ’tilaf Filosu”, Hadisat, 12 Teşrin-i sâni 1334 [12 Kasım 1918], s. 1. “İ’tilâf Filosu”, Hadisat, 22 Teşrin-i sâni 1334 [22 Kasım 1918], s. 2. “İ’tilâf Filosunun Muvasalatı”, Sabah, 14 Teşrin-i sâni 1334 [14 Kasım 1918], s. 1. “İ’tilaf Sefâin-i Harbiyesi”, Hadisat, 10 Teşrin-i sâni 1334 [10 Kasım 1918], s. 2. “İ’tilâf Sefâin-i Harbiyesi Geliyor”, Hadisat, 13 Teşrin-i sâni 1334 [13 Kasım 1918], s. 1. “İ’tilâf Sefâin-i Harbiyesi Hakkında Malumat”, Sabah, 14 Teşrin-i sâni 1334 [14 Kasım 1918], s. 2. “İ'tilâf Sefâin-i Ticariyesi”, Hadisat, 6 Teşrin-i sâni 1334 [6 Kasım 1918], s. 2. “İtilaf Sefâininin Tersanemizde Tamiri, Tasvir-i Efkâr, 31 Teşrin-i evvel 1334 [31 Ekim 1918], s. 1. “İ’tilâf Tayyareleri”, Sabah, 15 Teşrin-i sâni 1334 [15 Kasım 1918], s. 2. “İ'tilâf Torpidolarının Ziyareti”, Hadisat, 13 Teşrin-i sâni 1334 [13 Kasım 1918], s. 1. “İ’tilâf Zabitanı Babıalide”, İkdam, 14 Teşrin-i sâni 1334 [14 Kasım 1918], s. 1. “İzmit'de İğtişâş Şâyi‘ası”, Hadisat, 15 Teşrin-i sâni 1334 [15 Kasım 1918], s. 2. “İzmit’teki Vak’a Ne İmiş?”, Sabah, 16 Teşrin-i sâni 1334 [16 Kasım 1918], s. 2. “Kalkış Zırhlısı”, Hadisat, 19 Teşrin-i sâni 1334 [19 Kasım 1918], s. 2. “Karadeniz Boğazı İstihkâmatı”, Sabah, 15 Teşrin-i sâni 1334 [15 Kasım 1918], s. 1. “Karadeniz Boğazındaki İstihkâmlar”, Hadisat, 13 Teşrin-i sâni 1334 [13 Kasım 1918], s. 1. “Karadeniz Boğazının Tathiratı”, Hadisat, 10 Teşrin-i sâni 1334 [10 Kasım 1918], s. 2. “Karadeniz İstihkâmlarının İşgali”, Sabah, 14 Teşrin-i sâni 1334 [14 Kasım 1918], s. 2. “Men’i Nümayiş”, Hadisat, 17 Teşrin-i sâni 1334 [17 Kasım 1918], s. 2. “Miralay Mister Tempi ile Mülakaat”, Sabah, 14 Teşrin-i sâni 1334 [14 Kasım 1918], s. 2. “Miralay Mörfi”, Hadisat, 14 Teşrin-i sâni 1334 [14 Kasım 1918], s. 1,2. “Mutasavvir Nümayişler, Hükümetin Tedâbir-i Sâibesi”, Tasvir-i Efkâr, 1 Teşrin-i sâni 1334 [1 Kasım 1918], s. 1. “Mütareke Metni ve Şerhi”, Tasvir-i Efkâr, 3 Teşrin-i sâni 1334 [3 Kasım 1918], s. 1. “Mütareke Şerâitinin Metn-i Resmisi”, Hadisat, 3 Teşrin-i sâni 1334 [3 Kasım 1918], s. 1. “Mütareke ve Netâciyici”, Tasvir-i Efkâr, 2 Teşrin-i sâni 1334 [2 Kasım 1918], s. 1. “Müteferrik Havadis”, Hadisat, 15 Teşrin-i sâni 1334 [15 Kasım 1918], s. 2. “Müteferrik Havadis”, Hadisat, 21 Teşrin-i sâni 1334 [21 Kasım 1918], s. 2. “Müteferrik Havadis”, Hadisat, 25 Teşrin-i sâni 1334 [25 Kasım 1918], s. 2. “Müteferrik Havadis”, Hadisat, 26 Teşrin-i sâni 1334 [26 Kasım 1918], s. 2. “Müteferrik Havadis”, Hadisat, 27 Teşrin-i sâni 1334 [27 Kasım 1918], s. 2. “Rıhtımda i’tilaf askerleri”, İkdam, 14 Teşrin-i sâni 1334 [14 Kasım 1918], s. 1. “Rum Patrikhanesinin Bir Emri”, Sabah, 16 Teşrin-i sâni 1334 [16 Kasım 1918], s. 1. “Sefâin-i Harbiyemiz Ne Olacak”, Tasvir-i Efkâr, 31 Teşrin-i evvel 1334 [31 Ekim 1918], s. 1. “Üç Amiral Geldi”, İkdam, 14 Teşrin-i sâni 1334 [14 Kasım 1918], s. 1. Vakit, 1 Teşrin-i sâni 1334 [1 Kasım 1918], s. 1. Vakit, 2 Teşrin-i sâni 1334 [2 Kasım 1918], s. 1. Vakit, 6 Teşrin-i sâni 1334 [6 Kasım 1918], s. 1. Vakit, 14 Teşrin-i sâni 1334 [14 Kasım 1918], s. 1. “Vaz’iyet-i Siyasiye-i Umumiye”, Hadisat, 9 Teşrin-i sâni 1334 [9 Kasım 1918], s. 1. EKLER EK 1: İtilaf Devletlerinin İşgalini Arzu Ettikleri Boğaz ve Havalisi (Vakit, 1 Teşrin-i sâni 1334 [1 Kasım 1918], s. 1) EK 2: Mondros Mütarekesi’nin İmzalandığı Agamemnon Zırhlısı (Vakit, 2 Teşrin-i sâni 1334 [2 Kasım 1918], s. 1) EK 3: Mütarekenin İmzalandığı ve İtilaf Gemilerinin Beklediği Mondros Limanı (Vakit, 6 Teşrin-i sâni 1334 [6 Kasım 1918], s. 1) EK 4: Fransız Amiralini Taşıyan Fransız Zırhlısı (Vakit, 14 Teşrin-i sâni 1334 [14 Kasım 1918], s. 1) EK 5: İngiliz Amiralini Taşıyan İngiliz Zırhlısı (Vakit, 14 Teşrin-i sâni 1334 [14 Kasım 1918], s. 1)	Translation - English THE ARRIVAL OF THE ALLIED FLEET IN ISTANBUL AND THEIR ACTIVITIES ACCORDING TO TURKISH PRESS Mesut YAVAŞ* Abstract This study aims to convey information regarding arrival of the Allied fleet in Istanbul and their activities through Turkish press of the time. Given the fact that newspapers were significant mass media tools in conveying and circulating news, information, thoughts and comments to a much larger masses as well as creating public opinion in a world where radio and television did not exist, the newspapers of İkdam, Sabah, Tasvir-i Efkâr, Vakit and Hadisat which had wide circulation at that time were assessed as rich heritages for tracking back the incidents and conveying the past experiences to the present, and they formed the main reference points of this study. The study examines the period starting from contracting date of Armistice of Moudros until the end of 1918 by taking into consideration the date of 22 November 1918 on which the Allied powers, who were aware of the strength of newspapers and their importance for social benefit, censored the press and by officializing the said censorship with the decree of Meclis-i Vükelâ (Council of Ministers) on early December, 1918. First, all kind information, news, comments, interviews, articles and so forth which were published on newspapers regarding activities of the Allied powers were determined. Thereafter, firstly transcription and then simplification of these resources were conducted, and they were made ready to use and interpret for the study. The references of the study were not limited to only newspapers. In addition, it was benefitted from many memoirs, research works, articles, manifestos, et cetera appearing in this period, and these sources were widely used within the scope of the study. The subject of this study is the arrival of the Allied fleet in Istanbul and their activities. In this context, firstly, the developments and precautions experienced and taken in the Sea of Marmara and Istanbul before the arrival of the Allied fleet in Istanbul were discussed. The states constituting the Allied fleet as well as number, type and technical features of the ships of the fleet were determined. Moreover, deployment of the Allied fleet on Bosphorus was examined elaborately. The Allied soldiers’ disembarking and commencing invasion was one of the important topics of this study. Military organization of the Allied powers, the relationships of the Allied military representatives with Ottoman Porte and the functions of embassies of those states were among the other topics discussed in this study. Declarations of the Allied Powers, military representatives and government officials for the activities of the Allied fleet and the Allied soldiers in Istanbul, the effects of arrival of the the Allied fleet in Istanbul on non-Muslims were other topics of the study. All these topics constituting the context of the subject were discussed within the study in accordance with the aspects of the newspaper of the time and assessed from the perspective of press language. Keywords: Ottoman Empire, Allied Powers, Allied Fleet, Invasion of Istanbul * Dr. Çanakkale Onsekiz Mart University, [email protected] 1. Press Reports about the Allied Fleet After the Armistice of Moudros It was seen that the signing of the Armistice of Moudros was widely reported in the press. As a matter of fact, the activities of the Allied fleet were also included in the assessments made on this subject. In a report titled “Repairment of the Allied Ships in Our Shipyard” it was reported that control of places such as shipyards and gunpowder houses in Istanbul would be left to the soldiers of the Allied states. In the rest of this report, in this case, the Allied states could carry out minor repairs of warships in these shipyards if they wished. Indeed, it would be seen that an agreement was reached between the representatives of the Allied navy and the government who would come to Istanbul in the coming days. In the report titled "What About Our War Ships?", it was stated that as a requirement of the armistice, Ottoman war ships would be captured by the Allied Naval Forces in a safe zone. It was emphasized that it was not even regarded as possible for the Allied forces to capture the warships with various reasons. Additionally, it was predicted that war would end in the west, as well as in the east, and it was not regarded as possible that the Allied forces would need to utilize sundry ships of Ottoman Empire. The press reports, which were published before the arrival of the Allied fleet in Istanbul, were chiefly about when the straits would be open and when the Allied fleet would come to Istanbul. However, the question of whether the fleet would stay in Istanbul or not became the current issue, as well. In the press reports and comments, it was expressed that as soon as the straits were opened, the Allied ships would begin passing through the straits. Furthermore, in the assessments, these ships were not predicted to stay permanently in Port of Istanbul. These ships were thought to enter the shipyard only while their repairments. After the Armistice of Moudros, one of the first issues on this subject was whether the Allied fleet passed through the Dardanelles or not. As a matter of fact, it was conveyed to the reader that the newspapers publishing in Greek wrote reports stating that the Allied fleet went through the Dardanelles; however, as a result of several investigations, it was understood that this report was not accurate. Another issue being wondered about the Allied fleet was whether Italian or Greek ships would be involved in this fleet or not. In a report concerning this issue, it was conveyed that there were activities which aimed not to allow any ships belonging to these two states. Even though relationships between Ottoman government and aforesaid states, particularly Greece, were in conflict, it was expressed that there was not enmity and so an armistice was not required. Because of being allies with England and France, it was pointed out that it was not possible to forbid the ships belonging to Italy and Greece to arrive in the Black Sea. However, when it was resolved for the ships of these two states to cross into the Black Sea, it was indicated that these ships could pass through Istanbul only at night. After the announcement of Armistice of Moudros to the press, in an interview which was conducted with Mister Rauf, the First Lord of Admiralty, the issue of straits was the main topic, and it was asked to him whether it was reasonable to open the straits and to allow the invasion of fortifications by the Allied forces. In his reply, Mister Rauf declared that it was reasonable to open the straits. 2. The Issue of the Straits and the Clean-up of the Straits according to the Armistice of Moudros The issue of the Straits was remarkable because it constitutes the first article of the Armistice of Moudros, signed on 30 October 1918. The first article of the armistice, which consisted of 25 articles, was related to the straits and their fortifications. According to this, the opening of the Dardanelles and the Black Sea Straits for the crossing to the Black Sea and the transition to the Black Sea would be ensured. In addition, the Dardanelles and The Black Sea fortifications would be occupied by the Allies. In the press reports regarding the application of the armistice's first article, it was noted that there were some misunderstandings about this issue. As a matter of fact, in this context, a report reminded that the occupation of fortifications in the Dardanelles and Black Sea [Istanbul] Straits by Allied forces was in accordance with the articles of the signed armistice. In the rest of these news, it was suggested that ten percent of the Allied occupation forces would consist of Ottoman forces. Some newspapers misinterpreted by this news and wrote that the armistice had been amended to the article on the occupation of the straits. According to the newspaper, the article as to the straits was not changed, only the application of the article was determined in this way. As a matter of fact, it would be seen that the English, who occupied the positions in the Bosphorus, left two soldiers at the each cannon. From the signing of the Armistice of Moudros to the arrival of the Allied fleet in Istanbul, it was seen that efforts to clean the Dardanelles from torpedoes were frequently mentioned in newspaper pages. In a report on this issue, it was reported that the effort of cleaning the torpedoes in the Dardanelles continued rapidly. In the rest of this report, it was expressed that there were many torpedoes that were replaced by the currents of seawater for four years, and when the collection of them would end, even by the Admiralty, was not known. In another report on this issue, it was reported that the clean-up of the torpedoes in Dardanelles was completed, and that one of the Allied vessels carrying out the scanning activities was hit by a torpedo and sank. Efforts to clean the straits from torpedoes were also interrupted from time to time due to weather conditions caused by wind and fog. This situation caused the Allied delegation to come to Istanbul delay for a day or two. Another report referring to the weather in connection with the clean-up of the Dardanelles was that the work to clean the strait continued; however, there were difficulties in the works due to wind and fog. Floating torpedoes were torn apart and prevented the free passage of the ships, the report said, therefore, it was reported that the warships coming to Istanbul were expected to be in the city only three or four days later. In addition to the Dardanelles, the Black Sea [Istanbul] Strait was quickly started to be cleaned of torpedoes. In the media reports that scanning activities were being carried out in the Bosphorus through torpedo searching vessels, if the weather was favorable, it may be possible for ships to move freely to the Black Sea for up to a few days. In another press report on the Black Sea Strait, it was reported that the units coming to Istanbul in two or three days would occupy the shipyard with the Black Sea Strait fortifications and that the majority of these units would be formed by English troops. 3. Pioneer Ships and Military Delegations Arriving in Istanbul Before the Arrival of The Allied Fleet Long before the arrival of the Allied fleet to Istanbul, an English delegation came to Istanbul in order to connect with the government in compliance with the Armistice of Moudros. Within the delegation, which was under the presidency of Colonel Murphy, there were two ground and two naval officers, and the delegation settled in the Pera Palace Hotel. On the days following the Armistice of Moudros, before the arrival of the fleet, it was seen that meager number of warships arrived in Istanbul. Indeed, it was the first time that there was a French warship in Istanbul after 4 years. French ship, named as Arian, was captured from Germans and sent to Çanakkale as a torpedo scanning ship. In company with this ship, a French military delegation arrived in Istanbul, as well. A French officer who made a statement to the press under the title of "Istanbul Range Point Commander", which was organized for subsistence of the Allied armies, conveyed that the demining activities of the Dardanelles was not completed, therefore he preferred this ship and arrived in Istanbul by traversing the torpedo fields. The officer alleged that the first ship arriving in Istanbul among the Allied fleet was a French ship [themselves], and expressed that the voyage, which occured amid the stable or dislocated torpedoes, was not pleasurable at all. As a reply for a question concerning when the strait would be opened, the commander stated that demining activity would continue at least eight, nine days. Additionally, besides the torpedo fields, he attracted notice about collecting the drifting mines and emphasized that this was not simple at all. When a pressman inquired about which warships would come to the strait, he replied that he did not have information on this matter. However, he declared that English dreadnoughts Agamemnon, Superb, Temeraire; French dreadnoughts Mirabeau, Didero(t), Verino, Justin, and Italian dreadnoughts Roma and Piyemote, and multifarious cruisers were found in the Armistice of Moudros. French officer stated that except straits, there were 200 ships of all sizes including a great deal of transport vessels containing flour and similar ingredients which were to be brought into the city. When the date was 10 November, around 15.30, a French torpedo followed by an English torpedoe came to Istanbul, as well. French torpedo with single mast and 4 funnels, was bearing the label of M.J. One Ottoman navy officer and two steamboats, bearing navy private, provided guidance for the torpedo. The torpedoes were welcomed in dock by several marine and ground officers and defender of Istanbul, Fevzi Pasha. After the French torpedo approached the dock, a newspaper reporter had an interview with a French officer from the ship crew. Crew of the French ship consisted of people who had known Istanbul beforehand. In fact, apart from the questions addressed by the reporter, they addressed some questions to the reporter, thus they exhibited that they had a grasp of the political environment of the country. During the interview, reporter firstly inqiured about why and with which essential mission this ship arrived beforehand. In their answer, during which they laughed, French officer and his friends said that their ship was pacey. When the reporter asked when the other warships could arrive in, they left this question unanswered by stating that this was a military secret. Afterwards, they addressed questions to the reporter and firstly they inquired whether French newspapers were published in Istanbul or not. An officer, who did not want his name to be revealed, inquired who were the people established the government; what happened to Enver Pasha, Cemal Pasha, Talat Pasha, Bahattin Şakir, and Doctor Nazım. When the reporter said that they absconded as an answer, the officer inquired why they let them escape. In response, the reporter said that this was a political secret, so the French officers laughed. After a while, cars which were assigned for them, came to the dock and the reporter left the area. On the other hand, it was seen that the Allied ships gradually continued their voyage to Istanbul. Within this context, Orion-Shark, a French torpedo, and Esrey, an English torpedo, arrived in Istanbul, as well. The master of the French torpedo was ranked as lieutenant, and the master of the English torpedo was ranked as commander. Subsequent to arrival of torpedoes to the harbor, the harbor master Mr. Mahmut welcomed each one. In another report concerning the arrival of the Allied fleet, on the November 12 around 5 pm, 3 torpedoes came to Port of Istanbul from Çanakkale and after 10 minutes of roaming in front of Sarayburnu, they turned back in the same direction. 4. Movement of the Allied Fleet to Istanbul and Anchoring in the Bosphorus Waters Before the arrival of the Allied fleet in Istanbul, many press reports appeared on this issue. In the reports it was announced that the navy consists of sixty ships and that the Allied fleet would arrive in Port of Istanbul next Thursday. It was reported that no statement was made from the official authorities as to whether Greek ships would be present in the navy. In addition to the Allied fleet, it was reported in press that many merchant ships belonging to the Allied states were reached Piraeus and the Mediterranean Islands to arrive in Istanbul and Izmir harbor. In another press report on the arrival of the Allied fleet, it was announced that the warships began passing through the Dardanelles as of November 12. According to the news, 6 warships on the evening of November 11, 9 warships at 8 in the morning of November 12, and 17 warships at the same time in the afternoon acted towards Marmara. Among the ships were freighters, loaded entirely with dry goods and commercial materials. Most of the ships were English and the rest were French and Italian ships. On November 12 at 1 am, 7 more Italian ships sailed to Marmara. In the afternoon of the same day, six French warships entered the Bosphorus. Five of them had five funnels and one had six funnels, and they were all very large ships. 3 torpedoes and 1 armored ship from the ships in the Allied fleet were Greek flagged. 12 torpedoes, 5 cruisers and 4 armored ships were English flagged; 2 torpedoes, 2 armored ships and 1 cruiser were Italian flagged; 7 armored ships and 5 torpedoes were French flagged. Thus, the number of ships entering the Bosphorus reached 43 by November 12. A statement was made from the Admiralty regarding the arrival of the fleet in Istanbul as the Allied fleet passed through the Dardanelles and proceeded towards the Marmara. In the statement of Admiralty, on November 13, it was reported that the Allied fleet would reach the Port of Istanbul and return. In the rest of the statement, it was announced that all kinds of ships and vessels were banned from passing through Port of Istanbul from eight in the morning to two o'clock in the afternoon in order to avoid any damage to its attendants, collisions and accidents in the course of the fleet’s arrival and departure. It was understood from this statement that the Admiralty had expectations about the Allied navy would not be anchored in Istanbul and they would return. Led by British Admiral Arthur Somerset Calthorpe, the Allied fleet which was announced to have entered the Dardanelles days ago with the first lights of November 13, was seen in the waters of Istanbul like dark clouds. At eight o'clock in the morning, 4 English torpedoes entered Istanbul from Marmara with their leading mission and sailed quickly to the Bosphorus through Kabatas and Besiktas way. After 4 British torpedoes reached the waters of the Bosphorus, the Superb dreadnought carrying the Fleet General Arthur Calthorpe advanced slowly in front, Temeraire dreadnought at the rear, and two English ships moved on slowly and roamed the Maiden's Tower, came in front of Dolmabahce Palace through Kabatas and anchored there. Afterward, French battleships named Bearn and Mirabeau entered the waters of Istanbul, accompanied by four French torpedo destroyers and by changing course to Bosphorus, anchored in front of Kabatas. Following the French battleships, two large Italian battleships, along with 4 torpedoes, moved in the direction of the Bosphorus and anchored across Ortaköy. On the other hand, it was observed that Greek ships, which was eagerly waited for days to if they would come to Istanbul or not, entered the waters of Istanbul. Accompanied by the Allied fleet, the Greek armored cruiser named Averof and 3 Greek torpedo destroyers deployed across the Ahırkapı, without entering the Bosphorus. Behind the Greek warships, the other warships that constitute the Mediterranean fleet, especially cruisers, torpedo destroyers, torpedoes and other various ships anchored offshore of Kadikoy, Haydarpasa, Fenerbahce. As the English, French and Italian battleships traveled towards the Bosphorus, it was seen that three planes roamed for a while above the ships from which they departured. According to the intelligence received, the Allied fleet that arrived at the harbor on November 13 consisted of a total 60 ships from all sizes. As soon as the navy anchored at the harbor, the Chief of Staff, Colonel Rıza, and the undersecretary of the foreign affairs went to flagship Superb dreadnought with a steamboat and they said welcome the Allied fleet commander, Sir Arthur Calthorpe, on behalf of the Ottoman government. The Dutch ambassador also went to the flagship and he said welcome to Calthorpe. After the Allied fleet stayed in Port of Istanbul for 4-5 hours, firstly English battleships left at 12, French battleships at 13, Italian battleships at 14 and behind them Greek warships left the harbor and sailed to the Marmara and went the Gulf of Izmit. According to the intelligence received, the warships of Allied fleet determined the Gulf of Izmit as a base of operation. The names of the most important ships that constituted the 60-pieced Allied fleet that came to Istanbul were also published in the press. According to this, the large English warships arriving at the port consisted of Superb, Temeraire dreadnoughts and battleships Agamemnon and Lord Nelson. Besides, there were also many cruisers, torpedo destroyers and torpedoes. According to various sources, the French warships consisted of Bearn, Didero(t), Mirabeau dreadnoughts, Démocratie armored ship, Arnest Renan, Jules Michelet cruisers and many torpedoes. While the number of the Italian fleet was unknown, the Greek fleet consisted of 3 torpedo destroyers with armored cruiser Averof. Technical characteristics of the significant ships, which constituted the Allied fleet, were appeared in the press, as well. According to this, dreadnought Superb, which was assigned to general of the Allied fleet, Admiral Arthur Calthorpe, had 19.000 tonnage of capacity and 21-22 miles per hour velocity. This dreadnought, with 2 funnels and 2 masts, was equipped with 10 units of 30.5cm, and 16 units of 10.5cm. There were three dreadnoughts in the Superb system of England. Temeraire dreadnought, which anchored along with Superb dreadnought before the Dolmabahçe Palace, was the pair of the Superb dreadnought. Agamemnon armored ship had 16,750 tonnage of capacity and 19 miles per hour velocity. This armored ship, which was one of the most exquisite warships possessing the system before the dreadnought class, was equipped with 4 units of 30.5cm, 10 units of 23.0cm, and 24 units of 7.6cm. Lord Nilson armored ship was the pair of Agamemnon armored ship, and England had only these 2 battleships belonging to this class. Being assigned to French admiral, general of the French fleet in Mediterranean, Bearn battleship was one of the most powerful dreadnoughts within the Allied fleet arriving in Port of Istanbul. Bearn dreadnought had 25,200 tonnage of capacity and 21 miles per hour. This dreadnought was equipped with 12 units of 34cm, and 24 units of 14cm, and France had 5 dreadnoughts belonging to this class. Mirabeau and Didero(t) dreadnoughts had 18,400 tonnage of capacity and 20 miles per hour velocity. Each of these battleships, with 5 funnels and 2 masts, was equipped with 4 units of 30.5cm, 12 units of 24cm, and 16 units of 7.5cm. Another French ship Démocratie had 14,900 tonnage of capacity and 19.5 miles per hour velocity. Démocratie battleship, with 2 funnels and 2 masts, had 4 units of 30.5cm, 10 units of 19cm, and 13 units of 6.5cm. Ernest Renan, which was one of the rapid and state-of-the-art armored cruisers, had 13,640 tonnage of capacity and approximately 25 miles per hour velocity. This armored cruiser, with 6 funnels and 2 masts, was equipped with 4 units of 19.4cm, 12 unitsof 16.4cm, and 16 light cannonballs. Jules Michelet, which was another rapid cruiser, had 12,600 tonnage of capacity. Its velocity was 23.5 miles per hour. This cruiser was equipped with 4 units of 19.4cm, 12 units of 16.4cm, and 24 units of 4.7cm and had 4 funnels and 2 masts. In a report concerning the Allied fleet in Istanbul, it was announced that the Admiralty and the Allied military delegation signed an agreement about mending of war and transportation ships in Haliç (The Golden Horn) and Izmit shipyards. According to this, the mending and cleaning operations would be conducted under control of a French-English-Ottoman commission's supervision. This commission would determine the price of the ship being mended, which needed to be paid by the state it related. In the reports concerning the Allied fleet’s activities in Istanbul, it was pointed out that a fleet, which consisted of Averof armored ship, several English, French, and Italian ships and destroyers, would seize the German fleet in Sevastopol. On the other hand, the Allied soldiers began occupying the Black Sea fortifications after the arrival of the Allied fleet to Istanbul. In the press reports on this issue, it was informed that English soldiers occupied the Black Sea Strait fortifications, and therefore, the Allied soldiers settled in Büyükdere. In another report, it was conveyed that Black Sea Strait fortifications were occupied by the Allied soldiers and each cannon was guarded by only 2 soldiers. Furthermore, it was learned that the Allied soldiers would be placed in the suitable houses in and around Büyükdere. Meanwhile, transfer of the Allied soldiers to Istanbul proceeded. As a matter of fact, an English transport vessel arrived in the harbor on November 16, then shipmasters and infantries landed from it. These English soldiers marched from Galata to Beyoğlu with a military band ahead of them. Meantime, besides the Allied ships, the Allied planes were seen to patrol above the city. In a report on this issue, it was conveyed that 4 Allied planes were roaming above the city on November 14 in afternoon, and they flew one or two hours around Boğaziçi, Kadıköy, and Haydarpaşa. 5. Activities of the Allied Fleet in Istanbul It was understood in press reports that after the arrival of the Allied fleet in Istanbul, a ship movement began in the direction of Izmit Port, Marmara Sea, the Dardanelles and Black Sea, with the Port of Istanbul . Ships from all sizes belonging to the navy were involved in this shipping. One of the actors of this movement was the battleship Italian Regina Elena. On November 14, the ship carrying an Italian admiral, arrived at the Port of Istanbul and then moved to Izmit and returned to the port. After the arrival of Allied fleet in Istanbul, the ships carrying the soldiers of the Allied powers continued to arrive at the port. As a matter of fact, on November 14, two French transport vessels carrying French soldiers also reached the port. During this period, stray torpedoes that broke off from the Bosphorus posed a danger to merchant ships in their crossings to the Black Sea. The English, who also saw this as dangerous for the Allied navy ships, directed two torpedo scanning vessels to the strait on November 14 to collect torpedoes in the Black Sea [Istanbul] Strait. On the other hand, 20 transport vessels loaded with soldiers and ammunition passed through the Dardanelles to Marmara. Apart from these ships, 10 warships entered through the Strait, as well. These were all cruisers and torpedoes, and they were all expected to arrive at Istanbul Port. These ships were considered to include the “Kalkış” (Departure) cruiser of the Greeks. Another media report on the Greek warship said the Greek armored ship, named Kalkış (Departure), passed through Çanakkale on Friday. However, on November 15, a Greek torpedo arrived in Istanbul and began waiting off the Dolmabahçe. In addition, an English hospital ship arrived at the port. Besides, a side-wheeler French ship came to Istanbul and crossed into the Bosphorus. In the context of the mobility of the Allied ships, on the afternoon of November 20, a large French cruiser with 4 funnels and 2 masts arrived at Istanbul Port and anchored off Kabataş. Another French transport vessel left the port on the same day to go to Marmara. Additionally, an English torpedo, which was rapider than the torpedoes that had ever arrived at the port and was numbered with the new system (14), arrived at the port at 4 on the same day and berthed at Galata Dock. An English transport vessel, Katorya which carried English soldiers, also arrived at the port on November 16. All English soldiers were disembarked, and their belongings and supplies were placed in dock warehouses. Furthermore, the shipping office building in Sirkeci and the warehouses in its vicinity were evacuated for the Allied soldiers who came to Istanbul. The mobility of the Greek ships in the Allied navy was closely monitored by the press of the period. Thus, in a report which was published on this issue, it was informed that the Greek armored ship Averof in Izmit Port would arrive in Istanbul Port up to a day or two. A French torpedo number 34 which took a part in the Allied navy also departed for Izmit at 4 pm on the evening of November 24. It was understood from the press reports that Greek airplanes were in Istanbul as well as Greekships. In a report on this issue it was stated that on the morning of November 26, a Greek airplane flew from Ayastefanos and wandered above the city. In the news about the mobility of the Allied ships, it was announced that the English torpedo number 24, which provided a post transport between Mondros Harbor and Dersaadet, docked at Galata Dock on the evening of November 26. Greece's flagship Averof armored ship, located in the Port of Izmit, arrived at the port on November 28 and the commander of Averof sent an invitation to newspapers which broadcasted in Greek. It was announced in the invitation that the Averof battleship could be visited every day from 1 pm until the flag was lowered. Moreover, there was also a warning informing that any noisy show-offs and cheers that would disrupt the port's silence and public order were prohibited. 6. Demonstrations Before and After The Arrival of the Alllied Navy to Istanbul It was told in the press reports before the Allied fleet came to Istanbul that the Greeks longed for the navy to come to Istanbul and saw it as an opportunity. It was also reported that Greeks began preparations to celebrate the arrival of the navy by demonstrating in a way to offend Turks’ feelings of homeland and nation. In the rest of this report, it was stated that the government, which was aware of this situation, took very serious and decisive measures to ensure that the bad events in Izmir would not happen in the capital city. In this context, where such demonstrations were likely to take place, necessary security measures were taken; thus, the noisy community, which feared and trembled against the dignity shown by the Ottoman nation and the force put forward by the government, they were unable to perform their vicious actions. In the rest of this news, when the Allied navy arrived in the port, they were warned that they would see the government retained the same power and ability. In addition, the Greeks were wished to stay away from actions that would threaten the security of the country with the intricacies that would humiliate themselves. The report also cited Armenians in the empire and Armenian citizens, who were in a very bad state of the Turks, were declared to be able to demonstrate their calm, composure and clairvoyance with a time when the country was in a state of catastrophe. In another media report on this issue, it was announced that the terms of the armistice between the Allied states and the Ottoman State, which were contracted nine days ago, gradually continued to be applied to. In this context, it was reported that the necessary efforts in order to make the straits passable would end completely as soon as possible and it was order for the Allied ships to arrive in Istanbul soon. In the rest of this news, it was reminded that unfortunately, some of the outrages were witnessed and it was advised all citizens who loved the country without discrimination of race or sect to maintain their composure. While the arrival of the pioneer ships in Istanbul was greeted with joy by the Greeks, it was met with a reaction from the Turks. As a matter of fact, on November 10, the people who saw the French-flagged torpedo crossing in front of Sarayburnu attacked the dock. However, since a few days the government took a position on the roads with a clairvoyant stance, the marine personel and police and military police officers immediately began the task and did not leave anyone in the direction of Karaköy in the dock, to ensure all aspects of public order provided. In the media reports about the arrival of the Allied fleet arrival in Istanbul, it was said that there were some people with cheer and curiosity running to the docks, hills and scenic places to see the Allied fleet entering the port. Citing four years ago, the same unwitting community reminded four years ago when they were running to the same docks, the same hills and places with the same view, fluttering with joy to see two scourge ships- Goeben/Yavuz and Breslau/Midilli. According to another report, a crowd gathered on the coast and bridge to watch them as the Allied fleet arrived at the port. There were numerous patrols all over the place and especially on the Galata sides to maintain public order, thus preventing an incident that would disrupt public order. On the other hand, the subjects of adversary states asked the Police Department to allow them to raise a flag the fleet to celebrate its arrival. Upon permission given by the directorate, the subjects of adversary states raised various flags according to their nationality along with the Ottoman flag. Besides the Allied fleet, the Allied soldiers arriving in the city by ships with protests, as well. In a report concerning this issue, it was conveyed that a malignant crowd and non-Muslim children tended to organize impertinent protests while a battalion of English cavalries were passing through Beyoğlu in order to arrive in the barracks withheld for them, in the evening of 16th of November. In the report, it was written that the group was silenced and dismissed through commissars and policemen sent from police station. On the other side, being decorated with the Allied flags and ensigns, the foreigner buildings and jubilation and noise on the streets towards evening reached the condition of immobilizing the trolley cars, on 17 November, Sunday. A coterie of Greeks occupied pedestrian ways by gathering before the French club. Even though a malignant crowd, who tagged along with 5 English privates having a bayonet passing by, attempted to clamor, they were inhibited by constabulary. Turks and other people possessing will and self-esteem behaved much more solemnly without detriment to their dignity and tranquility. After the arrival of the Allied fleet in Istanbul, it was seen that some of the buildings were decorated with the flags of the Allied states. Flags of the Allied states, particularly Greek flags, were began to be raised on the foreigner buildings and Greek houses around the Makriköy and Beyoğlu. Moreover, according to the information received, it was conveyed that some English and French officers who could not find anywhere to dwell in found an easy solution for this situation. According to this, since every single place raising flags in order to celebrate the arrival of the Allied fleet hosted the homeless officers, soldiers with bayonets were posted in front of these building’s doors. However, although Greeks quite bothersomely regretted that they raised flags, they handled this hardship by allocating one room for each officer. On the other hand, in the reports on this issue, it was conveyed that an official announcement was made about the removal of the flags by the Security General Directorate through press. Thereupon, flags raised in certain places were fully lowered within 24 hours, as a result, serenity was provided in the streets of both Beyoğlu and Galata. In the directive dispatched, Greek Patriarchate ordered Greek school principals to set the schools on holiday for 3 days in order to celebrate the arrival of the Allied fleet in the harbor. Besides the non-Muslims, English, French, and Indian soldiers, who were situated in the city and disengaged in accordance with the terms of the armistice, participated in the welcome of the Allied fleet and army. They deployed along the port and a naval platoon participated in the official welcome ceremony, as well. In the press reports concerning the arrival of the Allied fleet in Izmit, it was received that a commotion occurred pursuant to coming of the fleet, however, it was reported that such a thing possessed no rhyme or reason as a result of the inquiry made. In another report written on this issue, it was repeated that rumors of a commotion in Izmit possessed no rhyme or reason. In the rest of this report, the issue’s reality was adverted, and it was conveyed that a fire broke out in Izmit Fish Market, therefore gunfire was heard repeatedly. It was mentioned that the gunfire was heard from the Allied fleet ships, and the blaze of the fire was seen, too. Thereupon, soldiers and water pump landed immediately. 7. Activities and Declarations of the Allied Fleet’s Officials After the arrival of the Allied fleet in Istanbul, it was seen that some high-grade Allied officers landed besides the Allied soldiers used for occupation. Without wasting any time, the Allied officials who landed began their activities. As a matter of fact, the English military committee visited the Grand Vizier in Babıali (Ottoman Porte) and discussed about some issues on 13th of November. After the arrival of the Allied fleet in Istanbul, French admirals landed, as well. French Admiral Amet got off from the torpedo boat that approached to the dock and was welcomed with an official ceremony by the French navy. Amet went to French embassy by getting in a car which was bedecked with French flags. On 17th of November, Admiral came into Babıali and met with Grand Vizier. It was not only French admiral Amet arriving in Istanbul on 13th of November. On the same day, 2 English admirals came into Istanbul, as well. In the reports leaking to the press, declaration of French admiral ship’s (Diderot) master was given place. According to this, French admiral stated that they would stay for a short time and sundry ships from their fleet would be sent to Black Sea in order to visit their friends and allies awaiting them. In an interview conducted with Colonel Murphy from another French ship in Istanbul, reporter inquired him when they would depart from Istanbul. In his reply, Colonel expressed that it is not certain when this would occur, their ships arrived in Izmit Harbor and would go into Black Sea soon. In this period, another high-ranking official arriving in Istanbul was commander of the Thessaloniki Allied forces and presidency of general staff. He and his senior officials landed at Galata Dock and there they were welcomed by Cevad Pasha, Minister of General Staff, and Fevzi Pasha, and Protector of Istanbul. Allied commander and his senior officials shook hands sincerely with Cevad Pasha and expressed that he himself appreciated Cevad Pasha’s heroic deeds in the defense of Çanakkale. Subsequently, general and senior officials went to Pera Palace Hotel which was assigned for them to accommodate. In this period, besides the English military high officials, English colonel Tempy had an interview with the press, too. In his interview, colonel stated that he was not allowed to make statements concerning political issues and said that it was his first time in Istanbul. Afterwards, he conveyed that the view was beautiful from Çanakkale to Istanbul and he was in the blockade of Çanakkale for two, three years. Mentioning that he deplored Turks being involved into the World War, Tempy expressed that they were always on good terms with Turks, who were a friend to them, and they wanted to generate a friendship with Turks. According to him, Turks were deceived by Germans and found themselves in a troublesome situation. One of the significant actors of this period was Admiral Arthur Somerset Calthorpe, the Allied fleet commander. In the reports about his arrival and activities in Istanbul, it was informed that Admiral Calthorpe would arrive in the city with Superb dreadnought, on 14th of November at two thirty pm, and would go to the English embassy by visiting the official harbor department. Superb dreadnought would be anchoring in Istanbul Harbor permanently. According to this report, Calthorpe’s dwelling place would be English embassy. When Admiral arrived in the embassy, an English flag would be raised with a spectacular official ceremony. Furthermore, there was a private office for Calthorpe to inform reporters consistently. Admiral Calthorpe’s arrival and activities in Istanbul appeared excessively on the press in this period. In the press reports about this subject, it was expressed that he willingly accepted a welcoming ceremony of a press committee and stated his opinions on several issues. According to the press report, in his speech Calthorpe stated that the current war was not beneficial for allied countries, particularly Turkey. He added that misfortune was the main reason for this situation and conveyed that valor and bravery of the Turkish army would possess a privileged place in the history, which is an appreciation every single Allied country approved. In the report, Admiral Calthorpe’s mission within the city was adverted. Moreover, it was emphasized that he was the captain general of all Allied fleets arriving in the harbor and political representative of aforesaid countries in the care of Ottoman Empire throughout the process until the peace treaty was signed. Arriving on 14th of November, Admiral Calthorpe directly began contacting and visited Grand Vizier in Ottoman Porte with a few people from his senior officers. In another press report concerning activities of Admiral Calthorpe in Istanbul, it was written that he visited the Foreign Minister Mustafa Reşid Pasha by coming to the Foreign Ministry. In another report about Admiral’s activities, it was announced that Admiral Calthorpe reacted against telegraph and railway connections between Istanbul and Sofia, which were expected to start. In the report, it was written that admiral wanted to cut down the telegraph communication and postpone the chemindefer subject. In the forthcoming days, this demand of Calthorpe would be fulfilled by the government. In a press report on this subject, it was stated that the government consented to cut down political connection with Bulgaria as a result of demands of the Allied admirals in Istanbul. Moreover, it was announced that the Bulgarian ambassador would leave the city in a few days and Bulgaria embassy officers would be called back. This report and similar ones were seen to keep occupying newspaper columns. This was because the Allied countries increased their oppressions against government about endless demands of officials and their fulfillment, attendantly this generated unavoidable concessions. Conclusion According to this period’s circumstances, it was seen that the press tried to follow the recent news and shared them with readers during and after the Armistice of Moudros. In this context, reports concerning issues such as opening of the straits, of which countries the Allied fleet consists, when the fleet would arrive in Istanbul, whether the Italian and Greek ships would exist among the Allied fleet, occupation of the emplacements around the straits, activities of the Allied soldiers and command echelon in Istanbul, and so forth. Newspapers of this period closely followed the application of the armistice’s first article and examined the mine searching activities in Dardanelles and Istanbul Straits. The Allied fleet was coddled in a privileged way and the question of which countries constituted the fleet was answered. Furthermore, technical specializations of significant ships found in the fleet were included. During the arrival of the Allied fleet in Istanbul, protests organized by non-Muslim groups, especially by Greeks, composed the subjects of newspapers. It was detected that activities of the Allied fleet, specifically movements of the Greek ships were followed by the press and data was conveyed to the reader. It could obviously be seen that emplacement, location, and sheltering of the landing Allied soldiers did not escape from the press’ attention. The main agenda items of Turkish press in this period were the visits of the Allied states’ military committees in the care of local government and declarations of the Allied fleet military officers appearing in the press. References “Amiral Amet Bâb-ı âlide”, (Admiral Amet in Ottoman Porte), Sabah,[18 November 1918], p. 1. “Amiral Calthorpe Hariciyede”, (Admiral Calthorpe in Foreign Affairs), Sabah, [17 November 1918], p. 2. “Amiral Calthorpe’un Beyanı”, (Declaration of Admiral Calthorpe), İkdam, [14 November 1918], p. 1. “Amiral Calthorpe’un Emri”, (The Order of Admiral Calthorpe), Sabah, [18 November 1918], p. 1. “Averof Kumandanının Daveti”, (Invitation of Averof’s Commander), Hadisat, [29 November 1918], p. 2. “Bayraklar Kalktı”, (Flags Were Abolished), Hadisat, [20 November 1918], p. 2. “Bayraklar Meselesi, (Issue of the Flags), Hadisat, [20 November 1918], p. 2. “Beyoğlu Ahvali”, (Conditions of Beyoğlu), Hadisat, [18 November 1918], p. 2. “Bir Fransız Zırhlısı Kumandanının Sözü”, (The Word of a French Armored Commander), İkdam, [16 November 1918], p. 1. “Boğazlar Önündeki İtilaf Sefâini”, (Allied Ships in front of the Straits) Hadisat, [10 November 1918], p. 2. “Boğazların Kuvve-i İşgaliyesi” (Occupation Forces of the Straits), Hadisat, [November 7 1918], p. 2. “Boğazların Tathiratı Niçin Gecikmiş”, (Why The Cleaning of the Straits Was Delayed?) Hadisat, [9 November 1918], p. 2. “Boğazların Tathiri”, (Cleaning of The Straits), Hadisat, [7 November 1918], p. 2. “Bulgaristanla Kat’-ı Münasebat-Sefir Gidiyor”, (Break off the Relations with Bulgaria-The Ambassador Is Going), Hadisat, [29 November 1918], p. 1. “Çanakkale Boğazı”, (The Dardanelles), Hadisat, [8 November 1918], p. 2. “Çanakkale Müdâfi‘i Cevad Paşa”, (Defender of Çanakkale Cevad Paşa) , İkdam, [14 November 1918], p. 1. “Dün Gelen Fransız ve İngiliz Torpidoları”, (French and English Torpedoes Arriving Yesterday), Hadisat, [11 November 1918], p. 2. “Dün Gelen Gemiler”, (The Ships Arriving Yesterday), Hadisat, [16 November 1918], p. 1 “Dün Gelen İngiliz Askerleri”, (English Soldiers Arriving Yesterday), Sabah, [17 November 1918], p. 2. “Fransız Gemisinde”, (In French Ship), Tasvir-i Efkâr, [1 November 1918], p. 1. “Fransız Heyet-i Bahriyesi”, (French Navy Delegation), İkdam, [14 November 1918], p. 1. Hadisat, [11 November 1918], p. 2. Hadisat, [17 November 1918], p. 2. “İki Sefine-i Müsibet” (Two Sinister Ships), Hadisat, [15 November 1918], p. 1. “İngiliz Heyeti Babıali’de”, (English Delegation in Ottoman Porte), İkdam, [15 November 1918], p. 2. “İngiliz Heyetinin Ziyaretleri ve İhtisasları”, (Visits and Specializations of the English Delegation) Tasvir-i Efkâr, [1 November 1918], p. 1. “İtalyan Amirali”, (The Italian Admiral), Hadisat, [15 November 1918], p. 2. “İ’tilâf Donanması”, (The Allied Navy), Hadisat, [16 November 1918], p. 1. “İ’tilâf Donanması Bugün Geliyor”, (Allied Warships Are Coming Today), Hadisat [13 November 1918], p. 2. “İtilaf Donanması Çanakkale’den Girdi mi?”, Hadisat, 2 Teşrin-i sâni 1334 [2 Kasım 1918], s. 2. “İ’tilâf Filosu”, Hadisat, (The Allied Fleet) [12 November 1918], p. 1. “İ’tilâf Filosu”, Hadisat, (The Allied Fleet) [22 November 1918], p. 2. “İ’tilâf Filosunun Muvasalatı” (Arriving of Allied Fleet), Sabah, [14 November 1918], p. 1. “İ’tilaf Sefâin-i Harbiyesi”, (İtilaf Donanma Gemileri), Hadisat, [10 November 1918], p. 2. “İ’tilâf Sefâin-i Harbiyesi Geliyor”, (Allied Warships Are Coming), Hadisat, [13 November 1918 “İ’tilâf Sefâin-i Harbiyesi Hakkında Malumat”, (Information About the Allied Warships), Sabah, [14 November 1918], p. 2. İ'tilâf Sefâin-i Ticariyesi”, (Commercial Ships of Allied), Hadisat, [6 November 1918], p. 2. “İtilaf Sefâininin Tersanemizde Tamiri, (Repairment of Allied Ships in our Shipyard), Tasvir-i Efkâr, [31 October 1918], p. 1. “İ’tilâf Tayyareleri”, (Airplanes of Allied), Sabah, [15 November 1918], p. 2. “İ'tilâf Torpidolarının Ziyareti”, (Visits of Allied Torpedoes), Hadisat, [13 November 1918], p. 1. “İ’tilâf Zabitanı Babıalide”, (Allied Officers in Ottoman Porte), İkdam, [14 November 1918], p. 1. “İzmit'de İğtişâş Şâyi‘ası”,(Commotion Rumors in İzmit), Hadisat, [15 November 1918], p. 2. “İzmit’teki Vak’a Ne İmiş?”, (What Was the Issue in İzmit?), Sabah, [16 November 1918], p. 2. “Kalkış Zırhlısı”, (The Departure Battleship), Hadisat, [19 November 1918], p. 2 “Karadeniz Boğazı İstihkâmatı”, (Bulwark of Bosphorus), Sabah [15 November 1918], p. 1. “Karadeniz Boğazındaki İstihkâmlar”, (Bulwarks in the Bosphorus), Hadisat, [13 November 1918], p. 1. “Karadeniz Boğazının Tathiratı”, (Cleaning of The Bosphorus), Hadisat, [10 November 1918], p. 2. “Karadeniz İstihkâmlarının İşgali”, (Occupation of Black Sea Fortifications), Sabah, [14 November 1918], p. 2. “Men’i Nümayiş”, (Prohibition of Demonstrations), Hadisat, [17 November 1918], p. 2. “Miralay Mister Tempi ile Mülakaat”, (Interview with Colonel Tempy), Sabah, [14 November 1918], p. 2. “Miralay Mörfi”, (Colonel Murphy), Hadisat, [14 November 1918], p. 1,2. “Mutasavvir Nümayişler (Intented Demostrations), Hükümetin Tedâbir-i Sâibesi”, (Goverments’s Measures against to Mistakes), Tasvir-i Efkâr, [1 November 1918], p. 1. “Mütareke Metni ve Şerhi”, (Armistice Text and Its Explanation), Tasvir-i Efkâr, [3 November 1918], p. 1. “Mütareke Şerâitinin Metn-i Resmisi”, (Official Text of the Armistice’s Conditions), Hadisat, [3 November 1918], p. 1. “Mütareke ve Netâyiciyi”, (Armistice and Its Results), Tasvir-I Efkâr, [2 November 1918], p. 1. “Mütefferik Havadis”, (The Varied Incidents), Hadisat, [15 November 1918], p. 2. “Mütefferik Havadis”, (The Varied Incidents), Hadisat, [21 November 1918], p. 2. “Mütefferik Havadis”, (The Varied Incidents), Hadisat, [25 November 1918], p. 2. “Mütefferik Havadis”, (The Varied Incidents), Hadisat, [26 November 1918], p. 2. “Mütefferik Havadis”, (The Varied Incidents), Hadisat, [27 November 1918], p. 2. “Rıhtımda İ’tilaf askerleri”, (Allied Soldiers in the Dock), İkdam, [14 November 1918], p. 1. “Rum Patrikhanesinin Bir Emri”, (An Order of the Greek Patriarchate), Sabah, [16 Novemberr 1918], p. 1. “Sefâin-i Harbiyemiz Ne Olacak”, (What About Our War Ships?), Tasvir-i Efkâr, [31 Ocboter 1918], p. 1. “Üç Amiral Geldi”, (Three Admirals Came), İkdam, [14 November 1918], p. 1. Vakit, [1 November 1918], p. 1. Vakit, [2 November 1918], p. 1. Vakit, [6 November 1918], p. 1. Vakit, [14 November 1918], p. 1. “Vaz’iyet-i Siyasiye-i Umumiye”, (State of General Politics), Hadisat, [9 November 1918], p. 1. APPENDICES APPENDIX 1: Vicinage of the Strait That the Allied States Desired to Occupy (Vakit, [1 November 1918], p. 1) APPENDIX 2: Armored Ship Agamemnon in which the Moudros Armistice was Signed (Vakit, [2 November 1918], p. 1.) APPENDIX 3: Moudros Harbor in which the Armistice was Signed and the Allied Ships Awaited (Vakit, [6 November 1918], p. 1.) APPENDIX 4: French Armored Ship Including French Admiral (Vakit, [14 November 1918], p. 1.) APPENDIX 5: English Armored Ship Including English Admiral (Vakit, [14 November 1918], p. 1.)
English to Turkish: ATIK ISIYI 150 °C'YE KADAR YÜKSELTMEYİ AMAÇLAYAN DÜŞÜK KÜRESEL ISINMA POTANSİYELLİ SOĞUTUCULARA SAHİP YÜKSEK SICAKLIKLI ISI POMPALARININ TEKNO-EKONOMİK AÇIDAN ANALİZİ General field: Science Detailed field: Mechanics / Mech Engineering
Source text - English Energy Conversion and Management 226 (2020) 113488 Available online 10 October 2020 0196-8904/© 2020 Elsevier Ltd. All rights reserved. Techno-economic analysis of high-temperature heat pumps with low-global warming potential refrigerants for upgrading waste heat up to 150 ◦C George Kosmadakis a,, Cordin Arpagaus b, Panagiotis Neofytou a, Stefan Bertsch b a Thermal Hydraulics and Multiphase Flow Laboratory, Institute of Nuclear & Radiology Sciences & Technology, Energy & Safety (INRASTES), National Center for Scientific Research “Demokritos”, Patriarchou Grigoriou & Neapoleos 27, 15341, Agia Paraskevi, Greece b Eastern Switzerland University of Applied Sciences, Institute for Energy Systems, Werdenbergstrasse 4, CH-9471 Buchs, Switzerland A R T I C L E I N F O Keywords: High-temperature heat pump Waste heat recovery Economic analysis Discounted payback period COP Low-GWP refrigerant A B S T R A C T This work investigates the techno-economic aspects of high-temperature heat pumps used for waste heat recovery. The heat pump produces heat at a temperature up to 150 ◦C from heat of below 100 ◦C based on both single- and two-stage cycles, with the aim of identifying the most cost-effective among various heat sink and heat source temperatures. Refrigerants with low-global warming potential are considered and a validated heat pump model is used to calculate the cycle performance. Then, the equipment cost of the different configurations is calculated as a function of the component parameters and system scale. This approach provides a trade-off between high efficiency versus high cost, in order to identify the most cost-effective configuration at each temperature level. The results show that the specific equipment cost of the heat pump is usually in the range of 150 to 300 EUR/kW, mostly depending on the cycle design and temperature. Moreover, the discounted payback period of industrial installations shows a large scatter, and can even be as short as 3 to 4 years. The overall outcome is that the single-stage cycle with an internal heat exchanger is favoured in terms of economic performance, except with large temperature lifts of over 50 K, in which a two-stage cycle shows superior costeffectiveness. 1. Introduction The main highlights of the high-temperature heat pumps (HTHPs) are presented here, presenting the current status in this field, focusing on their technical and techno-economic aspects. Through this analysis, the motivation and goals of this study become clear. Finally, the outline of this work is given. 1.1. Motivation High-temperature heat pumps are a promising technology for the electrification of heating in various industrial branches [1]. Their use in the industrial sector is favored, when they exploit low–temperature waste heat, supplied to the evaporator side and enable circular energy flows. This reduces the temperature lift and brings it to reasonable values of about 40 to 50 K, making a high-efficiency operation possible [2]. Waste heat sources exist in all industries with a total amount within all temperature bands estimated to about 300 TWh/year in the EU [3]. However, only a fraction is suitable for supplying HTHPs, limited to below about 100–120 ◦C, and thus reducing their actual heat production potential in EU industries to 28.37 TWh/year, according to a recent study of the main author based on EU-28 data [4]. There are other suitable technologies for exploiting the waste heat of higher temperature above 100 ◦C [5], such as organic Rankine cycle (ORC) units [6], avoiding direct competition. There is intensive research in the field of HTHPs, aiming to address various technological issues. The most relevant research activities focus on: • cycle configurations for reaching high performance using variants based on both single and two–stage cycles [7] and hybrid solutions [8], • the use of appropriate low global warming potential (GWP) refrigerants complying with all recent regulations while ensuring both high coefficient of performance (COP) and volumetric heating capacity (VHC) [9], • the compressor and lubricating oil to withstand high temperatures and achieve an elevated isentropic efficiency [10], including the experimental validation with low-GWP refrigerants [11], and Corresponding author. E-mail address: [email protected] (G. Kosmadakis). Contents lists available at ScienceDirect Energy Conversion and Management journal homepage: www.elsevier.com/locate/enconman https://doi.org/10.1016/j.enconman.2020.113488 Received 26 July 2020; Received in revised form 20 September 2020; Accepted 27 September 2020 Energy Conversion and Management 226 (2020) 113488 2 • the increase of the heat production temperature to over 120 ◦C for addressing a large number of possible applications and heat consumers [1]. Already, a recent study [12] expanded the upper temperature limit to over 150 ◦C and up to 280 ◦C to address the needs of specific energyintensive industries, relying on alternative working fluids and configurations. Except from the above technical issues, there are also market barriers that need to be addressed [1], before a wide uptake of this heat pump technology in industry becomes possible [13]. Although there are few commercial HTHPs available on the market [1], these are rather rarely applied, due to the low maturity and awareness of this technology, with uncertain environmental and financial benefits in many cases. Finally, heat pump integration is another field that is mostly related to the practical use of this technology in different industrial processes [14]. The economic aspects of HTHPs have been also examined, usually with the aim to calculate the (specific) capital cost [15] or even the payback period (PBP) [16] under various operational and design settings [17]. The reported results lead to a very large variation of specific costs, usually in the range of 200 to 800 EUR/kW [1], due to the different temperature levels for both the heat sink and source, unit size, the refrigerant used, and the cycle configuration. Meyers et al. [18] also included the heat pump capacity for estimating the specific capital cost based on reported values, which has been found to be in the range of 300 to 900 EUR/kW for a capacity of over 100 kWth, and always below 600 EUR/kW for large systems. In another recent study, Schlosser et al. [19] mostly focused on the effect of the energy prices for gas and electricity, once combined with the heat pump performance for suggesting conditions that make such technology cost-effective, but without examining the effect of heat pump configurations and the system scale on the heat pump cost. It was also indicated that in many cases a large range of the payback period (PBP) is estimated that could be of interest to industries for waste heat recovery applications. The latter period additionally includes the utilization factor of the unit (i.e. the capacity factor – CF) and considers the energy prices for electricity and heat. The conclusion is that due to this large variation of PBP [4], safe conclusions regarding the economic sustainability of this technology are not reached, since the expected operating conditions (e.g. the heat source/sink temperatures) and scale have a large effect on the HTHP cost-effectiveness. The current work attempts to resolve this critical issue, by providing insights of the techno-economic aspects of HTHPs for various parameters, design options and boundary conditions, allowing the direct comparison of different solutions for exploiting lowtemperature waste heat sources. 1.2. Goals and original aspects To provide a more consistent way of evaluating the expected benefits and costs of a HTHP for waste heat recovery with different design features, an advanced numerical model has been developed for cycle simulation that includes pressure drop effects at the different parts of the cycle. Pressure drops are often neglected, but can have a major impact on both the performance and cost-effectiveness. The validation of this heat pump model with available experimental data ensures that its predictions have a high accuracy and thus provide a realistic heat pump performance. The aim of this paper is to calculate the HTHP performance including a dedicated compressor model, and sizing parameters of its main components (e.g. heat exchanger surface) for different heat sink/source temperatures, and cycle designs, once using refrigerants with a low GWP. The information above is used to estimate the equipment cost, as a function of the heat pump capacity. One of the main purposes is to identify the trade-off between a higher COP introduced by the use of increasing cycle complexity and additional components (e.g. from a single- to a two-stage configuration) with their associated equipment cost. The cost is then adjusted to take into account the total costs of a heat recovery project based on standard engineering practices [20], which mostly includes the on-site integration with the necessary infrastructure for the heat recovery components, the connections of the heat pump to the heat source and sink, as well as the control and electrical equipment. The overall aim of the current work is to examine both technical and cost aspects of HTHPs, and provide their expected project costs that could be used as initial investment criteria and provide considerations for scale-up. The final aim is to identify promising use cases and provide recommendations of the most suitable configurations of this heat recovery technology, as a function of the parameters and the system scale that greatly affect the PBP. Nomenclature A heat exchanger surface, m2 C component cost, EUR Es net annual savings, EUR/year nc,is compressor isentropic efficiency, % nc,vol compressor volumetric efficiency, % PR pressure ratio, 􀀀 r discount rate, % SEC specific equipment cost, EUR/kW v˙in suction volume flow rate, m3/h V volume, m3 VR volume ratio, 􀀀 Abbreviations CF capacity factor COP coefficient of performance GWP global warming potential HCFO hydrochlorofluorocarbon HEX heat exchanger HFO hydrofluorocarbon HTHP high-temperature heat pump IHX internal heat exchanger LMTD logarithmic mean temperature difference ODP ozone depletion potential PBP payback period POE polyolester PPTD pinch point temperature difference VHC volumetric heating capacity Subscripts c compressor el electrical equipment eq equipment g gas O&M operation and maintenance p project p-t piping and tanks rec receiver G. Kosmadakis et al. Energy Conversion and Management 226 (2020) 113488 3 1.3. Outline The current study starts with the presentation of the heat pump configurations and refrigerants that are considered in Section 2. Then, the details of the numerical heat pump model and its validation are given in Section 3. This model is then applied to predict the working fluid properties and the performance values for the different heat pump cycle designs and refrigerants with the main ones presented in Section 4. These results are then used for the economic analysis and to identify the most cost-effective set-up for a range of temperature lifts and heat source/sink temperatures, as well as for three low-GWP refrigerants, namely R1234ze(Z), R1233zd(E) and R1336mzz(Z). The effect of energy prices and the system scale (i.e. the heating capacity) are introduced in the cost analysis, also estimating the minimum heat pump capacity that could lead to a sustainable heat recovery project, and thus gaining a complete overview of the capabilities of this technology. Finally, the most suitable configuration based on both performance and cost values is presented in Section 5. 2. High-temperature heat pump configurations The HTHP configurations investigated in this study are intended for waste heat recovery, although there are other options of industrial heat pumps for integrating energy flows between processes and large heat pumps for supplying heating networks using natural heat sources like sea water, ground water, or lake water. Therefore, the heat source temperature is varied within the low-end range of possible waste heat recovery applications, from 40 ◦C up to 100 ◦C. On the other hand, the heat sink at the condenser side produces the effective heating for an industrial process. A variable temperature of heat production in the range of 100 to 150 ◦C is considered, although not all refrigerants can reach the upper limit, as will be described later. The reference heat source/sink temperatures are set to 80/120 ◦C in this study, which is a typical application in industry, such as for drying or low-pressure steam generation [1]. The temperature glides of the heat source and sink are both 10 K. Based on the heat sink and source temperatures, the temperature lift is defined as the temperature difference of the heat sink outlet with the heat source inlet. The minimum and maximum temperature lift is set to 20 K and 110 K respectively, which might not be suitable for practical applications, but this expanded range has been considered to cover all possible applications. Not all configurations with different refrigerants could reach this upper limit, usually restricted to an 80 K lift for the single-stage cycles, as will be presented in the results section. 2.1. Low-global warming potential refrigerants In this study, only synthetic low-GWP refrigerants are considered, since other types of possible fluids (e.g. hydrocarbons) are excluded due to flammability issues. Following the detailed analysis of Frate et al. [9], three suitable refrigerants are screened, and given in Table 1 together with their main properties. R1233zd(E) is a commercial hydrochlorofluorocarbon (HCFO) refrigerant, which is neither banned nor classified as ozone-depleting substance, due to its extremely low ozone depletion potential (ODP), as described in Eyerer et al. [21]. The other two refrigerants, R1336mzz (Z) and R1234ze(Z), are both hydrofluorocarbons (HFOs) with a zero ODP, but only R1336mzz(Z) is already commercially available among the two. Another potential fluid is the HCFO R1224yd(Z) that has been examined in HTHPs both theoretically [22] and experimentally [23]. For this fluid the equation of state is available for calculating the refrigerant properties and the COP afterwards, but unfortunately the transport properties are not (e.g. thermal conductivity, viscosity). These properties are needed for the heat exchanger (HEX) sizing and pressure drop calculations, and therefore this fluid is not examined in this study. 2.2. Heat pump cycles A non-exhaustive list of three heat pump cycles are examined, based on well-established current practices [1] and high-performing cycles [24]. The simplest cycle is a standard single-stage cycle. The second configuration is again a single-stage cycle, but with an additional internal heat exchanger (IHX) to increase the cycle performance and the VHC [2]. The third configuration is a two-stage cycle with a flash tank and an open intercooler for reducing the suction temperature to the high-pressure compressor. A generic cycle design of each of these three configurations is depicted in Fig. 1. The two-stage cycle is mostly appropriate for high temperature lifts. However, this cycle will be examined in all simulated cases for completeness. Moreover, there are several variants based on two-stage cycles, such as with the use of an economizer and an IHX, reaching a similar performance as the one examined here [25]. Another two-stage variant is to use a closed flash tank intercooler, but its calculated Waste heat (100 oC) Evaporator Waste heat (100 oC) Internal heat exchanger Evaporator Waste heat (100 oC) Evaporator (a) (b) (c) Fig. 1. HTHP cycles. (a): single-stage cycle; (b): single-stage cycle with an IHX; (c): Two-stage cycle with flash tank with open intercooler. Table 1 Low-GWP refrigerants examined in the present work. Refrigerant Critical temperature (◦C) Critical pressure (bar) ASHRAE safety GWP ODP Fluid type R1234ze(Z) 150.1 35.3 A2L (expected) 1). The R1336mzz(Z) requires a high superheat at the compressor suction especially for the two-stage cycle, in order to avoid wet compression. Therefore, the use of an IHX is recommended, in order to increase the superheat at the compressor suction in case of a moderate/high temperature lift. Another practical restriction is applied to the refrigerant temperature at the compressor discharge, in order to ensure the chemical stability of the lubricant oil and to avoid any local overheating. This temperature is limited to below 180 ◦C for polyol ester (POE) oil, as suggested in Ref. [9]. In case the numerical solution provides a discharge temperature over this limit, the refrigerant temperature is restricted to this value and the cycle is solved once again, by adjusting other properties, such as the heat sink mass flow rate. This restriction did not allow the singlestage cycle configurations with the refrigerant R1234ze(Z) to reach the maximum temperature of heat production at 150 ◦C for all cases, with some being kept below 140 ◦C. Finally, the condensation temperature and pressure are always kept below the critical properties of each refrigerant to ensure a subcritical cycle operation. 3. Thermodynamic and cost analysis The tools and methods that have been used for the techno-economic analysis are described here. The first part of this section concerns the heat pump model, while the second one the cost analysis. 3.1. Numerical model A simulation model has been developed in Engineering Equation Solver (EES) software, version 10.834 [26], which has built-in libraries of the refrigerant properties, with the core of the model validated in Ref. [27] for domestic heat pump operation. The model solves the refrigerant properties at the different state points of the heat pump cycle. Moreover, it considers the pressure drop at the different parts of the cycle (e.g. heat exchangers, piping) and calculates the heat-exchanging surface area of the plate HEXs, based on recent correlations for the heat transfer coefficients. The screened correlations for the boiling and condensation processes have been derived from the processing and analysis of large experimental databases, including HFO refrigerants such as R1234yf, R1234ze(E), and R1234ze(Z). The papers presenting these correlations for each fluid state are given in Table 2 [28–32]. The heat transfer analysis is based on the logarithmic mean temperature difference (LMTD) method, dividing each HEX into liquid, twophase, and vapour zones. A moving boundary approach is then followed [33], holding the same heat transfer characteristics and surface of each zone, which has been proved to provide reliable results [34]. A pinch point temperature difference (PPTD) of 5 K is imposed on all HEXs, which is a typical value for large-scale heat pumps. A lower difference will result in a higher performance but also in larger HEX surface with increased cost. Therefore, this PPTD will be varied, in order to examine its effect on the heat pump cost. The pipe diameter of each section is sized according to typical fluid velocities applied in refrigeration units, selecting a fluid velocity of 2 m/ s and 8 m/s for the liquid and vapour sections respectively that are high enough to allow a proper oil management [35]. This pipe diameter is then used for estimating the pressure drop in the piping. The pressure drop in the condenser is calculated for the superheating, two-phase and subcooling state. Their sum along with the pressure drop in the piping at the liquid line is imposed as a single pressure drop and lumped before the expansion valve. This drop is isenthalpic and does not affect the performance, since the refrigerant pressure is reduced anyway afterwards in the expansion valve. A similar approach is followed at the vapour line, in which the pressure drop in the evaporator and suction line are summed and lumped as a single drop at the compressor suction [36]. This greatly affects the inlet pressure to the compressor, and thus increases its power consumption for delivering the same effective heating. This method has been followed, in order to reduce the computational time of each run and enhance the convergence rate. All HEXs (i.e. evaporator, condenser, IHX) are of plate type and the same specifications have been used for their sizing. In detail, the plate length and width is 0.694 m and 0.304 m respectively with a port–to–port length of 0.601 m, the chevron angle is 30◦, the plate thickness is 0.4 mm, and the hydraulic diameter of each plate is 1.66 mm. These sizing parameters are kept constant and allow the calculation of the heat transfer coefficient and the pressure drop within the HEXs for each case [37]. This procedure leads to the calculation of the necessary number of plates and the surface of each HEX, affecting the equipment cost, as presented later. Additional cycle design parameters concern the subcooling and the superheat temperature, which are both set to typical values of 5 K for all cases. The temperature glides of the source and sink sources (pressurized water) are both equal to 10 K, with lower values giving a higher COP, but a higher HEX surface at the same time. In the two-stage cycle, the refrigerant entering the high-pressure compressor (outlet of the open flash tank) is a saturated vapour, while the one leaving the flash tank to the low-pressure expansion valve is a saturated liquid. Moreover, it is assumed that no heat losses exist at the different parts of the cycle. The key performance indicator is the COP, given by Eq. (1), which expresses the ratio of the effective heating capacity at the condenser side (Qcd) to the electricity consumption of the compressor(s) (Wc). COP = Qcd Σ (Wc)i (1) The design indicators are mostly related to the HEXs surface of the evaporator, condenser and IHX, calculated by the numerical model, which are also used in the cost estimations. The same compressor capacity (i.e. displacement) has been considered for all calculations, resulting in a different heating capacity according to the refrigerant used and configuration, as described next. Further details of the numerical model are provided in Ref. [27]. The main advancement of the heat pump model is the numerical treatment of the compressor for estimating its isentropic efficiency, which is described next. 3.1.1. Compressor In many cases, a constant isentropic efficiency of the compressor is used for simplicity purposes. However, the large variety of suction and discharge temperatures results in a variable pressure and volume ratio, and a more sophisticated approach is followed that is presented next. The isentropic efficiency provided by any compressor manufacturer is expressed through the condensation and evaporation temperatures, under normal operating conditions, usually below 70 ◦C, according to the European Standard EN 12900:2013 [38]. However, this approach is not feasible here due to the higher temperatures, and a different set of independent parameters has been selected to be included in a correlation of the isentropic efficiency, following the works of Astolfi [39] and Table 2 Heat transfer coefficients and pressure drop correlations. Heat transfer coefficient Pressure drop Single phase (liquid or vapour) Martin [28] Boiling Amalfi et al. [29] Condensation Longo et al. [30] Tao and Ferreira [31] Piping – Darcy–Weisbach [32] G. Kosmadakis et al. Energy Conversion and Management 226 (2020) 113488 5 Braimakis and Karellas [40]. These parameters are the suction volume flow rate and the volume ratio, which define the compressor performance. In order to develop this correlation, the performance data of the compressor provided by the manufacturer have been processed, converting all properties to inlet/outlet volume flow rates for a variety of operating conditions (i.e. evaporation, condensation and superheat temperatures) for easy interpretation. By doing so, a general-purpose expression is derived that is applicable for any refrigerant and for a range of operating conditions, but without considering the lubricating oil effects. The selected compressor is a semi-hermetic screw, produced by Bitzer, model HSK8581, with a displacement of 470 m3/h at 2,900 rpm (at 50 Hz). The same compressor has been used for all cases, in order to compare the different set-ups under the same terms with the design parameters mostly affecting the HEX surface. Its inlet/outlet volumes flow rates have been fitted to an expression suggested by Astolfi [39], for defining the nominal isentropic efficiency as a function of its suction flow rate and volume ratio, shown in Eq. (2). The fitted constants of this expression are based on the processed data (with R2 of about 0.97). nC,is = b+cln ( v˙in/3600 ) +d(VR) (2) where the fitted constants b, c, and d are equal to 2.56319775E+00, 8.45468834E􀀀 01, and –3.46185361E􀀀 02 respectively, v˙in is the suction flow rate in m3/h, and VR is the volume ratio. In order to use this correlation for a larger or smaller compressor, assuming an equivalent efficiency, the suction flow rate can be adjusted using dimensionless values. This method leads to the variation of the constant b of Eq. (2). Although the nominal capacity of this compressor is 470 m3/h based on its swept volume and speed at 50 Hz, there are volumetric losses that reduce the actual volume flow rate of the refrigerant that is handled by the machine. For modeling the volumetric efficiency (nC,vol), the expression suggested by Fu et al. [41] for screw compressors is used as a function of the pressure ratio (PR), given by Eq. (3). nC,vol = 0.95 􀀀 0.0125PR (3) In most of the cases, the actual flow rate is about 440 to 460 m3/h, except in cases of a large pressure ratio, which reduces the volumetric efficiency and results in a lower flow rate of about 400 m3/h. These cases correspond to large temperature lifts and volume ratios that also reduce the isentropic efficiency. 3.1.2. Validation of the heat pump model The screened correlations used for the heat transfer coefficients and the pressure drop show a reduced deviation from the test data compared to others found in the literature, according to the researchers that have developed them [29–31]. Especially for boiling and condensation, the correlations are very recent, they are developed for HFO refrigerants as well, and include the findings of several experimental studies. For the compressor, the isentropic efficiency correlation is derived from the processing of the manufacturer’s performance data. This approach includes the main uncertainty of the model, since it is assumed that the isentropic efficiency is only a function of the refrigerant inlet and outlet volume flow rate as derived from its standard operating conditions, with the high-temperature operation having no impact on the performance, as long as adequate oil cooling and lubrication is applied. The complete heat pump model has been validated in Ref. [27] for a standard heat pump cycle and temperatures for domestic heating production up to about 60 ◦C. For the model validation under hightemperature conditions, the experimental test results of Arpagaus et al. [23] are used, which includes 9 runs for R1233zd(E) and R1336mzz(Z). These test data have been derived using a lab-scale singlestage cycle with an IHX and a semi-hermetic piston compressor (Bitzer, 2DES-3Y, New Ecoline). The comparison with the numerical results is conducted with the refrigerants R1233zd(E) and R1336mzz(Z). The heat source temperature is 40, 60 and 80 ◦C with a temperature lift of 30, 50 and 70 K and the specifications of all HEXs have been included in the model. A similar expression of the isentropic efficiency has been derived, corresponding to a Bitzer reciprocating piston compressor, as well as of the volumetric efficiency. The experimental unit has a maximum heating capacity of about 10 kW and the heat losses are non-negligible even by using suitable insulation at the cycle components (except from the compressor). The heat losses are estimated by the test results through the energy balance of the cycle and are introduced in the model. These are estimated considering that most of the heat losses within the compressor are observed at the high-temperature part of the compressor located at its exhaust part [42]. Therefore, they are divided into 50% from the suction part of the compressor to the end of the compression process, and 50% from the discharge valve within the compressor (outlet of the high-temperature vapour) to the condenser. Different fractions have also been examined in the model, providing similar performance results. The comparison of the COP between the numerical and test results for the two refrigerants and the different cases is shown in Fig. 2, where the relative differences of the COP between experiments and simulation are also highlighted on the secondary axis. For most of the cases, the calculated COP for both refrigerants is within ± 10% of the experimental value, while only for the case of a heat source temperature of 40 ◦C with a lift of 30 K the deviation is higher. The main reason for this could be the processes related to the lubricating 1.0 1.5 2.0 2.5 3.0 3.5 4.0 4.5 5.0 1.0 1.5 2.0 2.5 3.0 3.5 4.0 4.5 5.0 COP simulation (-) COP experimental (-) R1233zd(E) Heat source 40 ⁰C Heat source 60 ⁰C Heat source 80 ⁰C -10% 10% Lift 70 K Lift 50 K Lift 30 K 1.0 1.5 2.0 2.5 3.0 3.5 4.0 4.5 5.0 1.0 1.5 2.0 2.5 3.0 3.5 4.0 4.5 5.0 COP simulation (-) COP experimental (-) R1336mzz(Z) Heat source 40 ⁰C Heat source 60 ⁰C Heat source 80 ⁰C -10% 10% Lift 70 K Lift 50 K Lift 30 K Fig. 2. Comparison of the simulated with the experimental COP (test data from [23]) for different heat source temperatures and temperature lifts for R1233zd(E) and R1336mzz(Z). G. Kosmadakis et al. Energy Conversion and Management 226 (2020) 113488 6 oil and its effect on the mechanical efficiency of the compressor at low pressure ratios, which is not included in the model. However, this combination of heat source/sink temperatures is not considered in the current work, as the targeted supply temperatures are over 100 ◦C. Focusing on the other operating conditions at high temperatures the model predicts the heat pump performance with a good accuracy. Other properties have also been examined, such as the suction and discharge temperature, compressor power and heat production, with the comparison and deviations being similar or even much lower for the suction temperature. 3.2. Cost analysis The cost analysis is based on estimating the equipment cost with the use of appropriate cost correlations. According to the equipment cost, the project cost that includes heat pump integration, installation and all other costs, is then calculated with the use of a multiplication factor [20]. 3.2.1. Equipment cost The equipment costs of the different components of the heat pump are initially presented here. The components with the highest contribution are included (e.g. HEXs, compressor), while all other auxiliaries have been summed into two main categories. A main advantage of this approach is that all cost correlations are expressed as a function of the component size/capacity. This enables the analysis of the economic benefits as a function of the system scale. The cost correlations of the components are given next. 3.2.1.1. HEX cost. The cost of a plate type HEX (CHEX) has been examined and processed by Ommen et al. [16]. According to that study, the HEX cost is given by Eq. (4) as a function of its surface (A). This cost function is applied for all HEXs, namely the evaporator, condenser and IHX. CHEX = f (A) = 15, 526 ( A 42 )0.80 (4) 3.2.1.2. Compressor. The cost of the semi-hermetic screw compressor (Cc) greatly depends on its suction volume flow rate with most of the relevant correlations including this design parameter. The correlation proposed by Astolfi [39] is not appropriate, since it concerns open screw compressors (from small to large) and an additional correlation for the motor should have been included. An alternative expression has been used here, developed by Ommen et al. [16] for semi-hermetic screw compressors, including an exponential scaling factor, shown in Eq. (5). Cc = f ( v˙in ) = 19, 850 ( v˙in 279.8 )0.73 (5) 3.2.1.3. Receiver. The cost correlation for a receiver tank (Crec) (e.g. flash tank) is based on its volume (Vrec) [16]. This correlation is shown in Eq. (6), with the volume given in m3. Crec = f (Vrec) = 1, 444 ( Vrec 0.089 )0.63 (6) 3.2.1.4. Piping and tanks. The costs of the piping (e.g. for the refrigerant and oil circuits, including all valves, fittings, and sight glasses) and all necessary tanks (e.g. oil separator, suction accumulator, oil cooler), Cp-t, are summed and expressed as a function of the compressor(s), HEXs (the cost of all HEXs is summed here), and receiver costs, following a communication with a heat pump manufacturer [43]. This cost function is given by Eq. (7). Cp􀀀 t = f (CHEX,Cc, Crec) = 0.10 (Σ CHEX + Σ Cc +Crec ) (7) 3.2.1.5. Electrical equipment. The cost of the electrical equipment (Cel) includes the cost of the electric/control panel, pressure switches, and electronic expansion valve. It is given by Eq. (8) as a function of the main heat pump costs [40], and kept the same for any heat pump size/capacity [43]. Cel = f (CHEX, Cc,Crec) = 0.10 (Σ CHEX + Σ Cc +Crec ) (8) 3.2.1.6. Refrigerant. An average cost of the refrigerants is included, since their specific cost depends on the amount of the purchased quantities and local availability. In any case, this cost has a very small contribution to the total equipment cost and does not affect the results. The refrigerant cost (Cref) is calculated based on a refrigerant specific cost of 50 EUR/kg, which is a typical/average price for orders of large volumes for all refrigerants considered (the same assumed for R1234ze (Z), which is not a commercial refrigerant). In any case, the uncertainty of this price does not affect the cost-related results, since the contribution of this cost to the total one is less than 4%. 3.2.1.7. Total equipment cost. The total equipment cost is the sum of the previous ones, given by Eq. (9). The specific equipment cost (SEC), given in EUR/kW, is calculated by dividing the total equipment cost with the heating capacity at the condenser size. Ceq = Σ CHEX + Σ Cc +Crec +Cref +Cp􀀀 t +Cel (9) 3.2.2. Capital and project cost The equipment cost of the heat pump is the cost of a manufacturing company to purchase the different parts of the unit. Additional costs exist, such as the labour cost for the design, engineering and production processes, profits, and overheads. The sum of all the above is the actual capital cost of the heat pump unit with a typical multiplication factor of about 2 [43] (i.e. the cost value of Eq. (9) is about doubled). On top of that, other costs are added to the heat pump capital cost to estimate the project cost (Cp), such as the unit installation and integration in a heat recovery project (e.g. including piping, instrumentation, and connection to the existing infrastructure), heat extraction from a heat source, construction work, engineering and supervision [20]. In many cases, a multiplication factor equal to 4.16 of the equipment cost is used to account for all these costs [44], shown in Eq. (10). Cp = 4.16Ceq (10) 3.2.3. Operating costs and cash flows The operating costs include the electricity cost for running the heat pump calculated by the electricity consumption and the electricity price, and a fixed annual operation and maintenance cost equal to 2% of the project cost (equivalent to 4% of the capital cost [45]). For calculating the annual fuel savings, it is assumed that the heat pump reduces the gas consumption for process heat with a boiler efficiency of 90%, introducing a gas price in the calculations. The difference of the above cash flows decides the net annual savings of the HTHP (replacing the use of a gas boiler), as given by Eq. (11). Es = Cg 􀀀 Cel 􀀀 CO&M (11) where Es are the net annual savings (in EUR/year) that consider the electricity cost (Cel), gas savings (Cg) and operation and maintenance costs (CO&M). Finally, the latest gas and electricity prices (EU average) for industrial consumers are used, equal to 0.036 and 0.07 EUR/kWh respectively, excluding taxes and levies [46]. These prices will be varied at the last parts of this work to identify their effect on the discounted PBP. G. Kosmadakis et al. Energy Conversion and Management 226 (2020) 113488 7 3.2.4. Discounted payback period The annual cash flows and net savings are assumed constant each year and are obtained with a capacity factor of 80%, which is a rather conservative value for waste heat recovery projects, since it could be even 90% [47]. The discounted PBP is then calculated by Eq. (12) [48], using a discount rate (r) of 5%, which is a typical value for waste heat recovery projects [47]. PBP = ln ⎛ ⎜⎜⎝ 1 1􀀀 Cpr Es ⎞ ⎟⎟⎠ ln(1 + r) (12) 4. Results and discussion The results initially focus on the heat pump performance, followed then by the specific equipment cost and the discounted payback period. 4.1. Heat pump performance The heat pump performance is examined for different heat sink/ source temperatures and refrigerants. During this analysis, the results for all three heat pump configurations are presented with the same compressor size, except from the high-pressure compressor of the twostage cycle that is smaller in average by 50% due to its higher suction pressure. This approach allows the comparison between different options of this technology under the same terms, although the resulting heating capacity is different. System scale effects for a given heating demand are provided later in this work. 4.1.1. Effect of the heat sink/source temperatures on the heat pump performance The first part of the results concerns the presentation of the key performance indicators for different heat source and sink temperatures. The heat source temperature varies from 40 ◦C up to 100 ◦C, keeping the 0 1 2 3 4 5 6 40 50 60 70 80 90 100 COP (-) Heat source temperature (oC) R1234ze(Z) - no IHX T_sink=100 ⁰C T_sink=120 ⁰C T_sink=140 ⁰C 0 1 2 3 4 5 6 40 50 60 70 80 90 100 COP (-) Heat source temperature (oC) R1234ze(Z) - with IHX T_sink=100 ⁰C T_sink=120 ⁰C T_sink=140 ⁰C 0 1 2 3 4 5 6 40 50 60 70 80 90 100 COP (-) Heat source temperature (oC) R1234ze(Z) - 2-stage T_sink=100 ⁰C T_sink=120 ⁰C T_sink=140 ⁰C T_sink=150 ⁰C Fig. 3. COP of the three cycles (single-stage, single-stage with IHX, two-stage) with R1234ze(Z) as a function of the heat source and sink temperatures. 0.0 0.2 0.4 0.6 0.8 1.0 40 50 60 70 80 90 100 Isentropic efficiency (-) Heat source temperature (oC) R1234ze(Z) - Tsink=120 oC Single-stage Single-stage with IHX Two-stage 0.0 0.2 0.4 0.6 0.8 1.0 0 5 10 15 20 25 Isentropic efficiency (-) Pressure ratio (-) R1234ze(Z) - Tsink=120 oC Single-stage Single-stage with IHX Two-stage Fig. 4. Isentropic efficiency of the compressors of the different cycles (single-stage, single-stage with IHX, two-stage) with R1234ze(Z) for a heat sink temperature of 120 ◦C as a function of the heat source temperature and pressure ratio. G. Kosmadakis et al. Energy Conversion and Management 226 (2020) 113488 8 temperature lift within the range of 20 to 80 K, with the upper limit applied to the single-stage cycles. The two-stage cycle could reach an even higher lift of up to 110 K. The COP values of the three cycles with R1234ze(Z) are presented in Fig. 3 for different heat sink and source temperatures. The single-stage cycles produce heat up to 140 ◦C due to the constraints highlighted previously, while the two-stage cycle can reach the 150 ◦C threshold. The slope change for a heat source temperature at about 90 ◦C for the single-stage cycles is due to the R1234ze(Z) refrigerant reaching its upper temperature limit at the discharge line of 180 ◦C. As expected, the COP is greatly increased for a higher heat source temperature, reaching a value of about 3.0 to 3.2 for a temperature lift of 40 K for the single-stage cycles, and about 3.8 to 4.0 for the two-stage cycle. The performance of the single-stage cycle with an IHX is improved compared to the similar cycle without the IHX especially for the lower heat sink temperatures, showing that the cycle efficiency can be increased with just a minor equipment addition. The benefits of the two-stage over the single-stage cycle are threefold. Firstly, the expansion of the temperature lift to even 110 K can be achieved, whereas the single-stage cycle is limited to below 80 K. This is possible, since the total compression is split into two compressors, each operating with higher isentropic efficiency (i.e. closer to their design conditions), as shown in Fig. 4. The compressors in the two-stage cycle have a very similar isentropic efficiency in the order of 60% to 70% (only the first stage is shown in Fig. 4), since the pressure and volume ratios have a small variation and are always within the range of 2 to 4. On the other hand, the pressure ratio of the single-stage cycles reaches a value of even 15 or more, monotonously reducing the isentropic efficiency within this range [39]. On the other hand, the isentropic efficiency shows a maximum value for a pressure ratio of about 2, while this efficiency would drop for even lower pressure ratios. Secondly, the COP values are always higher of the two-stage cycle, as presented in Fig. 5 for the reference heat sink temperature of 120 ◦C, which is a direct result of the higher compressor efficiency. This COP improvement is greatly enlarged for high temperature lifts, where the compressor of the single-stage cycles operates at a very high pressure ratio, and the isentropic efficiency is reduced according to the compressor efficiency function of Eq. (2). In case a constant efficiency value was selected, this effect would not have been so clear, as presented in the Annex. Thirdly, the heating capacity of the two-stage cycle is increased by at least 20% for the same temperature lift, depicted in Fig. 6 for a heat sink temperature of 120 ◦C, while keeping the same compressor size (for the two-stage cycle this applies to the low-pressure compressor, the highpressure compressor size is lower). However, these performance benefits of the two-stage cycle come with the addition of components and increased cycle complexity, requiring a more precise process control. Except from the additional compressor, a flash tank and more piping are used, which increase the equipment cost. Therefore, its superior cost-effectiveness is not secured, as will be presented later in this work. 4.1.2. Effect of the refrigerant on the heat pump performance The numerical model has been also applied to simulate the cycle performance with the use of the other two refrigerants, R1233zd(E) and R1336mzz(Z). Two cycle designs out of the three are only examined here, the single-stage with IHX and the two-stage cycle with the flash tank. This is followed, since the results of the single-stage cycles with the 0.2 0.4 0.6 0.8 1.0 1.2 40 50 60 70 80 90 100 Relative COP to R1234ze(Z) (-) Heat source temperature (oC) Tsink=120 oC R1233zd(E) - single-stage with IHX R1233zd(E) - 2-stage R1336mzz(Z) - single-stage with IHX R1336mzz(Z) - 2-stage 0.2 0.4 0.6 0.8 1.0 1.2 40 50 60 70 80 90 100 Relative heating capacity to R1234ze(Z) (-) Heat source temperature (oC) Tsink=120 oC R1233zd(E) - single-stage with IHX R1233zd(E) - 2-stage R1336mzz(Z) - single-stage with IHX R1336mzz(Z) - 2-stage (a) (b) Fig. 7. Relative (a) COP and (b) heating capacity of R1233zd(E) and R1336mzz (Z) compared to R1234ze(Z) of the single-stage cycle with IHX and the twostage cycle with flash tank, for a heat sink temperature of 120 ◦C as a function of the heat source temperature. ratio 0 20 40 60 80 100 40 50 60 70 80 90 100 COP improvement (%) Heat source temperature (oC) R1234ze(Z) - Tsink=120 oC Two-stage vs. single-stage Two-stage vs. single-stage with IHX Fig. 5. COP improvement of the two-stage cycle compared to the single-stage cycles with R1234ze(Z) for a heat sink temperature of 120 ◦C as a function of the heat source temperature. 0 200 400 600 800 1000 40 50 60 70 80 90 100 Heating capacity (kW) Heat source temperature (oC) R1234ze(Z) - Tsink=120 oC Single-stage Single-stage with IHX Two-stage +20% Fig. 6. Heating capacity of the different cycles with R1234ze(Z) for a heat sink temperature of 120 ◦C as a function of the heat source temperature. G. Kosmadakis et al. Energy Conversion and Management 226 (2020) 113488 9 other refrigerants follow exactly the same trend as with R1234ze(Z), presented in the previous section. The relative COP and heating capacity of these two cycles with R1233zd(E) and R1336mzz(Z) compared to R1234ze(Z) are presented in Fig. 7 for a heat sink temperature of 120 ◦C. For the single-stage cycle with IHX, the use of the refrigerant R1233zd(E) brings the highest performance for low temperature lifts below 30 K, followed closely by R1234ze(Z), which shows superior performance for moderate/high lifts. R1336mzz(Z) shows the lowest performance and a lower heating capacity, being on average 40 to 50% less compared to the other two refrigerants. Therefore, a much larger compressor should be used for covering the same heating requirements in an industrial application, which leads to high equipment costs. For the two-stage cycle, the higher performance is shared between R1234ze(Z) for the higher lifts and R1233zd(E) for the lower lifts. R1336mzz(Z) shows very similar COP values, although always lower than the other two refrigerants for the same superheat. But again, its much lower heating capacity does not favor the use of this refrigerant. R1234ze(Z) shows the highest capacity, accompanied by a much higher refrigerant mass flow rate. Overall, this comparison shows that R1336mzz(Z) is slightly less efficient than the other two refrigerants in both cycle designs, but its much lower heating capacity might not lead to cost-effective solutions, although its discharge temperature is much lower. It should be stressed that the superheat temperature of R1336mzz(Z) has a decisive role on the performance, with the COP increasing by 20% when increasing the superheat from 5 K to 15 K. This aspect can be considered in real HTHP applications, with the superheat easily controlled by the expansion valve. The other two refrigerants have similar features, although R1234ze (Z) performs better for a wider range of temperature lifts and with a higher heating capacity than R1233zd(E). Similar outcomes are also reached for other heat sink temperatures in the range of 100 to 140 ◦C. 0 1 2 3 4 5 2 4 6 8 10 COP (-) Pinch point temp. diff. in the evaporator (K) R1234ze(Z) - no IHX dT pinch-cd=3 K dT pinch-cd=5 K dT pinch-cd=10 K 0 1 2 3 4 5 2 4 6 8 10 COP (-) Pinch point temp. diff. in the evaporator (K) R1234ze(Z) - with IHX dT pinch-cd=3 K dT pinch-cd=5 K dT pinch-cd=10 K 0 1 2 3 4 5 2 4 6 8 10 COP (-) Pinch point temp. diff. in the evaporator (K) R1234ze(Z) - 2-stage dT pinch-cd=3 K dT pinch-cd=5 K dT pinch-cd=10 K Fig. 8. COP of the three cycles with R1234ze(Z) for the reference heat sink/source temperatures of 120/80 ◦C for different PPTD at the evaporator and condenser. 0 10 20 30 40 50 2 4 6 8 10 Evaporator surface (m2) Pinch point temp. diff. in the evaporator (K) R1234ze(Z) - with IHX dT pinch-cd=3 K dT pinch-cd=5 K dT pinch-cd=10 K 0 10 20 30 40 50 60 2 4 6 8 10 Condenser surface (m2) Pinch point temp. diff. in the condenser (K) R1234ze(Z) - with IHX dT pinch-ev=3 K dT pinch-ev=5 K dT pinch-ev=10 K Fig. 9. Evaporator and condenser surface of the single stage with IHX and with R1234ze(Z) for the reference heat sink/source temperatures of 120/80 ◦C for different PPTD. G. Kosmadakis et al. Energy Conversion and Management 226 (2020) 113488 10 4.1.3. Effect of the pinch point temperature difference on the heat pump performance and heat exchanger surface For evaluating the effect of the PPTD at both the evaporator and condenser, the heat sink and source temperatures are kept constant and equal to 120 ◦C and 80 ◦C respectively, corresponding to the reference conditions. This analysis is conducted to evaluate the trade-off between high performance (reduced PPTD up to 3 K) and low cost (reduced HEX surfaces with increased PPTD up to 10 K). Their related cost effects will be presented later in this work. Fig. 8 presents the performance results for different PPTD at both the evaporator and condenser for the three cycles with the refrigerant R1234ze(Z). The increase of the COP is mostly due to the higher heating capacity for lower PPTD. The effect of the evaporator pinch point seems to be stronger than that of the condenser, especially for the single-stage cycles, greatly reducing the COP for high values. This is because this difference directly affects the evaporation temperature of the refrigerant, regulating the pressure as well. The condenser PPTD introduces about the half variation of the COP compared to the evaporator. The increase of the heat pump performance that is introduced with the lower temperature differences comes with a large increase of the HEX surface, as shown in Fig. 9 for the evaporator and condenser for the single-stage cycle with IHX and R1234ze(Z). The results are following exactly the same trend for the other two cycles and thus are not shown. The evaporator surface is slightly affected by the variation of the pinch point at the condenser, due to the change of the inlet conditions after the expansion valve. On the other hand, the condenser surface changes with the PPTD at the evaporator only for low values at the condenser. Moreover, the heating capacity is greatly reduced with the use of a high PPTD especially at the evaporator, bringing a significant increase to the suction pressure. This reduction becomes 50% for a PPTD increasing from 5 K to 10 K. This effect at the condenser is weak. The use of a low PPTD is preferred from performance perspective, but the increase of the HEXs cost should be compensated by the additional net savings due to higher performance (leading to lower electricity consumption) and higher heating capacity (leading to higher heat savings). The results of this analysis will be presented in the next section. 4.2. Specific equipment cost of the heat pump The SEC is provided for the different cycle configurations, refrigerants and temperature levels. The structure of this section follows the same as for the heat pump performance for consistency. 4.2.1. Effect of the heat sink/source temperatures on the specific equipment cost The cost correlations presented previously are applied for calculating the total equipment cost. The SEC is then shown in Fig. 10 for the three cycles with R1234ze(Z), as a function of the heat sink and source temperatures. The SEC is increased for low heat source temperatures, reaching even 450 EUR/kW for the single-stage cycle, but for most of the cases it is within the range of 150 to 300 EUR/kW. The SEC of the single-stage cycle with IHX is very similar to the same cycle without the IHX for 0 100 200 300 400 500 40 50 60 70 80 90 100 SEC (€/kW) Heat source temperature (oC) R1234ze(Z) - no IHX T_sink=100 ⁰C T_sink=120 ⁰C T_sink=140 ⁰C 0 100 200 300 400 500 40 50 60 70 80 90 100 SEC (€/kW) Heat source temperature (oC) R1234ze(Z) - with IHX T_sink=100 ⁰C T_sink=120 ⁰C T_sink=140 ⁰C 0 100 200 300 400 500 40 50 60 70 80 90 100 SEC (€/kW) Heat source temperature (oC) R1234ze(Z) - 2-stage T_sink=100 ⁰C T_sink=120 ⁰C T_sink=140 ⁰C T_sink=150 ⁰C Fig. 10. SEC of the different cycle designs with R1234ze(Z), as a function of the heat source/sink temperatures. Table 3 Cost fraction (in %) of the main heat pump components for a heat source/sink temperature of 80/120 ◦C with R1234ze(Z) for a PPTD of 5 K in the HEXs. Evaporator Condenser IHX/Flash tank Compressor-1 Compressor-2 Other Single-stage cycle 8.4 15.9 􀀀 /􀀀 51.9 – 23.8 Single-stage cycle with IHX 12.6 16.1 3.8/􀀀 44.8 – 22.7 Two-stage cycle with flash tank 12.0 10.7 􀀀 /1.8 30.5 23.4 21.6 G. Kosmadakis et al. Energy Conversion and Management 226 (2020) 113488 11 moderate/low lifts, showing that the relative increase of the equipment cost is fully covered by its increased heating capacity and performance. For higher lifts, the performance of the cycle without the IHX is greatly reduced, increasing the SEC. Moreover, the temperature lift plays a minor role on the SEC, with the heat source temperature having a decisive role on this parameter, since the SEC values are converging for a high source temperature for all three cycles. The SEC of the two-stage cycle is slightly higher than the single-stage cycles’ one, although its heating capacity is increased. This higher SEC is due to the use of an additional compressor (but with a lower size than the low-pressure compressor) and a flash tank, also needing higher HEX surfaces to transfer the heat amounts. In any case, the SEC of the three cycles is similar and no safe conclusions can be reached concerning the cost-effectiveness of each cycle. This will be done with the use of the PBP indicator later in this study. Finally, for a better understanding of the heat pump costs, the cost fraction of the main components are shown in Table 3 for all three cycle designs for a heat source/sink temperature of 80/120 ◦C with R1234ze (Z). The other costs (refrigerant, receiver, piping, etc.) represent about 23% of the total equipment cost, while the compressor(s) about the half cost. The rest of about 25% is shared to the HEXs and the flash tank of the two-stage cycle. 4.2.2. Effect of the refrigerant on the specific equipment cost The effect of each of the three refrigerants on the SEC is shown in Fig. 11 for the two most promising configurations (the single-stage cycle with IHX and the two-stage one), for the reference heat sink temperature of 120 ◦C. The R1234ze(Z) shows the lowest SEC over the whole range of heat 0 100 200 300 400 2 4 6 8 10 SEC (€/kW) Pinch point temp. diff. in the evaporator (K) R1234ze(Z) - no IHX dT pinch-cd=3 K dT pinch-cd=5 K dT pinch-cd=10 K 0 100 200 300 400 2 4 6 8 10 SEC (€/kW) Pinch point temp. diff. in the evaporator (K) R1234ze(Z) - with IHX dT pinch-cd=3 K dT pinch-cd=5 K dT pinch-cd=10 K 0 100 200 300 400 2 4 6 8 10 SEC (€/kW) Pinch point temp. diff. in the evaporator (K) R1234ze(Z) - 2-stage dT pinch-cd=3 K dT pinch-cd=5 K dT pinch-cd=10 K Fig. 12. SEC of the different cycle designs with R1234ze(Z) for the reference heat source/sink temperatures of 80/120 ◦C as a function of the PPTD at the condenser and the evaporator. 0 100 200 300 400 500 600 40 50 60 70 80 90 100 SEC (€/kW) Heat source temperature (oC) Single-stage with IHX / Tsink=120 oC R1234ze(Z) R1233zd(E) R1336mzz(Z) 0 200 400 600 800 1000 40 50 60 70 80 90 100 SEC (€/kW) Heat source temperature (oC) Two-stage / Tsink=120 oC R1234ze(Z) R1233zd(E) R1336mzz(Z) Fig. 11. SEC of the single-stage cycle with IHX and the two-stage cycle with flash tank, with the three refrigerants for a heat sink temperature of 120 ◦C, as a function of the heat source temperature. G. Kosmadakis et al. Energy Conversion and Management 226 (2020) 113488 12 source temperature and lifts in both cycle configurations, as also presented in the Annex for selected operating conditions. It is closely followed by R1233zd(E) for low lifts, while R1336mzz(Z) shows a SEC of about two times higher. This is the direct outcome of its lower performance and heating capacity compared to the other two refrigerants. Therefore, although R1336mzz(Z) has favorable thermophysical properties for HTHP applications [1], with a high critical temperature for increasing the heating production temperature and reduced discharge temperature [11], its cost-effectiveness is inferior compared to other low-GWP refrigerants. 4.2.3. Effect of the pinch point temperature difference on the specific equipment cost The PPTD plays a major role in the heat pump performance and the HEX sizing. Its effect on the SEC is examined here with the aim to quantify this trade-off. The analysis is conducted for the reference heat sink and source temperatures equal to 120 ◦C and 80 ◦C respectively. The SEC of the three cycles with R1234ze(Z) is presented in Fig. 12. The effect of the PPTD at both HEXs on the SEC is moderate, and becomes important only in the single-stage cycle without IHX. For the other two cycles, the maximum variation of the SEC over the entire range of these differences is usually up to 25%, with the SEC of the twostage cycle being less sensitive to the PPTD variation. This effect on the SEC is mostly attributed to the reduced heating capacity of the HTHP as the PPTD values increase, as presented previously, although a lower HEX surface is needed. The optimal temperature difference at the evaporator is close to 5 K, as is the reference value followed in this study. On the other hand, this difference at the condenser needs to be as high as possible, greatly reducing the condenser surface and the performance at the same time, but keeping the heating capacity almost the same. Therefore, it seems that the selection of the typical PPTD values of 5 K for both HEXs provides a promising cost-effective design option, although it does not bring the maximum performance. 4.3. Discounted payback period of the heat pump The previous results of the SEC indicate the heat pump cost for a specific heating capacity, but do not consider the performance. The introduction of this parameter on the estimation of the cost-effectiveness of the heat pump is accomplished with the discounted PBP, often used as an investment criterion. The PBP is calculated with the use of Eq. (12), considering EU average prices for electricity and gas, equal to 0.07 and 0.036 EUR/kWh respectively, a capacity factor of 80% and a discount rate of 5%. It should be reminded that an important aspect of the simulation activities is the consideration of the pressure drop in the HEXs and the piping. Although it greatly increases the complexity of the numerical algorithm and the computational runtime, it assists in reaching results that are more reliable. Pressure drop reduces the heat pump performance by 10–20%, leading to a longer return on investment. This is presented in the Annex, where the COP and PBP results are compared with and without pressure drop for the single-stage cycle with IHX. 4.3.1. Effect of the heat sink/source temperatures on the discounted payback period For the three cycles with R1234ze(Z), the PBP is presented in Fig. 13 as a function of the heat sink and source temperatures. The PBP is greatly increased for high temperature lifts, always becoming longer than 20 years (the expected lifetime of the heat pump) for a lift of over 70 to 75 K. The single-stage cycle without an IHX shows the longest PBP for all conditions, due to its lower COP values. However, for small lifts of 20 to 30 K this cycle shows a short PBP of about 4 years, almost the same as the other two cycles, becoming a good candidate for applications needing such lifts, due to its simpler design and control. The two-stage cycle shows the longest PBP for small/moderate lifts below 45 to 50 K, with the single-stage cycle with IHX showing a superior costeffectiveness in this range. In general, the two-stage cycle is preferred for the higher lifts in the 0 4 8 12 16 20 40 50 60 70 80 90 100 PBP (years) Heat source temperature (oC) R1234ze(Z) - no IHX T_sink=100 ⁰C T_sink=120 ⁰C T_sink=140 ⁰C 0 4 8 12 16 20 40 50 60 70 80 90 100 PBP (years) Heat source temperature (oC) R1234ze(Z) - with IHX T_sink=100 ⁰C T_sink=120 ⁰C T_sink=140 ⁰C 0 4 8 12 16 20 40 50 60 70 80 90 100 PBP (years) Heat source temperature (oC) R1234ze(Z) - 2-stage T_sink=100 ⁰C T_sink=120 ⁰C T_sink=140 ⁰C T_sink=150 ⁰C Fig. 13. Discounted PBP of the different cycle designs with R1234ze(Z) as a function of the heat source/sink temperatures. G. Kosmadakis et al. Energy Conversion and Management 226 (2020) 113488 13 range of 50 to 60 K, and the single-stage cycle with IHX for the moderate/ lower ones. This is directly relevant to the heat pump performance and the SEC under these conditions, related to the previous Figs. 3 and 10 respectively. For the reference conditions, the discounted PBP is almost 8 years for the single-stage cycle, reducing to below 6 years for the other two configurations. This period can be further reduced for different energy prices than the EU average ones, as well as for a higher system scale, and even reach 3 years, as will be presented later. 4.3.2. Effect of the refrigerant on the discounted payback period The effect of the refrigerant used on the discounted PBP of the heat pump is presented next. The PBP of the heat pump with all three refrigerants for the two most promising configurations is shown in Fig. 14, for a heat sink temperature of 120 ◦C. The PBP results follow the same trend as the SEC ones, showing that the R1234ze(Z) shows the highest cost-effectiveness reaching even a PBP of 3 years, closely followed by R1233zd(E) for low lifts. The R1336mzz(Z) shows a PBP of two times longer than the other two refrigerants, reaching the shortest PBP of 6 years for very low temperature lifts. For other heat sink temperatures, the trend of the results is similar. However, the cycle performance with R1336mzz(Z) is very sensitive to the superheat temperature, as highlighted previously. This comes with a large improvement on the PBP as the superheat increases, reducing by up to 50%, as presented in the Annex. 4.3.3. Effect of the pinch point temperature difference on the discounted payback period The effect of the PPTD at the evaporator and condenser on the discounted PBP is presented in Fig. 15 for the reference heat sink/source temperature of 120/80 ◦C. Although these temperature differences do not induce big differences on the SEC, their effect on the PBP is important. The PBP is greatly increased for higher differences at the evaporator. Therefore, this 0 4 8 12 16 20 2 4 6 8 10 PBP (years) Pinch point temp. diff. in the evaporator (K) R1234ze(Z) - no IHX dT pinch-cd=3 K dT pinch-cd=5 K dT pinch-cd=10 K 0 4 8 12 16 20 2 4 6 8 10 PBP (years) Pinch point temp. diff. in the evaporator (K) R1234ze(Z) - with IHX dT pinch-cd=3 K dT pinch-cd=5 K dT pinch-cd=10 K 0 4 8 12 16 20 2 4 6 8 10 PBP (years) Pinch point temp. diff. in the evaporator (K) R1234ze(Z) - 2-stage dT pinch-cd=3 K dT pinch-cd=5 K dT pinch-cd=10 K Fig. 15. Discounted PBP of the different cycle designs with R1234ze(Z) for the reference heat source/sink temperatures of 80/120 ◦C as a function of the PPTD at the condenser and the evaporator. 0 4 8 12 16 20 40 50 60 70 80 90 100 PBP (years) Heat source temperature (oC) Single-stage with IHX / Tsink=120 oC R1234ze(Z) R1233zd(E) R1336mzz(Z) 0 4 8 12 16 20 40 50 60 70 80 90 100 PBP (years) Heat source temperature (oC) Two-stage / Tsink=120 oC R1234ze(Z) R1233zd(E) R1336mzz(Z) Fig. 14. Discounted PBP of the single-stage cycle with IHX and the two-stage cycle with flash tank, with the three refrigerants for a heat sink temperature of 120 ◦C, as a function of the heat source temperature. G. Kosmadakis et al. Energy Conversion and Management 226 (2020) 113488 14 difference should be kept as low as possible with value of 3 K bringing a cost-effective outcome, in order for the refrigerant to evaporate at a higher temperature and thus reduce the pressure ratio at the compressor. On the other hand, the temperature difference at the condenser becomes important only for the single-stage cycle without IHX, while for the other two cycles it could have any value between 3 K and 10 K. 4.4. Effect of the energy prices and system scale The main parameters that affect the cost-effectiveness of the heat pump are examined, which concern the energy prices and the system scale. The PBP results are given only for the single-stage cycle with IHX and the two-stage cycle, since they both show higher performance and superior cost-effectiveness compared to the simple single-stage cycle, and they are presented next. 4.4.1. Energy prices In all previous results the EU average prices for electricity and gas have been considered, equal to 0.07 and 0.036 EUR/kWh respectively. In case these are varied, the PBP is changed, possibly leading to negative net savings or to very long periods that exceed the heat pump lifetime with a typical value of 20 years (i.e. investment never paid back). The PBP contour considering a large variety of these prices is shown in Fig. 16 for the single-stage cycle with IHX and the two-stage one with R1234ze(Z). The heat sink/source temperature is set to the reference of 120/80 ◦C. There is a variety of sets of these prices that can bring a much more favorable PBP, although the gas price usually ranges from 0.024 to 0.04 EUR/kWh, and the electricity price from 0.05 to 0.10 EUR/kWh [46], with a small tendency to increase, leading however to a similar PBP. All results are obtained for a capacity factor of 80%, which corresponds to about 7,000 h of operation per year. This is relatively low for	Translation - Turkish Energy Conversion and Management 226 (2020) 113488 dergi ana sayfası: www.elsevier.com/locate/enconman Atık ısıyı 150 °C'ye kadar yükseltmeyi amaçlayan düşük küresel ısınma potansiyelli soğutuculara sahip yüksek sıcaklıklı ısı pompalarının tekno-ekonomik açıdan analizi George Kosmadakis a, Cordin Arpagaus b, Panagiotis Neofytou a, Stefan Bertsch b a. Termal Hidrolik ve Çok Fazlı Akış Laboratuvarı, Nükleer ve Radyoloji Bilimleri & Teknolojisi, Enerji & Güvenlik Enstitüsü (INRASTES), Ulusal Bilimsel Araştırma Merkezi "Demokritos", Patriarchou Grigoriou & Neapoleos 27, 15341, Agia Paraskevi, Yunanistan b. Doğu İsviçre Uygulamalı Bilimler Üniversitesi, Enerji Sistemleri Enstitüsü, Werdenbergstrasse 4, CH-9471 Buchs, İsviçre ÖZ Bu çalışma, atık ısı geri kazanımında kullanılan yüksek sıcaklıklı ısı pompalarının tekno-ekonomik yönlerini inceler. Isı pompası, çeşitli ısı gideren ve ısı kaynağı sıcaklıkları arasında en uygun maliyetli olanı belirlemek amacıyla hem tek hem de iki aşamalı çevrimlere dayalı olarak 100 °C'den 150 °C'ye kadar ısı üretir. Düşük küresel ısınma potansiyelli soğutucular incelenir ve çevrim performansını hesaplamak için onaylanmış bir ısı pompası modeli kullanılır. Daha sonra, farklı konfigürasyonların ekipman maliyeti, bileşen parametrelerinin ve sistem ölçeğinin bir fonksiyonu olarak hesaplanır. Bu yaklaşım, her sıcaklık seviyesinde en uygun maliyetli konfigürasyonu belirlemek için yüksek verimlilik ve yüksek maliyet arasında bir denge oluşturur. Sonuçlar, ısı pompasının özel ekipman maliyetinin, çoğunlukla çevrim tasarımına ve sıcaklığa bağlı olarak, genellikle 150 ila 300 EUR/kW aralığında olduğunu göstermektedir. Üstelik, endüstriyel tesislerin iskontolu geri ödeme süresi, 3-4 yıl kadar kısa periyotlara varan büyük bir dağılım gösterir. Genel sonuç, iki aşamalı bir çevrimin üstün maliyet verimliliği gösterdiği 50 K'nin üzerindeki büyük sıcaklık artışları haricinde, dahili eşanjörlü tek aşamalı çevrimin fiyat performans açısından daha avantajlı olmasıdır. Anahtar Kelimeler: Yüksek sıcaklıklı ısı pompası, atık ısı geri kazanımı, ekonomik analiz, iskontolu geri ödeme süresi, COP, Düşük GWP'li soğutucular 1. Giriş Yüksek sıcaklıklı ısı pompalarının en önemli bölümleri, teknik ve tekno-ekonomik yönlerine odaklanılma suretiyle bu alandaki durumu sergileyerek ortaya konulmuştur. Bu analiz aracılığıyla, bu çalışmanın sebepleri ve amaçları daha anlaşılır bir hal almaktadır. Sonuç olarak, bu çalışmanın taslağı aktarılmıştır. 1.1. Sebepler Yüksek sıcaklıklı ısı pompaları, çeşitli endüstriyel alanlarda ısıtma işleminin elektrifikasyonu için gelecek vaat eden bir teknolojidir [1]. Endüstriyel sektörde bu teknoloji, düşük sıcaklıktaki atık ısıdan faydalanma, buharlaştırıcıyı destekleme ve döngüsel enerji akışlarını etkinleştirme gibi işlevlerle tercih edilir konumda bulunmaktadır. Bu, sıcaklık artışlarını 40 ila 50 K gibi makul değerlere getirerek yüksek verimli bir çalışmayı mümkün kılar [2]. Atık ısı kaynakları bütün endüstrilerde bulunur. Bütün sıcaklık bantlarında toplam miktar AB'de takriben 300 TWh/yıl olarak tahmin edilmektedir [3]. Ancak, müellifin AB temelli yakın tarihli bir çalışmasına göre, yüksek sıcaklıklı ısı pompalarının tedariki için yalnızca belirli bir fraksiyon elverişlidir. Bu fraksiyon 100 ila 120 °C'nin altı ile sınırlıdır, nitekim bu da AB endüstrilerindeki gerçek ısı üretim potansiyelini 28,37 TWh/yıl'a düşürmektedir[4]. Doğrudan rekabetten kaçınarak, organik Rankin çevrimi birimleri [6] gibi 100 °C'nin üzerindeki yüksek sıcaklıklı atık ısılardan faydalanmayı sağlayan başka uygun teknolojiler de mevcuttur [5]. Yüksek sıcaklıklı ısı pompaları alanında, çeşitli teknolojik konulara değinmeyi amaçlayan yoğun araştırmalar vardır. Bu araştırmalardan konu ile görece daha alakadar olanlar aşağıda belirtilen maddelere odaklanmışlardır: • hem tek hem iki aşamalı çevrimlere [7] ve hibrit çözümlere [8] dayalı değişkenleri kullanan ve yüksek performansa ulaşmayı amaçlayan çevrim konfigürasyonları, • hem yüksek performans katsayısını (COP) hem de hacimsel ısı kapasitesini (VHC) temin eden ve tüm güncel düzenlemelere uyum sağlayan düşük küresel ısınma potansiyelli (GWP) soğutucuların kullanımı [9], • düşük küresel ısınma potansiyelli soğutucuların bulunduğu deneysel onaylamalar dahil olmak üzere [11], yüksek sıcaklıklara direnmek ve yüksek bir izantropik verimlilik [10] elde etmeyi amaçlayan kompresör ve yağlama yağı, • çok sayıda muhtemel uygulama ve ısı tüketicisine değinmek için ısı üretim sıcaklığının 120 °C'nin üzerine çıkarılması [1]. Halihazırda, yakın zamanda yapılan bir çalışma [12], alternatif sıvılar ve konfigürasyonlara dayanarak, enerji tüketen endüstrilerin ihtiyaçlarını karşılamak amacıyla üst sıcaklık sınırını 150 °C'nin üzerine ve hatta 280 °C'ye kadar genişletti. Yukarıdaki teknik konuların dışında, endüstride bu ısı pompası teknolojisinin yaygın kullanımı mümkün hale gelmeden [13] önce değinilmesi gereken birtakım piyasa engelleri mevcuttur [1]. Piyasada bir miktar ticari HTHP bulunmaktadır [1], fakat bu teknolojinin düşük vadesi ve bilinirliğinden ve aynı zamanda çoğu durumda ortaya çıkabilecek belirsiz çevresel ve finansal menfaatlerden dolayı, oldukça nadiren kullanılmaktadır. Son olarak, ısı pompası entegrasyonu çoğunlukla bu teknolojinin farklı endüstriyel işlemlerdeki pratik kullanımıyla ilgili başka bir alandır [14]. Aynı zamanda, yüksek sıcaklıklı ısı pompalarının ekonomik yönleri, genellikle sermaye maliyeti [15] ve hatta çeşitli işlemsel ve tasarımsal düzenlemeler [17] doğrultusunda geri ödeme süresini [16] hesaplamak amacıyla incelenmiştir. Bildirilen sonuçlar, ısı emici, ısı kaynağı, birim büyüklüğü, kullanılan soğutucu ve çevrim konfigürasyonu gibi parametreleri etkileyen sıcaklık değişikliğinden dolayı, genellikle 200 ila 800 EUR/kW [1] aralığında olmak üzere çok büyük bir spesifik maliyet çeşitliliğine sebep olmaktadır. Ayriyeten Meyers ve ark. [18] bildirilen değerlere dayalı olarak spesifik sermaye maliyetini tahmin etmek için ısı pompası kapasitesini de dahil etti. Bu kapasitenin 100 kWth'nin üzerindeki bir kapasite için 300 ila 900 EUR/kW aralığında olduğu ve büyük sistemler için daima 600 EUR/kW'ın altında olduğu bulunmuştur. Yakın zamanda yapılan başka bir çalışmada, Schlosser ve ark. [19] bu tür bir teknolojinin ısı pompası performansı ile desteklendiği takdirde uygun maliyetli kılınacağı koşullar önerme amacıyla, çoğunlukla gazın ve elektriğin enerji fiyatlarının etkisine odaklandılar. Ancak bunu ısı pompası konfigürasyonlarının ve sistem ölçeğinin ısı pompası maliyeti üzerindeki etkisini incelemeden yaptılar. Ayrıca, birçok durumda, atık ısı geri kazanım uygulamaları için endüstrilerin ilgisini çekebilecek uzun bir geri ödeme süresinin öngörüldüğü de beyan edilmiştir. İkinci kısım ise Terminoloji HFO hidroflorokarbon HTHP yüksek sıcaklıklı ısı pompası A eşanjör yüzeyi, m² IHX iç eşanjör C bileşen maliyeti, EUR LMT ortalama logaritmik sıcaklık farkı Es net yıllık tasarruf, EUR/yıl ODP ozon tükenme potansiyeli nc,is kompresör izantropik verimlilik, % PBP geri ödeme süresi nc,vol kompresör hacimsel verimlilik, % POE polyester PR basınç oranı, — PPTD sıkışma noktası sıcaklık farkı r iskonto oranı, % VHC hacimsel ısıtma kapasitesi SEM spesifik ekipman maliyeti, EUR/kW v˙in emme hacimsel debi, m³/h Altindisler V hacim, m³ c kompresör VR hacim oranı, — el elektriksel ekipman eq ekipman Kısaltmalar g gaz CF kapasite faktörü O&M çalışma ve bakım COP performans katsayısı p proje GWP küresel ısınma potansiyeli p-t boru hattı ve tanklar HCFO hidrokloroflorokarbon rec alıcı HEX eşanjör ilaveten birimin kullanım faktörünü (yani kapasite faktörü-CF) bulundurmakla beraber, elektrik ve ısı için enerji fiyatlarını da değerlendirir. Sonuç olarak, geri ödeme süresindeki [4] bu büyük varyasyon sebebiyle, bu teknolojinin ekonomik sürdürülebilirliği ile alakalı kesin sonuçlara ulaşılamamaktadır, çünkü beklenen çalışma koşulları ve ölçek, HTHP'nin (yüksek sıcaklıklı ısı pompası) maliyet verimliliği üzerinde fazlaca bir etkiye sahiptir. Mevcut çalışma, çeşitli parametreler, tasarım seçenekleri ve sınır şartları için HTHP'lerin tekno-ekonomik yönleri hakkında fikir vererek, düşük sıcaklıktaki atık ısı kaynaklarından yararlanma amacıyla farklı çözümlerin direkt olarak kıyaslanmasına müsaade ederek bu kritik sorunu çözmeye çalışmaktadır. 1.1.1. Hedefler ve esaslar Farklı tasarım özellikleri bulunduran atık ısı geri kazanımı için HTHP'nin beklenen faydalarının ve maliyetlerinin daha tutarlı bir değerlendirmesini sağlama amacıyla, çevrimin farklı bölümlerinde basınç düşümü etkilerini içeren çevrim simülasyonu için sayısal bir model geliştirilmiştir. Basınç düşümleri genellikle ihmal edilir, fakat hem performans hem de maliyet verimliliği üzerinde büyük etkileri olabilir. Bu ısı pompası modelinin mevcut deneysel verilerle tasdiki, öngörülerinin yüksek bir doğruluk oranına sahip olmasını ve böylelikle gerçekçi bir ısı pompası performansı bulundurmasını sağlar. Bu çalışmanın amacı, özel bir kompresör modeli de dahil olmak üzere HTHP performansını, farklı ısı emici/kaynağı sıcaklıkları için ana bileşenlerinin (örn. eşanjör yüzeyi) ebatlandırma parametrelerini ve düşük GWP'li (küresel ısınma potansiyeli) soğutucular kullanan çevrim tasarımlarını hesaplamaktır. Yukarıdaki bilgiler, ısı pompası kapasitesinin bir işlevi olarak ekipman maliyetini öngörme amacıyla kullanılır. Temel amaçlardan biri, çevrim karışıklığındaki artış ve ek bileşenlerin (örn. tek aşamalı bir konfigürasyondan iki aşamalı olana) kullanımıyla ortaya çıkan daha yüksek bir COP (performans katsayısı) arasındaki ödünleşimi, ilgili ekipman maliyetleriyle belirlemektir. Bu duruma göre maliyet, standart mühendislik uygulamalarına [20] dayanan bir ısı geri kazanım projesinin toplam maliyetlerini dikkate alacak şekilde ayarlanır. Ki bu uygulamalar da çoğunlukla ısı geri kazanım bileşenleri için gerekli altyapı ile yerinde entegrasyon, ısı pompasının ısı kaynağıyla ve gidericisiyle olan bağlantılarının yanı sıra kontrol ve elektriksel ekipmanları da içerir. Mevcut çalışmanın genel amacı, HTHP'lerin hem teknik hem de mali yönlerini incelemek ve başlangıç yatırım kriterleri olarak kullanılabilecek proje maliyetlerini ve büyüme hususunda birtakım değerlendirmeler sağlamaktır. Nihai amaç, gelecek vaat eden kullanım senaryolarını tanımlamak ve geri ödeme süresini fazlaca etkileyen sistem ölçeğinin ve parametrelerin bir işlevi olarak bu ısı geri kazanımı teknolojisi için en uygun konfigürasyonlara dair tavsiyelerde bulunmaktır. 1.2. Taslak Bu çalışma Bölüm 2’de değinilen ısı pompası konfigürasyonlarının ve soğutucuların sunumu ile başlar. Bölüm 3'te ise, ısı pompasının sayısal modelinin detayları ve doğrulanması verilmiştir. Daha sonra, Bölüm 4'te sunulanlar beraberinde, bu model, aracı akışkan özelliklerini ve farklı ısı pompası çevrim tasarımlarının ve soğutucuların performans değerlerini tahmin etme amacıyla kullanılır. Ardından, bu sonuçlar ekonomik analizin yanı sıra, birtakım sıcaklık artışları ve düşük GWP'li soğutucularda olduğu gibi (örn. R1234ze(Z), R1233zd(E) ve R1336mzz(Z)) ısı kaynağının veya emicisinin sıcaklıklarına göre en uygun maliyetli kurulumu tanımlamak için kullanılır. Enerji fiyatlarının ve sistem ölçeğinin (yani ısıtma kapasitesinin) etkisi ise maliyet analizinde sunulmakta olup, ayrıca sürdürülebilir bir ısı geri kazanım projesine etken olabilecek minimum ısı pompası kapasitesini öngörmekte ve böylelikle bu teknolojinin kabiliyetlerini tamamıyla gözler önüne sermektedir. Son olarak hem performans hem de maliyet değerleri göz önünde bulundurulduğunda, en münasip konfigürasyon Bölüm 5'te sunulmuştur. 2. Yüksek sıcaklıklı ısı pompası konfigürasyonları Her ne kadar deniz suyu, yeraltı suyu veya göl suyu gibi doğal ısı kaynaklarını kullanarak ısıtma ağları sağlama amacıyla proseslerin ve büyük ısı pompalarının arasındaki enerji akışı entegrasyonunu sağlayan diğer ısı pompası seçenekleri var olsa bile, bu çalışmada incelenen HTHP konfigürasyonlarının amacı atık ısı geri kazanımıdır. Dolayısıyla, ısı kaynağı sıcaklığı, olası atık ısı geri kazanımı uygulamalarının en düşük sıcaklık aralığı olan 40 °C ila 100 °C bandında değişim gösterir. Öte yandan, kondenser tarafındaki ısı emici, endüstriyel bir işlem için etkili bir ısıtma sağlar. Daha sonra tanımlanacağı gibi, tüm soğutucular üst limite ulaşamasa da 100 ila 150 °C aralığında istikrarsız bir ısı üretim sıcaklığı gözlemlenir. Bu çalışmada, kurutma işlemi veya düşük basınçlı buhar üretimi gibi endüstride tipik bir uygulama olan, ısı kaynağının veya emicisinin referans sıcaklıkları 80/120 °C'ye ayarlanmıştır. [1]. Hem ısı kaynağının hem de ısı emicisinin sıcaklık alçalmaları 10 K'dir. Isı emici ve ısı kaynağı sıcaklıklarına bağlı olarak, sıcaklık artışı, ısı emici çıkışı ile ısı kaynağı girişinin sıcaklık farkı olarak tanımlanır. Minimum ve maksimum sıcaklık artışları sırasıyla 20 K ve 110 K olarak ayarlanmıştır. Bu ayarlama pratik uygulamalar için uygun olmayabilir, fakat bu genişletilmiş aralığın bütün olası uygulamaları kapsadığı düşünülmüştür. Farklı soğutucu akışkanlara sahip tüm konfigürasyonlar bu üst sınıra ulaşamazlar. Sonuçlar bölümünde de sunulacağı gibi, bu konfigürasyonlar tek aşamalı çevrimler için genellikle 80 K'lik bir yükselmeyle sınırlı kaldılar. 2.1. Düşük küresel ısınma potansiyelli soğutucular Bu çalışmada, alev alabilme riskinden dolayı diğer olası sıvı türleri (örn. hidrokarbonlar) hariç tutulduğu için, sadece sentetik soğutucu akışkanlar dikkate alınmıştır. Frate ve ark.'ın detaylı analizini [9] takiben, üç adet uygun soğutucu akışkan elemeden geçirilip, ana özellikleriyle beraber Çizelge 1'de sunulmuştur. Eyerer ve ark.'ın [21] da belirttiği gibi, R1233zd(E), son derece düşük ozon tükenme potansiyelinden dolayı hem yasaklanmayan hem de ozon tüketen madde olarak sınıflandırılmayan, ticari bir hidrokloroflorokarbon (HCFO) soğutucusudur. Diğer iki soğutucu olan R1336mzz(Z) ve R1234ze(Z) ise sıfır ODP'ye (ozon tükenme potansiyeli) sahip hidroflorokarbonlardır, ancak aralarından sadece R1336mzz(Z) ticari olarak elverişlidir. Bir diğer potansiyel akışkan ise, hem teorik olarak [22] hem de deneysel olarak [23] incelenen HCFO R1224yd(Z)'dir. Soğutucu özellikleri ve sonrasında COP hesaplamalarını mümkün kılan bir durum denklemi bu akışkan özelinde mevcuttur, ancak ne yazık ki taşınım özellikleri (örn. ısıl iletkenlik, akma direnci) bu duruma dahil değildir. Bu özellikler eşanjör (HEX) boyutlandırması ve basınç düşümü hesaplamaları için gereklidir ve dolayısıyla bu akışkan bu çalışmada incelenmemiştir. Şekil 1. HTHP çevrimleri. (a): tek aşamalı çevrim; (b): iç eşanjörlü iki aşamalı çevrim; (c) açık ara soğutucu ve flaş tankı ile iki aşamalı çevrim 2.2. Isı pompası çevrimleri Bilinen mevcut uygulamalara [1] ve yüksek performanslı çevrimlere [24] dayanarak, üç ısı pompası çevriminin ayrıntılı olmayan bir listesi incelenir. En basit çevrim bir standart tek aşamalı çevrimdir. İkinci konfigürasyon yine bir tek aşamalı çevrimdir, fakat çevrim performansını ve VHC'yi (hacimsel ısıtma kapasitesi) arttırmak için ek bir iç eşanjör de (IHX) mevcuttur [2]. Üçüncü konfigürasyon ise emme sıcaklığını yüksek basınçlı kompresöre indirgeme işlevini üstlenen açık bir ara soğutucu ve bir flaş tankına sahip olan iki aşamalı bir çevrimdir. Bu üç konfigürasyonun her birinin çevrim tasarımları Şekil 1'de gösterilmiştir. İki aşamalı çevrim çoğunlukla yüksek sıcaklık artışları için uygundur. Ancak bütünlüğü bozmama açısından, bu çevrim tüm simüle edilen durumlarda incelenecektir. Üstelik, buradaki inceleme ile benzer bir performansa ulaşan bir ekonomizerin ve bir IHX'in (iç ısı eşanjörü) kullanımı gibi iki aşamalı çevrimlere dayanan birçok varyant mevcuttur [25]. Bir diğer iki aşamalı varyant ise kapalı bir flaş tankı ara soğutucusunun kullanımıdır ancak bu varyantın hesaplanan performansı, açık bir flaş tankına ve yakın bir maliyete sahip konfigürasyona benzemesinden dolayı burada gösterilmemektedir. 2.3. Gereksinimler ve kısıtlamalar Çevrim tasarımı konusunda esas kısıtlama, R1336mzz(Z)'nin ve göreceli doygunluk-izantropik eğrilerinin (dT/ds > 1) kullanımı ile ortaya çıkar. Islak basıncı önleme amacıyla, R1336mzz(Z), özellikle iki aşamalı çevrim için kompresör emişinde yüksek bir ısınma gerektirir. Dolayısıyla, ortalama/yüksek bir sıcaklık artışı durumunda kompresör emişindeki aşırı ısınmayı arttırmak için, IHX kullanılması önerilir. Başka bir pratik kısıtlama ise, yağlama yağının kimyasal stabilitesini sağlamak ve herhangi bir yerel aşırı ısınmayı önlemek için kompresör deşarjındaki soğutucu sıcaklığına uygulanır. Referansta da belirtildiği üzere [9], bu sıcaklık, polyester yağı için 180 °C'nin altı ile sınırlandırılmıştır. Sayısal çözümün bu sınırın üzerinde bir deşarj sıcaklığı oluşturması durumunda, soğutucu sıcaklığı bu değerle sınırlanır ve çevrim, ısı emici kütlesel debisi gibi diğer özellikleri ayarlayarak bir kez daha çözülür. Bu kısıtlama, R1234ze(Z) soğutucu akışkanı bulunduran tek aşamalı çevrim konfigürasyonlarının tüm durumlar için 150°C'daki maksimum ısı üretimi sıcaklığına ulaşmasını engelledi, bazılarının ise 140 ◦C'nin altında kalmasını sağladı. Son olarak, kritik altı bir çevrim faaliyeti sağlamak için, yoğuşma sıcaklığı ve basıncı daima kritik özelliklerin altında tutulmuştur. 3. Termodinamik ve maliyet analizi Bu bölümde, tekno-ekonomik analiz için kullanılan araçlar ve yöntemler anlatılmıştır. Bu bölümün ilk kısmında ısı pompası modeli ele alınırken, ikinci kısımda asıl konu maliyet analizidir. 3.1. Sayısal model "Engineering Equation Solver" (EES) isimli yazılımın, soğutucu akışkan özelliklerini içeren yerleşik bir kütüphaneye sahip olan 10.834 [26] numaralı sürümünde, -referansta onaylanmış olan [27]- modelin konutsal ısı pompası çalışmalarını hedefleyen bir simülasyonu geliştirilmiştir. Model, soğutucu özelliklerini, ısı pompası çevriminin farklı durum noktalarında çözmektedir. Üstelik, çevrimin farklı kısımlarındaki (örn. eşanjörler, boru hattı) basınç düşümlerini de dikkate alır ve ısı aktarım katsayıları için son korelasyonlara dayalı olarak HEX plakalarının eşanjör yüzey alanlarını hesaplar. Kaynama ve yoğuşma işlemleri için taranan korelasyonlar, R1234yf, R1234ze(E), ve R1234ze(Z) gibi HFO soğutucularını içeren büyük deneysel veri tabanlarının işlenmesinden ve analizinden elde edilmiştir. Her bir akışkan için korelasyonların gösterildiği çalışmalar Çizelge 2'de verilmiştir. [28–32]. Isı aktarım analizi, her bir HEX'i akışkan, iki fazlı ve buhar şeklinde bölgelere ayıran ortalama logaritmik sıcaklık farkı metoduna (LMTD) dayanmaktadır. Ardından, güvenilir neticeler sağladığı kanıtlanmış olmakla beraber [34], aynı ısı aktarım niteliklerini ve her bir bölgenin yüzeyini bulunduran, bir "hareketli sınır" yaklaşımı izlenmiştir [33]. Bütün HEXlere, büyük ölçekli ısı pompalarında tipik bir değer olan 5 K'lik bir sıkışma noktası sıcaklık farkı uygulanır. Daha düşük bir fark daha yüksek performansa sebep olmakla kalmayıp, aynı zamanda yüksek maliyete sahip daha geniş HEX yüzeylerini de sağlar. Dolayısıyla, ısı pompası maliyeti üzerindeki etkisini inceleyebilmek için, bu PPTD değişkendir. Her bir bölmenin boru çapı, soğutma birimlerinde kullanılan tipik akışkan hızlarına göre boyutlandırılır. Uygun yağ düzenini temin edebilme amacıyla, sıvı ve buhar bölmeleri için sırasıyla 2 m/s'lik ve 8 m/s'lik akışkan hızları seçilir [35]. Daha sonra, bu boru çapı, boru hattındaki basınç düşümünü tahmin etmek için kullanılır. Kondenserdeki basınç düşümü, aşırı ısıtma, iki aşamalı ve alt soğutma durumları için hesaplanır. Sıvı hattındaki borularda meydana gelen basınç düşümü ile, hepsinin sonucu, tek bir basınç düşümü olarak uygulanır ve genleşme valfinden önce yığın oluşturur. Bu düşüm adyabatiktir ve performansı etkilemez, çünkü soğutucu basıncı genleşme valfinde her hâlükârda düşecektir. Evaporatör ve emme hattındaki basınç düşümünün tek bir düşüş olarak toplanıp yığıldığı buhar hattında da benzer bir yaklaşım izlenir. [36]. Bu kompresöre giriş basıncını büyük ölçüde etkiler ve böylelikle aynı etkili ısıtmayı aktarmak için güç tüketimini arttırır. Her bir çalışmanın hesaplama zamanını azaltmak ve yakınsama hızını yükseltmek için bu yöntem izlenmiştir. Tüm HEXler (yani evaporatör, kondenser, IHX) plaka tipindedirler ve boyutlandırmaları için aynı özellikler kullanılmıştır. Detaylı olarak, plaka uzunluğu ve genişliği sırasıyla 0.694 m ve 0.304 m olup, porttan porta mesafe 0.601 m'dir. Köşeli (ters v şeklindeki) açı 30°, plaka kalınlığı 0.4 mm ve her plakanın hidrolik çapı 1.66 mm'dir. Bu boyutlandırma parametreleri sabit tutulur ve her bir durum için HEXlerdeki ısı aktarım katsayısı ve basınç düşümünün hesaplanmasına olanak sağlar [37]. Bu prosedür, daha sonra anlatılacağı gibi, ekipman maliyetini etkileyen gerekli sayıda plakanın ve her bir HEX'in yüzeyinin hesaplanmasına sebep olur. Ek çevrim tasarımı parametreleri ise, her ikisi de tüm durumlar için standart 5 K değerine ayarlanmış olan alt soğutma ve aşırı ısıtma sıcaklıkları hakkındadır. Kaynak ve gidericilerin sıcaklık alçalmaları 10 K'ye eşittir. Daha düşük değerler daha yüksek bir COP aynı zamanda daha fazla HEX yüzeyi sağlar. İki aşamalı çevrimde, yüksek basınçlı kompresöre giriş yapan soğutucu (açık flaş tankının çıkışı) doymuş bir buhardır. Flaş tankını terk edip, düşük basınçlı genleşme valfine yönelen ise doymuş bir sıvıdır. Üstelik, çevrimin farklı bölümlerinde ısı kaybı oluşmadığı kabul edilmektedir. Temel performans göstergesi, kondenser tarafındaki (Qcd) etkili ısıtma kapasitesinin kompresör(ler)in (Wc) elektrik tüketimine oranını ifade eden denklemde (1) gösterilen COP'dir. (1) Maliyet öngörüleri için de kullanılan tasarım göstergeleri, çoğunlukla sayısal model ile hesaplanan evaporatörün, kondenserin ve IHX'in HEX yüzeyi ile alakalıdır. Aynı kompresör kapasitesi (yani deplasman) bütün hesaplamalar için kullanılmıştır, bu da -daha sonra anlatıldığı gibi- kullanılan soğutucuya ve konfigürasyona göre farklı bir ısıtma kapasitesi ile sonuçlanmıştır. Sayısal modele dair ek detaylar referansta verilmiştir [27]. Isı pompası modelinin esas gelişimi, sonraki bölümde tarif edilecek olan, kompresörün izantropik verimliliğini tahmin etme amacıyla yapılan sayısal işlemdir. 3.1.1. Kompresör Çoğu durumda, sadelik adına kompresörde sabit bir izantropik verimlilik kullanılmaktadır. Ancak, çok çeşitli emme ve boşaltma sıcaklıkları, değişken bir basınç ve hacim oranına sebep olur ve sonraki kısımlarda açıklanacak olan daha karmaşık bir yaklaşım izlenmiştir. Herhangi bir kompresör üreticisi tarafından temin edilen izantropik verimlilik, Avrupa Standardı EN 12900:2013'e [38] göre, normal çalışma koşulları altında, genellikle 70 °C'nin altında olup, yoğuşma ve buharlaşma sıcaklıkları aracılığıyla ifade edilir. Fakat bu yaklaşımın daha yüksek sıcaklıklardan dolayı burada uygulanması mümkün değildir ve Astolfi [39], Braimakis ve Karellas'ın çalışmalarını takiben, izantropik verimliliğin bir korelasyonuna dahil edilmek üzere farklı bir dizi parametreler seçilmiştir [40]. Bu parametreler, kompresör performansını belirleyen emme hacimsel debi ve hacimsel orandır. Bu korelasyonu geliştirmek için, üreticinin temin ettiği kompresörün performans verileri, kolay yorumlanabilmesi amacıyla, bütün özelliklerin çeşitli çalışma şartlarına (yani buharlaşma, yoğuşma ve aşırı ısınma sıcaklığı) yönelik giriş/çıkış hacimsel debilerine dönüştürüldüğü bir işlemden geçirilmiştir. Bu şekilde, yağlama yağı etkileri göz ardı edilerek, herhangi bir soğutucu akışkana ve bir dizi çalışma şartlarına uygun olan, genel amaçlı bir anlatım elde edilir. Seçilen kompresör, Bitzer'in imal ettiği, yarı hermetik vidalı bir model olup, 2900 rpm'de (50 Hz'de) 470 m³/h'lik bir yer değiştirmeye sahip olan HSK 8581'dir. Aynı kompresör, farklı kurulumları aynı koşullar altında çoğunlukla HEX yüzeyini etkileyen tasarım parametreleriyle beraber karşılaştırma amacıyla, tüm durumlar için kullanılmıştır. Bu kompresörün giriş/çıkış hacimsel debileri, denklemde gösterildiği üzere, ana izantropik verimliliği emme hacimsel debi ve hacimsel oranın bir işlevi olarak tanımlamak için, Astolfi [39] tarafından ortaya atılan bir ifadeye uyarlanmıştır (2). Bu ifadenin uyarlanan sabit değerleri işleme tabi tutulmuş verilere dayanmaktadır (R² yaklaşık 0.97). (2) uyarlanan sabitler b, c ve d sırasıyla 2.56319775E+00, 8.45468834E–01 ve 3.46185361E–02 değerlerine eşit olup, v˙in m³/h'deki emme hacimsel debisine, VR hacimsel orana tekabül eder. Bu korelasyonu -verimliliği eşit farz ederek- daha büyük veya daha küçük bir kompresörde kullanmak için, emme hacimsel debi, ölçüsüz değerler kullanılarak ayarlanabilir. Bu yöntem denklemdeki (2) b sabitinin değişimine sebep olur. Süpürme hacmine ve 50 Hz'lik hızına bağlı olarak, bu kompresörün anma sığası 470 m³/h olmasına rağmen, makine tarafından kullanılan soğutucunun asıl hacimsel debisinde düşüşlere sebep olan hacimsel kayıplar mevcuttur. Hacimsel verimliliği (nC,vol) modellemek için, Fu ve ark.'ın [41] vidalı kompresörlere dair öne sürdüğü ifade -denklemde (3) de gösterilmekte olup- basınç oranının (PR) bir fonksiyonu olarak kullanılmıştır. (3) Hacimsel verimliliği düşürüp, yaklaşık 400 m3/h'lik daha düşük bir debiye sebebiyet veren büyük bir basınç oranının bulunduğu durumlar haricinde, çoğunlukla asıl debi yaklaşık 440 ila 460 m3/h aralığındadır. Bu durumlar büyük sıcaklık artışlarına ve izantropik verimliliği düşüren hacim oranlarına tekabül etmektedir. 3.1.2. Isı pompası modelinin onaylanması Isı aktarım katsayıları ve basınç düşümü için kullanılan korelasyonlar, geliştiren araştırmacılara göre, literatürde bulunan diğer korelasyonlara kıyasla daha düşük bir sapma ortaya koymaktadır [29–31]. Özellikle kaynama ve yoğuşma için, korelasyonlar bir hayli yakın tarihlidir. HFO soğutucuları için de geliştirilmiş olmakla beraber birçok deneysel çalışmanın bulgularını da içermektedir. Kompresör için izantropik verimlilik korelasyonu üreticinin performans verilerini işlemesinden elde edilmektedir. Bu yaklaşım, yüksek sıcaklıklı çalıştırmaların ana belirsizliğini de kapsamaktadır. Çünkü yeterli yağ soğutma ve yağlama uygulandığı sürece yüksek sıcaklıklı çalıştırmaların performans üzerinde etkisiz olduğu göz önünde bulundurulduğunda, izantropik verimlilik, standart çalışma koşullarından elde edilen soğutucu akışkan giriş ve çıkış hacimsel debisinin bir işlevi olarak varsayılmaktadır. Tamamlanmış ısı pompası modeli, standart bir ısı pompası çevrimi ve yaklaşık 60 °C'ye kadar konutsal ısınma sıcaklıkları için referansta [27] doğrulanmıştır. Yüksek sıcaklık şartları altında model doğrulaması için, R1233zd(E) ve R1336mzz(Z)'nın 9 tekrarını içeren, Arpagaus ve ark.'ın [23] deneysel test sonuçları kullanılmıştır. Bu test verileri, iç eşanjörlü (IHX) ve laboratuvar ölçekli olan bir tek aşamalı çevrim ve yarı hermetik pistonlu bir kompresör (Bitzer, 2DES- 3Y, New Ecoline) kullanılarak elde edilmiştir. Sayısal sonuçları içeren karşılaştırma ise R1233zd(E) ve R1336mzz(Z) soğutucuları ile yapılmıştır. Isı kaynağı sıcaklıkları 40, 60 ve 80 °C olup, 30 50 ve 70 K'lik sıcaklık artışları meydana gelmiştir. Bütün HEXlerin özellikleri de modele dahil edilmiştir. Hacimsel verimlilikte olduğu gibi, bir Bitzer pistonlu kompresörüne uygun gelen, izantropik verimliliğin benzer bir ifadesi de elde edilmiştir. Deneysel birim yaklaşık 10 kW'lik bir maksimum ısıtma kapasitesine sahiptir ve çevrim bileşenlerinde (kompresör hariç) uygun yalıtım maddeleri kullanılsa dahi ısı kayıpları göz ardı edilemez bir durumdadır. Isı kayıpları, çevrimin enerji dengesi aracılığıyla, test sonuçları tarafından değerlendirilir ve modelde gösterilir. Bu kayıplar, kompresör içerisindeki ısı kaybının çoğunun, kompresörün egzoz bölümünde bulunan yüksek sıcaklıklı kısımda gözlemlendiği göz önünde bulundurularak değerlendirilmiştir [42]. Dolayısıyla, %50'si kompresörün emme kısmından kompresyon işleminin sonuna kadar, %50'si ise kompresörün içerisindeki boşaltım valfinden (yüksek sıcaklıklı buharın çıkışı) kondensere kadar olmak üzere bölünmüşlerdir. Benzer performans sonuçları sağlayan farklı fraksiyonlar da modelde incelenmiştir. İki soğutucu akışkan için, sayısal sonuçlar ve test sonuçlarının COP karşılaştırması ve farklı durumlar Şekil 2'de gösterilmiştir. Ayrıca deneyler ve simülasyon arasındaki göreli COP farklılıkları da ikincil eksende vurgulanmıştır. Çoğu durumda, her iki soğutucu için hesaplanan COP deneysel değerin %10'u içerisindeyken, yalnızca 30 K'lik bir artış ile 40 °C'lik bir ısı kaynağı sıcaklığı durumunda sapma daha yüksek olmaktadır. Bu durumun ana sebebi, yağlama yağı ile ilgili işlemler ve (bu modele dahil edilmeyen) yağlama yağının alçak basınç oranlarında kompresörün mekanik verimliliği üzerindeki etkisi olabilir. Ancak, hedeflenen sıcaklıklar 100 °C'nin üzerinde olduğundan dolayı, ısı kaynağı/emicisinin sıcaklıklarını içeren bu kombinasyon, mevcut çalışmada ele alınmamıştır. Yüksek sıcaklıktaki diğer faaliyet koşullarına odaklanan model, ısı pompası performansını isabetli bir şekilde tahmin etmektedir. Emme ve boşaltım sıcaklıkları, kompresör gücü ve ısı üretimi gibi diğer özellikler de karşılaştırılarak incelenmiştir. Sapma değerleri benzer ve hatta emme sıcaklığı özelinde daha düşük bile olmuştur. 3.2. Maliyet analizi Maliyet analizi, uygun analiz korelasyonlarının kullanımıyla, ekipman maliyetinin değerlendirmesin dayanmaktadır. Ekipman maliyetine uygun olarak, ısı pompası entegrasyonu, montaj ve tüm diğer maliyetleri içeren proje maliyeti ise, sonradan bir çoğaltma katsayısı kullanılarak hesaplanmaktadır [20]. 3.2.1. Ekipman maliyeti Bu bölümde ilk olarak ısı pompasının farklı bileşenlerinin maliyetleri sunulmaktadır. En yüksek katkıyı sağlayan bileşenler (örn. HEXler, kompresör) tek tek ele alınırken, diğer bütün yardımcı bileşenler iki ana kategoride toplanmıştır. Bu yaklaşımın esas avantajı, bütün maliyet korelasyonlarının bileşen boyutunun/kapasitesinin bir işlevi COP simülasyonu COP simülasyonu COP deneysel (-) COP deneysel (-) Şekil 2. R1233zd(E) ve R1336mzz(Z) akışkanları için farklı ısı kaynağı sıcaklıklarını ve sıcaklık artışlarını içeren COP simülasyonunun ve deneyinin karşılaştırılması (test verileri [23]’ten alınmıştır). olarak aktarılmasıdır. Bu, ekonomik faydaların analizinin, sistem ölçeğinin bir işlevi olmasına olanak sağlar. Bileşenlerin maliyet korelasyonları sonraki bölümde verilmiştir. 3.2.1.1. HEX maliyeti. Plaka tipi bir HEX'in (CHEX) maliyeti, Ommen ve ark. tarafından incelenmiş ve işleme tabi tutulmuştur [16]. Bu çalışmaya göre, denklemdeki (4) HEX maliyeti, yüzeyinin (A) bir fonksiyonu olarak verilmiştir. Bu maliyet fonksiyonu bütün HEXlere, yani evaporatöre, kondensere ve IHX'e uygulanmıştır. (4) 3.2.1.2. Kompresör. Yarı hermetik vidalı kompresörlerin maliyeti (Cc), büyük oranda emme hacimsel debisine ve bu tasarım parametresi dahil ilgili korelasyonların çoğuna bağlıdır. Astolfi [39] tarafından ortaya atılan korelasyon, (küçüklü büyüklü) açık vidalı kompresörlerle alakalı olduğundan ve motor için ek bir korelasyon dahil edilmesi gerektiğinden dolayı, uygun bir korelasyon değildir. Bu kısımda, denklemde de görüldüğü üzere (5), üstel bir ölçekleme katsayısını da içeren, Ommen ve ark. [16] tarafından yarı hermetik vidalı kompresörler için geliştirilen alternatif bir ifade kullanılmıştır. (5) 3.2.1.3. Alıcı. Alıcı tank için bir maliyet korelasyonu (Crec), (örn. flaş tankı) hacme dayanmaktadır (Vrec) [16]. Bu korelasyon, hacmin m3 ile verildiği aşağıdaki denklemde (6) gösterilmiştir. (6) 3.2.1.4. Boru hattı ve hazneler. Borulamanın (örn. bütün valfler, teçhizat ve gözetleme camları dahil olmak üzere soğutucu ve yağ çevrimlerinin) ve bütün gerekli tankların (örn. yağ separatörü, emme akümülatörü, yağ soğutucusu) maliyetleri, Cp-t, ısı pompası üreticisi ile iletişime geçtikten sonra, kompresörün (veya kompresörlerin), HEXlerin (bütün HEXlerin maliyeti burada toplanmıştır), ve alıcı alıcının maliyetlerinin bir fonksiyonu olarak toplanmış ve ifade edilmiştir [43]. Bu maliyeti fonksiyonu denklemde verilmiştir (7). (7) 3.2.1.5. Elektriksel ekipman. Elektriksel ekipmanın maliyeti (Cel), elektrik/kontrol panelinin, basınç şalterinin ve elektronik genleşme valfinin maliyetlerini içerir. Aşağıdaki denklemde (8), ana ısı pompası maliyetlerinin [40] bir fonksiyonu olarak verilmiştir ve herhangi bir ısı pompası boyutu/kapasitesi için sabit tutulur [43]. (8) 3.2.1.6. Soğutucu. Soğutucuların özel fiyatları, satın alınan miktara ve yerel bulunma duruma bağlı olduğundan dolayı, ortalama bir maliyet verilmektedir. Herhangi bir durumda, bu maliyetin toplam ekipman maliyetine çok az katkısı olmakla beraber bu etki sonuçları etkilemez. Soğutucu maliyeti (Cref), söz konusu bütün soğutucuların yüksek hacimli siparişleri için tipik/ortalama bir ücret olan, 50 EUR/kg'lik özel bir soğutucu maliyetine dayalı olarak hesaplanmıştır (aynı durum ticari bir soğutucu olmayan R1234ze (Z) için de geçerli kılınmıştır). Herhangi bir durumda, bu maliyetin toplam maliyete olan katkısı %4'ten daha az olduğu için, bu ücretin belirsizliği maliyetle ilişkili sonuçları etkilemez. 3.2.1.7. Toplam ekipman maliyeti. Denklemde (9) verildiği gibi, toplam ekipman maliyeti, öncekilerin toplamıdır. EUR/kW biriminde verilen özel ekipman maliyeti (SEM), toplam ekipman maliyetini kondenser büyüklüğündeki ısıtma kapasitesine bölerek hesaplanır. (9) 3.2.2. Sermaye ve proje maliyeti Isı pompasının ekipman maliyeti, bir üretici şirketin birimin farklı parçalarını satın alma masrafıdır. Ayrıca, tasarım, mühendislik ve üretim işlemleri için gereken işçilik masrafları, kazançlar ve genel masraflar gibi ek maliyetler de mevcuttur. Yukarıdakilerin tamamının toplamı, yaklaşık 2 olan normal bir çoğaltma katsayısıyla beraber ısı pompasının esas sermaye maliyetidir [43] (yani denklemdeki (9) maliyet değeri yaklaşık olarak ikiye katlanmıştır). Üstelik, birim montajı ve bir ısı geri kazanma projesine entegrasyon (örn. borulama, aygıtlama ve mevcut altyapı ile bağlantı dahil), bir ısı kaynağından ısı alımı, yapım işi, mühendislik ve denetleme gibi maddelerin bulunduğu proje maliyetini (Cp) öngöre amacıyla, diğer masraflar da ısı pompasının sermaye maliyetine eklenmiştir [20]. Çoğu durumda, denklemde (10) gösterildiği üzere, bütün bu maliyetlerin hesabını tutmak için, ekipman maliyetinin 4.16'sına eşit bir çoğaltma katsayısı kullanılır [44]. (10) 3.2.3. Çalışma maliyetleri ve nakit akışı Çalışma maliyetleri, elektrik tüketimi ve elektrik ücretine göre hesaplanan, ısı pompasını çalıştırmak için gereken elektrik masrafını, proje maliyetinin %2'sine (sermaye maliyetinin %4'üne) eşit bir bakım masrafını ve sabit bir yıllık çalışmayı içermektedir [45]. Yıllık yakıt tasarrufunu hesaplamak için, ısı pompasının, %90’lık bir kazan verimi ile işlem ısısı için gaz tüketimini azalttığı ve bir gaz ücreti ortaya koyduğu varsayılmaktadır. Yukarıdaki nakit akışlarının farkı, denklemde verildiği üzere (11), HTHP'nin yıllık net tasarrufunu (bir gaz kazanı kullanımının değişimi) belirlemektedir. (11) Es, (EUR/yıl'a göre) yıllık tasarrufu ifade eder ve elektrik maliyetini (Cel), gaz tasarruflarını (Cg) ve çalışma ve bakım maliyetlerini (CO&M) incelemektedir. Son olarak, endüstriyel tüketiciler için, vergiler hariç olmak üzere, sırasıyla 0.036 ve 0.07 EUR/kWh olan, en yeni gaz ve elektrik ücretleri (AB ortalaması) kullanılmıştır [46]. İskontolu geri ödeme süresini belirleme amacıyla, bu ücretler çalışmanın son bölümlerinde çeşitlendirilecektir. 3.2.4. İskontolu geri ödeme süresi Yıllık nakit akışları ve net tasarruflar her yıl sabit kabul edilmektedir ve %80'lik bir kapasite faktörü ile edinilmektedir, ancak bu oranın %90'lara kadar ulaşabilme potansiyeli bulunduğu için, mevcut oran, atık ısı geri kazanımı açısından bir hayli konservatiftir [47]. Bu durumda iskontolu PBP, denklemde de verildiği üzere (12) [48], atık ısı geri kazanım projeleri için normal bir değer olan %5'lik bir iskonto oranı (r) kullanarak hesaplanmıştır [47]. (12) 4. Sonuçlar ve tartışma Sonuçlar, ilk olarak ısı pompası performansına, sonrasında ise özel ekipman maliyetleri ve iskontolu geri ödeme süresine odaklanmaktadır. 4.1. Isı pompası performansı Isı pompası performansı, farklı ısı kaynağı/giderici sıcaklıkları ve soğutucuları için incelenmiştir. Analiz esnasında, üç ısı pompası konfigürasyonunun sonuçları da aynı kompresör boyutu ile sunulmuştur. Ancak istisnai olarak, yüksek emme basıncından dolayı ortalama %50 daha küçük olan iki aşamalı çevrimin yüksek basınçlı kompresörü bu durumdan hariç tutulmuştur. Bu yaklaşım, sonuçta oluşan ısıtma kapasitesi farklı olsa dahi, bu teknolojinin aynı şartlar altında farklı seçenekleri arasında bir karşılaştırma yapmaya olanak sağlar. Belirli bir ısıtma gereksinimi için sistem ölçeğinin etkileri, bu çalışmanın sonraki kısımlarında verilmiştir. 4.1.1. Isı kaynağı/emici sıcaklıklarının ısı pompası performansı üzerindeki etkisi Sonuçların ilk bölümü, farklı ısı kaynağı ve ısı gidericisi sıcaklıkları için sunulan ana performans göstergelerine değinmektedir. Tek aşamalı çevrimlere üst limit uygulanmış olmak üzere, sıcaklık artışını 20 ila 80 K aralığında tutarak, ısı kaynağı sıcaklığı, 40 °C ila 100 °C arasında değişmektedir. Hatta, iki aşamalı çevrim 110 K'lik daha yüksek bir artışa da erişebilir. R1234ze(Z) kullanılan üç çevrimin COP değerleri, farklı ısı emici ve kaynağı sıcaklıkları için Şekil 3'te gösterilmiştir. İki aşamalı çevrimler 150 °C eşiğine ulaşabilmekteyken, daha önce vurgulanan sınırlamalardan dolayı tek aşamalı çevrimler, 140 °C'ye kadar ısı üretmektedirler. Tek aşamalı çevrimler için ısı kaynağı sıcaklığındaki yaklaşık 90 °C'lik eğim değişimi, R1234ze(Z) soğutucusunun 180 °C'lik boşaltma hattında üst sıcaklık sınırına ulaşmasından kaynaklanmaktadır. Beklendiği gibi, tek aşamalı çevrimler için 40 K'lik sıcaklık artışında yaklaşık 3,0'dan 3,2'ye ve iki aşamalı çevrim için yaklaşık 3,8'den 4,0'ye ulaşmak üzere COP, daha yüksek bir ısı kaynağı sıcaklığı yönünde fazlaca artmıştır. Özellikle Isı kaynağı sıcaklığı (°C) Şekil 3. R1234ze(Z)’nin ısı kaynağı ve ısı giderici sıcaklıklarının bir fonksiyonu olarak kullanıldığı üç çevrimin (tek aşamalı, IHX’li tek aşamalı, iki aşamalı) COP değeri. Isı kaynağı sıcaklığı (°C) Isı kaynağı sıcaklığı (°C) daha düşük ısı emici sıcaklıkları için, IHX'siz çevrime kıyasla, IHX'li tek aşamalı çevrimin performansı gelişme kaydetmiştir ve bu da sadece küçük bir ekipman ilavesiyle çevrim verimliliğinin geliştirilebileceğini göstermektedir. İki aşamalının tek aşamalı çevrime kıyasla avantajları üç aşama ile anlatılabilir. İlk olarak, tek aşamalı çevrim sıcaklık artışı konusunda 80 K'nin altı ile sınırlı iken, iki aşamalıda 110 K'ye varan bir ilerleme elde edilebilir. Bu durumu mümkün kılan, Şekil 4'te gösterildiği üzere, toplam kompresyonun, her biri daha yüksek izantropik verimliliklerle çalışmakta olan iki kompresöre ayrılmasıdır. Basınç ve hacim oranları yüksek oranda bir değişiklik göstermediğinden ve daima 2 ila 4 aralığında seyrettiğinden dolayı, iki aşamalı çevrimlerdeki kompresörler, sırasıyla %60-%70 civarında, oldukça benzer bir izantropik verimliliğe sahiptirler (Yalnızca ilk aşama Şekil 4'te gösterilmiştir). Öte yandan, tek aşamalı çevrimlerin basınç oranı, 15 ve hatta daha fazla değerlere ulaşır ve bu aralıktaki izantropik verimliliği monoton bir düzen izleyerek azaltır [39]. Bunun yanı sıra, izantropik verimlilik yaklaşık 2 olan bir basınç oranı için maksimum değeri gösterirken, bu verimlilik daha düşük basınç oranları için düşüş gösterecektir. İkinci olarak, daha yüksek kompresör verimliliği için doğrudan bir sonuç sağlayan, 120 °C'lik referans ısı emici sıcaklığı için, iki aşamalı çevrimlerin COP değerleri, Şekil 5'te de gösterildiği gibi, daima daha yüksek olmuştur. Tek aşamalı çevrimlerin kompresörünün oldukça yüksek bir basınç oranında faaliyet gösterdiği yüksek sıcaklık artışları için, bu COP gelişimi fazlaca artmıştır. İzantropik verimlilik ise, denklemdeki (2) kompresör verimliliği fonksiyonuna göre düşüş göstermiştir. Ekte de gösterildiği üzere, sabit bir verimlilik değerinin seçilmesi durumunda bu etki, o denli belirgin olmazdı. Üçüncü olarak, Şekil 6'da gösterildiği gibi, kompresör boyutu sabit kalacak şekilde, 120 °C'lik bir ısı emici sıcaklığına göre, iki aşamalı çevrimin ısıtma kapasitesi, eşit sıcaklık artışı için, en az %20 olacak şekilde artmıştır (iki aşamalı çevrimde bu durum düşük basınçlı kompresör için geçerlidir, yüksek basınçlı kompresör boyutu ise daha azdır). Isı kaynağı sıcaklığı (°C) Şekil 4. Isı pompası sıcaklığının ve basınç oranının bir fonksiyonu olarak 120°C’lik bir ısı emici sıcaklığı için, kompresörlerin farklı çevrimlerinin (tek aşamalı, IHX’li tek aşamalı, iki aşamalı) R1234ze(Z) kullanımındaki izantropik verimliliği. Basınç oranı (-) İzantropik verimlilik (-) İzantropik verimlilik (-) Isı kaynağı sıcaklığı (°C) Şekil 5. Isı kaynağı sıcaklığının bir fonksiyonu olarak 120 °C’lik bir ısı emici sıcaklığı için, R1234ze(Z) kullanımında, iki aşamalı çevrimin tek aşamalı çevrimlere kıyasla COP gelişimi. Isı kaynağı sıcaklığı (°C) COP gelişimi (%) oran Şekil 6. Isı kaynağı sıcaklığının bir fonksiyonu olarak 120°C’lik bir ısı emici sıcaklığı için R1234ze(Z) ile farklı çevrimlerin ısıtma kapasiteleri. Isı kaynağı sıcaklığı (°C) Isıtma kapasitesi (kW) Ancak, iki aşamalı çevrimin bu performans avantajları, daha hassas bir proses ayarı gerektiren ek bileşenleri ve daha karmaşık bir çevrimi de beraberinde getirir. Ek kompresör haricinde, ekipman arttıran bir flaş tankı ve daha fazla boru hattı kullanılmıştır. Dolayısıyla, çalışmanın sonraki bölümlerinde gösterileceği üzere, bu yüksek maliyet etkinliği yeterince güvenilir değildir. 4.1.2. Soğutucunun ısı pompası performansı üzerindeki etkisi Sayısal model, diğer iki soğutucu olan R1233zd(E) ve R1336mzz(Z) kullanımlarındaki çevrim performansını simüle etme amacıyla da uygulanmıştır. Burada yalnızca üç çevrim tasarımından ikisi olan IHX'li tek aşamalı ve flaş tanklı iki aşamalı çevrim incelenmiştir. Önceki bölümde gösterildiği üzere, diğer soğutucuların kullanıldığı tek aşamalı çevrimlerin sonuçları, R1234ze(Z)'nin kullanıldığı çevrimlerle aynı olma eğilimindedir. 120 °C'lik bir ısı emici sıcaklığı için, R1233zd(E) ve R1336mzz(Z) soğutucularını içeren bu çevrimlerin ilgili COP'ları ve ısıtma kapasiteleri, R1234ze(Z)'ninkilerle kıyaslanarak Şekil 7'de sunulmuştur. IHX'li tek aşamalı çevrim özelinde, R1233z(E) soğutucusunun kullanımı, 30 K'nin altındaki düşük sıcaklık artışları için en yüksek performansı sağlamaktadır. Onun hemen ardından ise, ortalama/yüksek artışlar için üstün performans gösteren R1234ze(Z) gelmektedir. R1336mzz(Z), diğer iki soğutucuya kıyasla ortalama %40 ila %50 daha az olan, en düşük performansı ve nispeten daha düşük bir ısıtma kapasitesini ortaya koymaktadır. Dolayısıyla, daha yüksek ekipman maliyetlerini beraberinde getirecek olan endüstriyel bir uygulamada, ısıtma koşullarını aynı seviyede tutmak için daha büyük bir kompresör kullanılmalıdır. İki aşamalı çevrim için ise, yüksek artışlarda R1234ze(Z) ve düşük artışlarda R1233zd(E) daha yüksek performans sağlamaktadır. R1336mzz(Z) ise, eşit aşırı ısınma miktarında diğer iki soğutucudan daima daha düşük olsa bile, genellikle oldukça benzer COP değerlerine sahiptir. Ancak tekrar belirtmek gerekirse, çokça düşük ısıtma kapasitesine sahip bu soğutucunun kullanımı uygun değildir. R1234ze(Z), en yüksek kapasiteyi ve beraberinde oldukça yüksek bir kütlesel debiyi barındırmaktadır. Genel itibariyle bu karşılaştırma, R1336mzz(Z)'nin iki çevrim tasarımında da diğer iki soğutucudan nispeten daha verimli olduğunu göstermektedir, fakat bu soğutucunun boşaltma sıcaklığı bir hayli düşük olmasına rağmen, çok düşük olan ısıtma kapasitesi uygun maliyetli çözümlere ulaşmayı olanaksızlaştırmaktadır. Vurgulanması gereken bir nokta, aşırı ısınma 5 K'den 15 K'ye yükseldiğinde %20 oranında artan COP değerinin de desteklediği, R1336mzz(Z)'nin aşırı ısınma sıcaklığının performans üzerinde belirleyici bir rolü olmasıdır. Bu durum, aşırı ısınmanın genleşme valfi aracılığıyla kolaylıkla kontrol edilebildiği gerçek HTHP uygulamalarında da gözlemlenebilir. Her ne kadar R1234ze(Z) daha geniş bir sıcaklık artışı aralığında daha iyi performans gösterse ve R1233zd(E)'den daha yüksek bir ısıtma kapasitesine sahip olsa bile, diğer iki soğutucu da benzer özelliklere sahiptirler. Benzer sonuçlara, 100 ila 140 °C aralığındaki diğer ısı emici sıcaklıkları için de ulaşılmıştır. 4.1.3. Sıkışma noktası sıcaklık farkının (PPTD) ısı pompası performansı ve eşanjör yüzeyine etkisi Hem evaporatörde hem de kondenserdeki PPTD'nin etkisini değerlendirebilmek adına, ısı emici ve kaynağı sıcaklıkları, referans koşullarına karşılık gelen değerler olan, sırasıyla 120 °C ve 80 °C olmak üzere sabit tutulmuştur. Bu analiz, yüksek performans (3 K'ye kadar indirgenmiş PPTD) ve düşük maliyet (10 K'ye kadar arttırılmış PPTD ile Şekil 7. Isı kaynağı sıcaklığının bir fonksiyonu olarak 120°C’lik bir ısı gidericisi sıcaklığı için, R1234ze(Z)’yi barındıran bir IHX’li tek aşamalı çevrime ve bir flaş tanklı iki aşamalı çevrime kıyasla R1233zd(E)’nin ve R1336mzz(Z)’nin ilgili COPları (a) ve ısıtma kapasiteleri Isı kaynağı sıcaklığı (°C) Isı kaynağı sıcaklığı (°C) (a) (b) R1234ze(Z)’ye ilişkin COP (-) R1234ze(Z)’ye ilişkin ısıtma kapasitesi (-) indirgenmiş HEX yüzeyleri) arasındaki ödünleşimi ölçme amacıyla yürütülmüştür. İlgili mali etkileri, çalışmanın sonraki bölümlerinde verilecektir. Şekil 8, R1234ze(Z) soğutucusunu içeren üç çevrim için de hem evaporatördeki hem de kondenserdeki farklı PPTDler için olan performans sonuçlarını ortaya koymaktadır. COP'taki artış, çoğunlukla düşük PPTD'de yüksek ısıtma kapasitesinden kaynaklanır. Evaporatörün sıkışma noktasının etkisinin, özellikle tek aşamalı çevrimlerde, kondenserinkinden daha güçlü olduğu görülmüştür, ki bu da COP'u fazlaca düşürmektedir. Bunun sebebi, bu farkın soğutucunun buharlaşma sıcaklığını doğrudan etkileyip, aynı zamanda basıncı da düzenlemesidir. Evaporatöre kıyasla, kondenser PPTD'si, COP değeri değişikliğinin yaklaşık yarısını ortaya çıkarmaktadır. Düşük sıcaklık farkları ile ortaya çıkan ısı pompası performansındaki artış, Şekil 9'da gösterildiği üzere, IHX'li ve R1234ze(Z)'li tek aşamalı çevrim için evaporatördeki ve kondenserdeki HEX yüzeyinde de büyük bir artışa sebep olur. Sonuçlar diğer iki çevrimle tamamen aynı olduğundan dolayı gösterilmemiştir. Evaporatör yüzeyi, kondenserdeki sıkışma noktası farklılığından az miktarda etkilenmiştir, bunun sebebi genleşme valfinden sonraki giriş koşullarında meydana gelen değişimdir. Öte yandan, kondenser yüzeyi, yalnızca kondenserdeki düşük değerler için, evaporatördeki PPTD ile değişim göstermektedir. Üstelik, ısıtma kapasitesi de özellikle evaporatördeki yüksek PPTD kullanımı ile Şekil 8. Evaporatördeki ve kondenserdeki farklı PPTD’lere göre 120/80°C’lik referans ısı emici/kaynağı sıcaklıkları için, R1234ze(Z) kullanılan üç çevrimin COP değerleri. Evaporatördeki sıkışma noktası sıcaklık farkı (K) Evaporatördeki sıkışma noktası sıcaklık farkı (K) Evaporatördeki sıkışma noktası sıcaklık farkı (K) COP (-) COP (-) Şekil 9. Farklı PPTD’lerde 120/80°C’lik ısı emici/kaynağı sıcaklıkları için R1234ze(z)’li ve IHX’li tek aşamalı çevrimlerin evaporatör ve kondenser yüzeyleri. Evaporatördeki sıkışma noktası sıcaklık farkı (K) Kondenserdeki sıkışma noktası sıcaklık farkı (K) Evaporatör yüzeyi (m²) Kondenser yüzeyi (m²) oldukça düşmüştür, bu durum emme basıncının belirgin miktarda artmasına sebep olmuştur. Bahsi geçen düşüş, 5 K'den 10 K'ye çıkan bir PPTD'de %50'dir. Bu, kondenser üzerinde zayıf bir etki oluşturur. Performans açısından düşük PPTD kullanımı tercih edilmektedir, fakat (daha düşük elektrik tüketimine sebep olan) yüksek performans ve (daha yüksek ısı birikimine sebep olan) yüksek ısıtma kapasitesinden dolayı, HEX maliyetindeki artış, net tasarruf ilaveleri ile dengelenmelidir. Bu analizin sonuçları sonraki bölümde sunulacaktır. 4.2. Isı pompasının özel ekipman maliyeti (SEM) SEM, farklı çevrim konfigürasyonları, soğutucular ve sıcaklık seviyeleri için sağlanmaktadır. Tutarlılığı koruma amacıyla, bu bölümün düzeni, ısı pompası performansınınki ile anı biçimde ilerleyecektir. 4.2.1. Isı kaynağı/emici sıcaklıklarının özel ekipman maliyeti üzerindeki etkisi. Daha önce verilen maliyet korelasyonları, toplam ekipman maliyetini hesaplamak için de uygulanır. Isı emici ve kaynağı sıcaklıklarının birer fonksiyonu olarak, R1234ze(Z)'nin bulunduğu üç çevrim için olan SEM, Şekil 10'da gösterilmiştir. Düşük ısı kaynağı sıcaklıkları için SEM yüksek seviyelerdedir, hatta tek aşamalı çevrimde 450 EUR/kW'a kadar ulaşır. Fakat, çoğu durumda 150 ila 300 EUR/kW aralığındadır. Ortalama/düşük sıcaklık artışları için, IHX'li tek aşamalı çevrimin SEM değeri, aynı çevrimin IHX'siz hâline çokça benzemektedir, bu durum da ekipman maliyetinin nispi artışının, arttırılmış ısıtma kapasitesi ve performansı ile tamamen karşılandığını göstermektedir. Daha yüksek artışlar için, IHX'siz çevrimin performansı büyük oranda düşmüştür, ki bu SEM değerinin artmasına sebep olmuştur. Buna ek olarak, ısı kaynağı sıcaklığının bu parametrede belirleyici bir rol oynamasıyla beraber, sıcaklık artışının SEM üzerindeki etkisi bir hayli azdır. Çünkü her üç çevrimdeki SEM değerleri de yüksek bir kaynak sıcaklığında birbirine yaklaşmaktadır. İki aşamalı çevrimin SEM değeri, her ne kadar tek aşamalı çevrimler daha yüksek ısıtma kapasitesine sahip olsa bile, Şekil 10. Isı kaynağı/emici sıcaklıklarının bir fonksiyonu olarak, R1234ze(Z) kullanılan farklı çevrimlerin SEM değeri. Isı kaynağı sıcaklığı (°C) Isı kaynağı sıcaklığı (°C) Isı kaynağı sıcaklığı (°C) tek aşamalılarınkinden az farkla öndedir. Bu yüksek SEM değeri, (düşük basınç kompresöründen daha küçük olan) ilave bir kompresörün ve bir flaş tankının kullanımından kaynaklanmakla beraber, ısı iletimi için daha büyük HEX yüzeylerini de gerektirmektedir. Herhangi bir durumda, üç çevrimin de SEM değerleri benzerdir ve hiçbir çevrim özelinde maliyet verimliliği açısından kesin bir sonuca ulaşılamamıştır. Bu işlem, PBP göstergesinin kullanımı ile, çalışmanın sonraki safhalarında yapılacaktır. Son olarak, ısı pompası maliyetlerini daha iyi anlamak için, R1234ze(Z) ile 80/120 °C'lik bir ısı kaynağı/emici sıcaklığına göre, bu üç çevrim tasarımı için, ana bileşenlerdeki maliyet fraksiyonu, Çizelge 3'te gösterilmiştir. Kompresör masrafları toplam ekipman maliyetinin yarısına tekabül ederken, diğer masraflar (soğutucu akışkan, borulama vs.) yaklaşık %23'ünü kapsamaktadır. Kalan yaklaşık %25'lik kısım ise HEXler ve iki aşamalı çevrimin flaş tankına aittir. 4.2.2. Soğutucu akışkanın özel ekipman maliyeti üzerindeki etkisi Referans ısı emici sıcaklığı 120 °C olacak şekilde, en güvenilir iki konfigürasyon (IHX'li tek aşamalı ve iki aşamalı) için bu üç soğutucunun her birinin SEM üzerindeki etkisi, Şekil 11'de gösterilmiştir. Şekil 11. Isı kaynağı sıcaklığının bir fonksiyonu olarak, 120°C’lik bir ısı emici sıcaklığı için, üç soğutucunun da bulunduğu IHX’li tek aşamalı ve flaş tanklı iki aşamalı çevrimlerin SEM değeri. Isı kaynağı sıcaklığı (°C) Isı kaynağı sıcaklığı (°C) Şekil 12. Kondenserdeki ve evaporatördeki PPTD’lerin bir fonksiyonu olarak, 80/120°C’lik referans ısı kaynağı/emici sıcaklığı için R1234ze(Z)’nin bulunduğu farklı çevrim tasarımlarının SEM değeri. Evaporatördeki sıkışma noktası sıcaklık farkı (K) Evaporatördeki Evaporatördeki sıkışma noktası sıcaklık farkı (K) sıkışma noktası sıcaklık farkı (K) Seçilen çalışma koşulları için ekte de gösterildiği gibi, her iki çevrim konfigürasyonundaki tüm ısı kaynağı sıcaklığı ve sıcaklık artışı aralıklarında, R1234ze(Z) en düşük SEC değerini vermektedir. R1233zd(E), düşük artışlar özelinde küçük bir farkla gerideyken, R1336mzz(Z) ise yaklaşık iki kat daha büyük bir SEM değerine sahiptir. Bu durum, bahsi geçen soğutucunun diğer ikisine kıyasla daha düşük performansa ve ısıtma kapasitesine sahip olmasının doğrudan bir sonucudur. Dolayısıyla, ısıtma sıcaklığını arttırmaya yönelik yüksek bir kritik sıcaklığa ve düşük bir boşaltma sıcaklığına sahip olan R1336mzz(Z), her ne kadar HTHP uygulamaları için avantajlı termofiziksel özelliklere sahip olsa bile [1], maliyet verimliliği açısından diğer düşük GWP'li soğutuculara kıyasla daha aşağı durumdadır [11]. 4.2.3. Sıkışma noktası sıcaklık farkının özel ekipman maliyeti üzerindeki etkisi PPTD, ısı pompası performansı ve HEX boyutlandırmasında önemli bir rol oynar. SEM üzerindeki etkisi, burada bu ödünleşimi ölçme amacıyla incelenmiştir. Bu analiz, sırasıyla 120 °C ve 80 °C'ye eşit olan ısı referans ısı emici ve ısı kaynağı sıcaklıklarına göre yürütülmüştür. R1234ze(Z)'yi içeren üç çevrimin SEMleri Şekil 12'de gösterilmiştir. PPTD'nin iki HEX üzerindeki etkisi de ortalamadır ve sadece IHX'siz tek aşamallı çevrimde önemli hâle gelmektedir. Diğer iki çevrim için, bu farklılıkların tüm aralığı boyunca maksimum SEM çeşitliliği genellikle en fazla %25'tir ve iki aşamalı döngünün SEM'i, PPTD çeşitliliğine karşı daha az hassasiyete sahiptir. SEM üzerindeki bu etki, daha önce de belirtildiği gibi daha küçük bir HEX yüzeyi gerekse dahi, çoğunlukla PPTD değerleri arttıkça düşüş gösteren HTHP'nin ısıtma kapasitesine atfedilmektedir. Bu çalışmadaki referans değerinde olduğu gibi, evaporatördeki en uygun sıcaklık farkı 5 K'ye yakındır. Öte yandan, kondenserdeki bu farklılığın olabildiğince yüksek olması gerekmektedir, ki bu da kondenser yüzeyini ve performansını aynı anda büyük oranda düşürmekte fakat ısıtma kapasitesini aynı neredeyse aynı seviyede tutmaktadır. Dolayısıyla, iki HEX için de seçilen 5 K'lik tipik PPTD değeri, maksimum performansa sebep olmasa dahi, maliyet verimliliği açısından güvenilir bir tasarım seçeneği sunar. Isı kaynağı sıcaklığı (°C) Isı kaynağı sıcaklığı (°C) Isı kaynağı sıcaklığı (°C) Şekil 13. Isı kaynağı/emici sıcaklıklarının bir fonksiyonu olarak, R1234ze(Z)’nin bulunduğu çevrim tasarımlarının farklı iskontolu PBPleri. 4.3. Isı pompasının iskontolu geri ödeme süresi Önceki SEM sonuçları, spesifik bir ısıtma kapasitesi için ısı pompası maliyetini belirtiyor fakat performansı dikkate almıyordu. Isı pompasının maliyet verimliliğini öngörme konusundaki bu parametrenin giriş bölümü, genellikle bir yatırım kriteri olarak kullanılan iskontolu PBP ile yerine getirilmiştir. Bu PBP, denklemin (12) kullanımı ile, sırasıyla 0,07 ve 0,036 EUR/kWh'ye eşit olan ortalama AB fiyatları, %80'lik bir kapasite faktörü ve %5'lik bir indirim oranı dikkate alınarak hesaplanmıştır. HEXlerdeki ve boru hattındaki basınç düşümü değerlendirilmesinin, simülasyon faaliyetlerinin önemli bir kısmı olduğu unutulmamalıdır. Her ne kadar bu değerlendirme sayısal algoritmanın karmaşıklığını ve çalışma zamanını arttırsa da daha sağlam sonuçlara ulaşılmasına da yardım etmektedir. Basınç düşümü, ısı pompası performansını %10– 20 civarlarında düşürüp, yatırımda daha uzun bir geri dönüş sağlar. Bu durum, IHX'li tek aşamalı çevrim için, basınç düşümünün dahil edilip hariç tutulduğu COP ve PBP sonuçlarının da bulunduğu ekte gösterilmiştir. 4.3.1. Isı kaynağı/emici sıcaklıklarının iskontolu geri ödeme süresi üzerindeki etkisi Isı emici ve kaynağı sıcaklıklarının bir fonksiyonu olarak, R1234ze(Z)'nin bulunduğu üç çevrimin PBPleri, Şekil 13'te sunulmuştur. 70 ila 75 K'lik sıcaklık artışları için daima 20 yıldan daha uzun olmak üzere PBP, yüksek sıcaklık artışları özelinde büyük oranda artış göstermektedir. Düşük COP değerlerinden dolayı, IHX'siz tek aşamalı çevrim, bütün koşullarda en uzun PBP'yi göstermektedir. Ancak, 20 ila 30 K'lik küçük artışlar için bu çevrim, diğer iki çevrimle neredeyse aynı olan, yaklaşık 4 yıllık bir kısa bir PBP göstermektedir. Daha sade tasarım ve kontrolü sayesinde, bu çevrim, bu civar artışlara elverişli uygulamalar için iyi bir aday olmaktadır. 45 ila 50 K aralığında üstün bir maliyet verimliliği sergileyen IHX'li tek aşamalı çevrimle beraber, bu aralığın altındaki küçük/ortalama artışlar için, iki aşamalı çevrim en uzun PBP'yi göstermektedir. Genel olarak, 50 ila 60 K'lik artış aralığında iki aşamalı çevrimler tercih edilirken, ortalama/düşük artışlar için IHX'li tek aşamalı çevrim tercih edilmektedir. Bu şartlar altında bu durum, sırasıyla Şekil 3 ve 10 ile ilgili olan ısı pompası performansı ve SEM ile doğrudan alakalıdır. Referans koşullara göre iskontolu PBP, tek aşamalı çevrim için yaklaşık 8 yıl, diğer iki konfigürasyon içinse 6 yıldan altındaki sürelere düşmektedir. Bu süre, AB ortalamasından farklı enerji fiyatları için daha fazla düşüş gösterebileceği gibi, sonraki bölümlerde gösterilecek olmak üzere, daha yüksek bir sistem ölçeği için de bu şekilde davranabilir ve hatta 3 yıla kadar ulaşabilir. 4.3.2. Soğutucu akışkanın iskontolu geri ödeme süresi üzerindeki etkisi İskontolu PBP'de kullanılan soğutucunun ısı pompası üzerindeki etkisi daha sonra gösterilecektir. 120 °C'lik bir ısı emici sıcaklığı kabul edilerek, en güvenilir iki konfigürasyon için üç soğutucunun da bulunduğu ısı pompasının PBP'si, Şekil 14'te gösterilmiştir. Isı kaynağı sıcaklığı (°C) Isı kaynağı sıcaklığı (°C) Şekil 14. Isı kaynağı sıcaklığının bir fonksiyonu olarak, 120°C’lik bir ısı emici sıcaklığı için, üç soğutucunun da bulunduğu IHX’li tek aşamalı ve flaş tanklı iki aşamalı çevrimlerin iskontolu PBP değeri. PBP sonuçları SEM sonuçlarıyla aynı yaklaşımı izleyerek, R1234ze(Z)'nin -3 yıllık bir PBP'ye ulaşarak- en yüksek maliyet verimliliğine sahip olduğunu göstermektedir. Düşük sıcaklık artışları özelinde, R1233zd(E), az farkla R1234ze(Z)'yi takiptedir. R1336mzz(Z), çok düşük sıcaklık artışlarında en az 6 yıllık bir PBP'ye ulaşabilen diğer iki soğutucudan iki kat daha uzun bir PBP ortaya koymaktadır. Diğer ısı emici sıcaklıkları özelinde de sonuçlar aynı şekildedir. Ancak daha önce vurgulandığı gibi, R1336mzz(Z)'nin bulunduğu çevrim performansı, aşırı ısınma sıcaklıklarına karşı fazlaca hassastır. Bu durum, aşırı ısınmanın artışıyla PBP'de büyük bir gelişmeyi de beraberinde getirir, ki bu da ekte belirtildiği gibi, %50'ye varan bir düşüş meydana getirir. 4.3.3. Sıkışma noktası sıcaklık farkının iskontolu geri ödeme süresi üzerindeki etkisi 120/80°C'lik bir referans ısı emici/kaynağı sıcaklığı için, PPTD'nin iskontolu PBP özelinde evaporatör ve kondenser üzerindeki etkisi, Şekil 15'te gösterilmiştir. Bu sıcaklık farkları SEM değeri üzerinde büyük değişimlere sebep olmamasına rağmen, PBP üzerindeki etkileri önemlidir. Evaporatördeki daha yüksek farklar için PBP büyük oranda artmıştır. Dolayısıyla, soğutucunun daha yüksek bir sıcaklıkta buharlaştırma yapabilmesi ve böylece kompresördeki basınç oranını azaltması için, bu fark, uygun maliyetli bir sonuç getirebilecek olan 3 K'lik bir değerin altında tutulmalıdır. Öte yandan kondenserdeki sıcaklık farkı, sadece IHX'siz tek aşamalı çevrim için önem kazanırken, diğer iki çevrim için bu fark 3 K ila 10 K arasındaki herhangi bir değer olabilmektedir. 4.4. Enerji fiyatlarının ve sistem ölçeğinin etkisi Enerji fiyatları ve sistem ölçeği ile alakalı olan ve ısı pompasının maliyet verimliliğine etki eden ana parametreler bu bölümde incelenir. Sadece IHX'li tek aşamalı çevrimin ve iki aşamalı çevrimin PBP sonuçları verilmektedir çünkü daha sonra sunulacak olan basit tek aşamalı çevrime kıyasla, söz konusu iki çevrim
English to Turkish: DÜŞÜK GWP ÇALIŞMA SIVILARINA SAHİP ÇOK YÜKSEK SICAKLIKLI ISI POMPASININ PERFORMANSI General field: Science Detailed field: Mechanics / Mech Engineering
Source text - English Energy 182 (2019) 460e470 different low GWP working fluids for HTHPs, [5,6]. Moreover, vapour compression systems can use different configurations alternatives to basic cycle to improve the energy performance, [7]. HTHPs can also use these variations to increase the temperature of the heat sink to a higher and more useful temperature. However, waste heat can be used as a proper heat source for HTHP. Hence, Cao et al. [8] studied six different heat pump system configurations for using waste heat recovery with an average temperature of 45 C as a heat source and heat production temperature up to 95 C. Thermodynamic and economic analyses were conducted to compare the performance of those different heat pump systems. In case of single-stage heat pump system the mass flow rate of hot water produced is the highest among all the systems, whereas the coefficient of performance is the lowest. Since the COP, and the exergy efficiency, as well as the payback period are key parameters to evaluate thermodynamic and economic performance of system, the two-stage heat pump with flash tank was found to require less initial investment and indicated the maximal overall performance. Excellent review on the topic of HTHPs has been presented by Arpagaus et al. [9]. They showed that HTHPs are suitable systems for waste heat recovery in various industrial processes such as drying, sterilization, evaporation, papermaking, or food preparation. A technical potential of the European market of about 113 PJ, for the process heat between 100 C and 150 C, which can be realizable with industrial HTHPs, was presented. Authors showed that, at the moment, there are only a small number of manufacturers on the market, which can provide heat pump installations with the heat sink temperatures of 90 C, with only a few products able to supply temperatures up to 120 C. Most of implementations generally utilize a single-stage heat pump cycle concepts. Operation of encountered vapour compression cycles can be optimised by implementing an internal heat exchanger, parallel compressors, economizer loops with intermediate vapour injection into the compressor, or two-stage cascades. Another information provided in Ref. [9] was that the main used refrigerants in commercial HTHPs at the moment are R245fa, R717, R744, R134a, and R1234ze(E). The industrial awareness must be exercised for a wider spread of HTHP technology as well as the search for refrigerant in the high temperature range with low GWP, and modest prices. In that light also water could be considered as a working fluid in the HTHP. Chamoun et al. [10] developed an industrial vapour compression heat pump for heat recovery at high temperature levels with water as working fluid. The system featured a newly developed twin screw compressor. Kondou and Koyama [11] gave a brief thermodynamic assessment as the preliminary screening of refrigerants. They evaluated a theoretical coefficient of performance of a basic heating cycle at condensing temperatures from 80 C to the critical temperatures for several refrigerants. Based on this screening, candidate low-GWP refrigerants with different levels of critical temperature were selected. Subsequently, the COP and primary energy efficiency of considered cycles using the selected refrigerants were calculated for pressurized water as the heating medium up to 160 C with the waste heat at 80 C. Mateu-Royo et al. [12] studied energy performance of five compression cycle configurations using n-pentane, butane, R1233zd(E) and R1336mzz(Z) as low GWP alternative fluids to R245fa for heating production temperatures of 110 and 130 C. Sarevski and Sarevski [13] presented the characteristics of R718 centrifugal compressors and proposed a novel concept of R718 turbo compressor heat pump system. Yu et al. [14] explored a single-stage high temperature heat pump with BY-4 as working fluid, which could give a heat output temperature above 100 C. A HTHP with BY-4 as working fluid was built and tested in different operating conditions. Yang et al. [15] studied a high-temperature combined heat pump system with a CO2 transcritical cycle, a subcritical heat pump cycle, and an intermediate heat exchanger between two cycles. R152a was selected as a working fluid. Zhang et al. [16] proposed a new binary near-azeotropic refrigerant named BY-5, which has good performance at high output temperature, especially above 110 C. A single-stage high temperature heat pump using BY-5 was designed and built to estimate its potential. Experimental Nomenclature: h specific enthalpy (J/kg) l technical work (J/kg) M molar mass (g/mol) m · mass flow rate (kg/s) p pressure (kPa) P power (W) q heat flux (W/m2) qv volumetric heating capacity (J/m3) Q · rate of heat (W) s specific entropy (J/(kgK)) S rate of entropy generation (W/K) T temperature (C) Greek letters ε compressor pressure ratio () h efficiency () m ratio of mass flow rates () s exergy destruction (W) w specific volume (m3/kg) Subscripts o evaporation cr critical C cold temperature reservoir compr compressor cond condenser evap evaporator gen entropy generation H high temperature reservoir k condensation L lower cycle in the cascade system sub subcooled sup superheated U upper cycle in the cascade system Abbreviations COP coefficient of performance () GWP global warming potential HCFO hydrochlorofluoroolefins HFC hydrofluorocarbons HFO hydrofluoroolefins HTHP high temperature heat pump NBP normal boiling point ODP ozone depletion potential ORC organic Rankine cycle D. Mikielewicz, J. Wajs / Energy 182 (2019) 460e470 461 investigationwas carried out at high temperature level of 70e80 C on evaporation unit and 110e130 C on condensing unit. Zhao et al. [17] studied both theoretically and experimentally a novel system employing higher temperature ammonia twin screw compressors for recovering heat and supplying hot water. Nevertheless, studies that analyse VHTHP configurations with low GWP working fluids at different heating production temperatures are not found in the literature. Direction of HTHP development is additionally stimulated by the legal regulations, formulated in concern about the climate change. In the EU Regulation no. 517/2014, it is stated that by the year 2050, developed countries will have to reduce the greenhouse gases emissions by about 80e90% in comparison with its level in year 1990. This action is undertaken to limit the global warming problem and in consequence, to reduce the amount of fluorinated greenhouse gases. It requires the need to look for the substitutes of such gases or introduction of alternative safe and energy-saving technologies of zero or negligible influence on the climate. Therefore, the fundamental aim of this paper is to compare theoretically the energy performance of two systems, namely the single-stage system and cascade systems. These systems were selected for the scrutiny as an easy to develop and competitive from the economical point of view of perspective manufacturing. The single-stage system was scrutinised with a number of low GWP working fluids such as ethanol, n-pentane, isobutane, R1233zd(E) and R1234ze(Z) as low GWP alternative fluids to R245fa for the possibility of operating with the sink temperature of 130 C from the waste heat resource at temperature of 50 C, resulting in temperature lift of 80 K. Additionally, the cascade systems with npentane and R365mfc in the upper cascade, designed for the same temperature lift, are also examined. 2. Selection of working fluid The European Commission (EU) is progressively limiting the production and use of hydrofluorocarbons (HFCs) which have been generally used as working fluids for HTHPs. In that light hydrofluoroolefins (HFO), hydrochlorofluoroolefin (HCFO) and natural refrigerants turn out to be potential alternatives as their replacements. Moreover, all potential substitutes for applications above 150 C must feature a higher critical temperature than R245fa, as the single stage subcritical cycle enables to achieve high heating production temperatures. R1233zd(E) and R1336mzz(Z) are synthetic fluids, seen as potential replacements for the popular refrigerant R134a [18]. They are also widely used for organic Rankine cycle installations, Navarro-Esbrí et al. [19] and, moreover, those refrigerants are being considered in HTHP applications, Juhasz [20]. Both these fluids are regarded as non-flammable and non-toxic. N-pentane (R601) was considered by Yamazaki and Kubo [21] as well as Jakobs et al. [22] as potential working fluids in HTHP. High critical temperature of the fluid compared with the other refrigerants makes it an interesting candidate. N-pentane is flammable but non-toxic. Table 1 presents the thermodynamic characteristics of selected for the study refrigerants. The molar mass of synthetic fluids (HFC, HFO and HCFO) is significantly higher than that of the hydrocarbons. Despite the theoretical possibility of using any substance as a working medium in a heat pump cycle, the ideal working fluid should have the following characteristics [23]: normal boiling point higher than the evaporation temperature, high thermodynamic critical point (critical temperature tcr and critical pressure pcr), chemical stability in the full operating temperature range and no chemical interactions with the applied construction materials, a small specific volume value of the saturated vapour prior to the compressor (this guarantees a smaller compressor size), high value of heat transfer coefficient in evaporation and condensation processes (this provides small areas of heat exchangers), low viscosity (lower flow resistance, i.e. reduced pressure drop in the system), low theoretical compression work, low water solubility, non-hazardous, non-flammable working fluid zero (or close to) ozone depletion potential (ODP) and low greenhouse warming potential (GWP). low unit cost. Failure to meet all these requirements forces a compromise between the advantages and disadvantages of the substance. Selecting the working fluid is a fundamental design problem, where the following criteria should be taken into account: environmental impact, workplace safety, thermodynamic, technical and economic criteria. According to current legislation, the working fluid should be characterized by ODP¼ 0 and GWP less than 150. The European Commission [24] has adopted a proposal to ratify the Kigali production and consumption of HFCs to mitigate the global warming. Thus, the use of HTHPs forwaste heat recovery using working fluids with low GWP becomes a solution to climate change mitigation by improving the industrial processes energy efficiency, using environmental friendlyworking fluids. The goal is to reduce greenhouse gas emissions by 80e90% by 2050. By the year 2030 emissions of fluorinated greenhouse gases should be reduced to 2/3 (compared with 2010 levels) by discontinuing their use. The provisions on heat pumps limiting and sanctioning the prohibition of F-gases include [25]: from 1.01.2020 - stationary refrigeration units containing HFCs with GWP ¼ 2500 and higher, from 1.01.2022 - commercial refrigeration systems with a power output of more than 40kW, containing fluorinated greenhouse gases with a GWP of 150 or greater - except for single stage loops in cascade systems with fluorinated greenhouse gases of GWP ¼ 1500 and above, from 01.01.2025 - single split refrigeration systems that contain less than 3 kg of fluorinated greenhouse gases containing those gases with GWP ¼ 750 or greater. Table 1 Comparison of selected properties of synthetic working fluids for high temperature heat pumps [25]. Working fluid Chemical formula Group M [g/mol] tcr [C] pcr [bar] NBP [C] GWP ODP Safety group (ASHRAE Standards) R245fa CHF2CH2CF3 HFC 134.05 154 36.5 15.3 1030 0 B1 R365mfc CF3eCH2eCF2eCH3 HFC 148.07 186,9 32.5 40.2 890 0 A2 (expected) R1234ze(Z) CF3CF]CHF HFO 114.04 150.1 35.3e39.7 9.7	Translation - Turkish Energy Conversion and Management 226 (2020) 113488 dergi ana sayfası: www.elsevier.com/locate/enconman Düşük GWP çalışma sıvılarına sahip çok yüksek sıcaklıklı ısı pompasının performansı ÖZ Geleneksel ısı pompaları, endüstriyel işlemlerden ısıtma veya ısı geri kazanımı sağlama dahil olmak üzere bir dizi uygulama için çok çekici bir ekolojik çözümlerdir. Isı pompalarının uygulama aralığı, çalışma sıcaklığı 130 C-150 C'ye yükseltildiğinde ve / veya sıcaklık artışı 50e100 K'ye yükseltildiğinde büyük ölçüde genişletilebilir. bu makalede çok yüksek sıcaklıkta buharkompresör esaslı tek kademeli ve bir dizi çalışma akışkanı içeren kademeli ısı pompaları sunulmuştur. Yazara göre bu çeşitli uygulamalar için önemli bir potansiyele sahiptir. Açıklanan analizde ısı kaynağının 50 C sıcaklığa sahip olduğu, yoğuşma sıcaklığının ise 130 C olduğu varsayılmıştır. Elde edilen sonuçlara dayanarak, çalışma sıvısı sıcaklıkları, ısı oranları ve önerilen çözümün performans katsayısı belirlenmiştir. Anahtar Kelimeler: Yüksek sıcaklıklı ısı pompası, Isıtma sistemi, Deneysel araştırmalar 1. Giriş Çeşitli endüstriyel işlemlerde genellikle kullanılamaz bir şekilde çevreye boşaltılan büyük miktarda atık ısı mevcuttur. BU TÜR ATIK ISI BAZI PRATİK AMAÇLAR İÇİN KULLANILABİLİR YÜKSEK DERECELİ ENERJİYE SAHİPTİR(30e85 C), Forman et al. [1] Geri kazanılması ve kullanılması için ilgili teknolojilerde eksiklik vardır, bu da enerji israfına ve çevrenin termal kirlenmesine neden olur. Isı geri kazanımı amacıyla potansiyel sistemlerden biri, yüksek sıcaklık uygulamaları ve endüstriyel kullanım için ısı pompalarıdır ve potansiyel teknik uygulamalar çok sayıda olduğu için son zamanlarda endüstride önemli bir ilgi görmektedir. Isı geri kazanım teknolojileri, endüstriyel proseslerin enerji tüketimini ve dolayısıyla sera gazı emisyonlarını azaltan, enerji verimliliğini artıran bir araç olarak düşünülebilir. Çoğu endüstriyel proses, 120 C'nin üzerindeki sıcaklık seviyelerinde ısıya ihtiyaç duyar çünkü bu sıcaklıklar, istenen basınç/sıcaklık seviyelerinde buhar üretimini mümkün kılar. Geleneksel olarak, yüksek sıcaklıklı ısı pompaları terimi, ortam sıcaklıklarında ısı kaynağı ile 60 ila 80 C arasındaki seviyelerde ısı atma sıcaklıkları ile anlaşılır. Bu sıcaklık seviyesi, gereksinimlerin 120 C'nin üzerinde olduğu durumlarda biraz yanıltıcı olabilir. Bu nedenle Peureux ve Bobelin [2], yoğuşma sıcaklıkları 100 ila 140 C arasında değişen çok yüksek sıcaklıklı ısı pompası (VHTHP) terimini tanıttı. Günümüzde mevcut olan ısı pompaları, çalışma sıcaklığında (
English to Turkish: YÜKSEK SICAKLIKLI ISI POMPASI ÇALIŞMA SIVILARININ UYGUNLUK ARALIKLARININ ANALİZİ General field: Science Detailed field: Mechanics / Mech Engineering
Source text - English Applied Thermal Engineering 150 (2019) 628–640 Contents lists available at ScienceDirect Applied Thermal Engineering journal homepage: www.elsevier.com/locate/apthermeng Research Paper Analysis of suitability ranges of high temperature heat pump working fluids Guido Francesco Frate, Lorenzo Ferrari, Umberto Desideri⁎ DESTEC – University of Pisa, Pisa, Italy H I G H L I G H T S • The most efficient configuration of high temperature heat pumps is investigated. • Heat source/sink temperatures impact on working fluid applicability is assessed. • Compressor outlet temperature, stage number, inlet pressure effects are discussed. • The trade-off between COP and volumetric heating capacity is quantitively assessed. • The R1233zd(E) resulted as the best compromise fluid in all configurations. A R T I C L E I N F O Keywords: High temperature heat pump Waste heat upgrading Working fluids COP and VHC trade off HTHP compressors A B S T R A C T Power generation systems recovering waste heat, such as Organic Rankine Cycles (ORC), cannot work efficiently when the highest temperature ranges between 100 °C and 85 °C. For this reason, upgrading and recycling the low-grade waste heat is very interesting in this temperature range. High temperature heat pumps can upgrade the waste heat raising the temperature up to 150 °C, which is adequate for some productive process in the food, paper, chemical and tobacco industries. Despite the intense research effort, even focusing solely on the vapour compression heat pumps, selecting the most suitable working fluid for these applications is not trivial. The selection of a fluid for a high temperature heat pump is limited by several technical constraints and a trade-of between a high efficiency and a large volume flow rate is necessary. Since the recommended fluid may change for different combinations of heat source and heat sink temperatures, a systematic investigation of the heat pump performance with different fluids working at different operational conditions has been carried out. The effect of different technical limitations has been discussed, and the most suited fluids both with respect to the highest efficiency and optimal volume flow rate have been recommended. 1. Introduction Energy saving is a well-established innovation paradigm in energyintensive industrial activities. This is because the increase in energy utilization efficiency is beneficial for both users and utilities. The first benefit, for example, from a reduction of costs and CO2 emission, while the latter receive a direct economic benefit. In industry, one of the main pathways to save energy is by recovering the waste heat (WHR), which has received a significant attention in the last years thanks to the development of an efficient and simple WHR technology, i.e. the Organic Rankine Cycles (ORC). ORCs are suitable to recover the heat that would otherwise be rejected into the environment, and wasted, roughly between 100 °C and 400 °C. Several ORC manufacturers propose these temperatures as the applicability limits of their products [1]. In theory, the ORC technology can also be applied without any significant modification to recover heat at lower temperature, and several cases are described in the literature [2–4]. However, ORC applications, which use waste heat at a temperature lower than 85 °C, are rare. At that temperature level the ORC efficiency is low, and the profitability of a system must be carefully investigated case by case. This means that the waste heat at temperatures lower than 90 °C could be not suitable for the conversion into electric power. Despite this, such resource should not be disregarded, also in consideration of its high availability. As a matter of fact, on a world-wide basis the Industrial Waste Heat (IWH) is estimated to be available for 40% at temperatures lower than 100 °C [5]. An interesting perspective is to recover this low grade IWH by recycling it into the industrial process that produced it. This practice is often called waste heat upgrading, or recycling, and could be of an interest since the heat demand of many industrial processes is often at https://doi.org/10.1016/j.applthermaleng.2019.01.034 Received 30 August 2018; Received in revised form 10 January 2019; Accepted 11 January 2019 ⁎ Corresponding author. E-mail addresses: [email protected] (G.F. Frate), [email protected] (L. Ferrari), [email protected] (U. Desideri). Applied Thermal Engineering 150 (2019) 628–640 Available online 14 January 2019 1359-4311/ © 2019 Elsevier Ltd. All rights reserved. T medium-low temperature. Entire industrial sectors, such as the tobacco and food industries, require 100% of their heat input below 400 °C, and 50% below 100 °C. Furthermore, between 50% and 75% of the heat required by paper and chemicals industries is below 400 °C, while 25% is below 100 °C [6]. Cross-checking the low-grade IWH range of availability, the industries heat demand and the technological limits of the heat-upgrading technologies, an operative frame between 50 °C and 150 °C can be defined for the heat recycling. To upgrade the waste heat, some Heat Pump (HP) technologies has been proposed and investigated. Essentially, they can be divided into two main groups: Vapour-Compression HP (VCHP) and the Absorption HP (AHP). This last group is essentially made up of: classic absorption HP, Hybrid Absorption-Compression HP (HACHP) [7–9] and Absorption Heat Transformer (AHT) [10–13]. As far as it concerns the VCHP, the research focused both on the cycle architecture and on the working fluid selection. Many advanced cycle configuration can be found in literature, with different degree of complexity: simple, but effective, cycle modifications (internal heat exchanger, inter-cooled compression and vapor injection compression) can be found in [14–16]; cascaded heat pumps have been analysed in [17,18], and the integration of different heat sources at different temperature level is discussed in [19]. A combination of all these techniques can be found in [20], where the HP cycle architecture is optimized as a function of the available heat sources and their respective temperature level. Despite the efficiency improvement brought by these modifications, simple architectures are often preferred, as a compromise between the low cost and the improved performances. From this point of view, the regenerated architecture is of a particular interest and is extensively investigated in [15]. As far as working fluids are concerned, a systematic comparison was carried out by Bertinat [21]. Such analysis was based on some parameters, like the ideal COP and the Volumetric Heating Capacity (VHC) in MJ/m3, which have been extensively used also in more recent works, such as in [15] where a systematic comparison of promising working fluids (including R1233zd(E), R1234ze(Z), R600, R601, R1336mzz(Z) and R1224yd(Z)) has been carried out considering the trade-off between those two parameters, for a fixed HP temperature lift of 70 K. The current research trend is to focus on smaller fluid samples, and they generally consider also the environmental compatibility of the selected working fluids [22]. Due to the application temperature level, the pool of investigated fluids is often selected among the fluids considered suitable for Organic Rankine Cycle (ORC) applications [23–26]. Mixtures of fluids have also been investigated and compared with the pure working fluids [25,27]. Some authors, which are more concerned with the environmental issues related to the use of synthetic refrigerants, limit their analysis to a subset of environmentally friendly fluids, such as ultra-low GWP synthetic fluids, namely R1234ze(Z) and R1234ze(E) [28,29], or hydrocarbons, ammonia and water [30–32]. Using the water as refrigerant, a significant effort is dedicated to the analysis of configurations which are different from the classical heat pump. Direct steam compression, re-compression and flash evaporation can be found in [33] and [34]. Hybrid solutions with WHR combined with gas-fired boiler, electric heater, classical HP and HTHP which recover waste heat are analysed and compared from the environmental and techno-economic point of view in [35]. Finally, a review of the uses of water as a refrigerant is performed in [36]. Apart from the cases that investigate the performances of specific fluids, the choice of limiting the comparative analysis to a restricted pool of fluids can be justified in several ways. For example, by using well-known, or previously-proposed, fluid, the compatibility with the materials used for the thermal equipment and seals is guaranteed. In other cases, the analysis was restricted to a sample of fluids for which the VCHP compressor is commercially available [7,32]. In other words, in most cases an extensive comparison among the working fluids for a given operative temperature range is rightfully not the point of the research. Anyway, this has led to systematically neglect some fluids, which, as a matter of fact, have suitable thermophysical properties, the required environmental sustainability and that are compatible with the common materials used in the VCHP equipment. In order to extend the work of Bertinat [21], the size of the fluid samples and the monitored quantities have changed. Due to the evolution of computational capacities and of the thermophysical properties databases, the VCHP cycle can be simulated directly for several fluids, whose performance can now be compared directly, instead of being extrapolated, e.g. from the critical temperature of the fluid. Instead of Nomenclature Acronyms COP coefficient of performance CS carbon steel GWP global warming potential HP heat pump IWH industrial waste heat NFPA national fire protection agency ODP ozone depletion potential ORC organic Rankine cycle SS stainless steel VCHP vapour compression heat pump VHC volumetric heating capacity WHR waste heat recovery Superscripts and subscripts auto autoignition comp compressor/compression crit critical dec decomposition in inlet is isentropic max maximum min minimum out outlet pol polytropic sat saturation sink heat sink source heat source tot total Symbols a acoustic velocity h enthalpy NS number of stages p pressure Q̇ heat flow rate T temperature u blade tip speed V̇ volumetric flow rate Ẇ electrical power Greek letters η efficiency μ load coefficient G.F. Frate et al. Applied Thermal Engineering 150 (2019) 628–640 629 simulating an ideal VCHP cycle, valid only for the fluid-comparison purpose, it is possible to impose realistic features (temperature differences, compressor efficiencies, etc…) which allow to estimate the VCHP performance. In this way, several technical constraints can be evaluated (compressor discharge temperature, evaporation pressure, etc…), as it was done in [7,32]. In addition to the analysis of a restricted, although valid, pool of working fluids, another common feature is to fix a limited number of temperature raises (70 K and 50 K are common values [15]) and to test different fluids and cycle architectures with these assumptions. While this approach is valid for comparing different solutions, the general picture might get lost, as different fluids might be especially suited for some ranges of applications, while other, more efficient for some applications, might fall out of the technically viable operational framework, for other configurations. The present work aims to fill such gaps, by conducting a screening of the working fluids suitable for the VCHP for several combinations of heat source and heat sink temperatures. The performance of several fluids has been systematically compared in the temperature range of interest, i.e. from 50 °C to 150 °C. Furthermore, the environmental sustainability, the materials compatibility and several practical and techno-economic limitations of the equipment (particularly about the compressor technology) have been considered and discussed for the most promising fluids. 2. Preliminary fluid choice The thermo-physical properties of the investigated fluids have been calculated by using the CoolProp database [37]. Such database has been selected because it is free and opensource and it is validated against its well-known proprietary counter-part REFPROP. In addition to this, the amount of pure fluids available in the two software tools is very similar. Due to its non-commercial nature, the pool of fluids available in CoolProp is updated more rarely than that of REFPROP, so to investigate the two recently developed refrigerants R1336mzz(Z) and R1224yd(Z) the use of the last is mandatory. Therefore, for the calculation of the thermodynamic properties of these two working fluids, REFPROP, interfaced through CoolProp, which is one of the REFPROP official interfaces for Python and Matlab, has been used. To restrict the analysis to a realistic pool of working fluids, from the total amount of available fluids, i.e. 122, those which have a critical temperature Tcrit lower than 125 °C and a saturation pressure at 40 °C psat,40 °C lower than 0.05 bar have been discarded. The first limitation guarantees that the selected fluids can work at least in a part of the operational range far from the critical conditions. The second condition guarantees the exclusion of those fluids which would have shown an excessively low pressure at the HP evaporator. In addition to the two thermo-dynamic limitations, two additional environmental constraints have been enforced. Since CoolProp provides also the GWP100 and ODP of many fluids, all those with ODP > 0 and GWP100 > 103 have been discarded. The choice for the GWP100 threshold value is arbitrary, since there is not any specific regulation on the investigated application. Despite this, the current European regulation limits to 2500 the GWP100 for all kinds of applications, except for those which use recovered gases [38]. Therefore, 103 is chosen to limit the analysis to working fluids with a very low GWP, also in reference to the current regulations. After such limitations have been enforced, the total amount of available fluids drops to 35, excluding also some often proposed fluids for high temperature VCHP applications, such as the R245fa which has a GWP equal to 1030 [39]. Among those fluids, ten are not suitable for being used as VCHP working fluids, as explained below. Following the U.S. National Fire Protection Agency (NFPA) standard on the hazards of chemical substances (NFPA 704 [40]), three grades ranging between 0 and 4 have been assigned to each fluid, to quantify the flammability, the health-hazard and the instability of the compound. The instability grade fulfils an important role in this case, since it measures the chemical stability of the substance under high-temperature and high-pressure conditions, which are characteristic of the VCHP applications. Among the 35 fluids which have been selected so far, six have an instability NFPA grade equal or higher than one and thus are discarded. The most unstable fluids of this group are the Propyne and the Ethylene Oxide which have a grade equal to three and cannot be heated or compressed without risks. Data concerning NFPA grades are taken from the two free online chemistry databases reported in [41,42]. A different approach must be followed for the flammability. As a matter of fact, the majority of the 35 initially selected fluids have a flammability grade higher or equal to 3 (the average is around 2.8). Differently from the chemical instability, which may pose uncontrollable and unexpected risks, the flammability-related issues can be contained with specific and well-known technical solutions [43]. This is demonstrated by the common use of isobutane (NFPA flammability grade 4) as working fluid for the household refrigerators. In any case, the flammability of the working fluid can become an issue due to potential leakages combined with the high temperature reached during the HP operation, which can potentially lead to the autoignition of the fluid. This is true especially for those fluids like ethanol and methanol, which can easily reach much higher temperatures than the maximum temperature at which the heat is upgraded (150 °C in this study). This is due to the characteristic shape of the fluid saturation curve, which may lead to a high degree of superheating, being equal the required operational conditions. To consider this potential source of risk, all the fluids, which have an autoignition temperature lower than 250 °C, were not considered in this study. The data about the autoignition temperature are found in [41,42]. Four fluids, among the initial 35, are discarded due to the limitation on the autoignition temperature. Among these there are: n-exane, Iso-Hexane, Cyclo-Hexane, Diethyl-Ether and the n-pentane, which have been recently proposed and used as ORC working fluid [44]. The last parameter used in the NFPA classification is the health hazard. In similarity with the flammability index, the industrial experience teaches that it is possible to contain the risks originated by the use of toxic fluids, if there is an interest in using those particular compounds. This is, for example, the case of the Ammonia, which has a health-hazard grade of 3, and it is commonly used in the industrial or large-retail refrigeration systems. Since none of the initial 35 fluids has a health-hazard grade higher than the Ammonia one, for what concerns the toxicity they are all assumed to be suitable for the use in VCHPs. The case of the Ammonia is significant also for what concerns the material compatibility of the selected potential VCHP working fluids. The ammonia is not compatible with copper and brass thus forcing the use of steel for thermal equipment. Similar material compatibility constraints are also shown by several other potential working fluids. After the application of the limitations over the auto-ignition temperature and the chemical instability discussed before, 13 fluids out the initial 35 were ruled out. The remaining 27 fluids are all suitable for the use in conjunction with stainless steel thermal equipment and at least some of the materials commonly used for the seals. Furthermore, several investigated fluids do not specifically require the use of stainless steel; in this case, carbon steel equipment can be used to reduce the costs. The thermal equipment material does not play any role in the thermodynamic assessment of the VCHP performances, but it is important to calculate the system capital cost, and thus the profitability of the VCHP application. Data about materials compatibility can be easily found in several equipment vendors technical reports [45–47]. The last consideration is about the thermal degradation of the selected working fluids. While the instability grade of the NFPA 704 standard measures the potential of the fluid to decompose destructively at high-temperature and pressure, there is also the possibility that the fluid could decompose without incurring in dangerous reactions. This process alters the chemical composition of the working fluid, changing its saturation temperature and pressure, thus potentially worsening the G.F. Frate et al. Applied Thermal Engineering 150 (2019) 628–640 630 VCHP performances. To the best of the author knowledge, this effect has been investigated only for those fluids which have been previously proposed for ORC [44,48–53], thus this information is incomplete, except for those rare cases in which the decomposition temperature is indicated in some vendor compound datasheets. Obviously, for wellknown fluids such as ethanol and methanol the thermal decomposition characteristics are proven, although they are focused on the industrial applications of such process with temperature ranges which are much higher than those analysed in the paper. Finally, the 27 working fluids which satisfy all the criteria introduced above, and were thus analysed further in this paper, are listed in Table 1. 3. Fluid comparison criterium Any VCHP operational condition is characterised by a COP value. Such parameter follows the classical definition (Eq. (1)): COP = Q W ̇ ̇ · sink comp (1) where Q̇sink (kW) is the heat flow rate rejected at the condenser and Ẇcomp(kW) is the power absorbed by the compressor. Eq. (1) can be rewritten considering that Q̇sink is also equal to the sum ofẆcomp and the heat flow rate absorbed at the evaporator Q̇source (kW), therefore the following holds (Eq. (2)): = Q − COP COP ̇ Q 1 sink · ṡ ource (2) In the case under consideration, Q̇source is considered as waste heat. Such heat flow rate is considered to be provided by a medium which enters the VCHP evaporator at a temperature Tsource,in, and is cooled down to a temperature Tsource,out. Similarly, the heat sink, which absorbs the thermal energy upgraded by the VCHP, enters the VCHP condenser at a temperature Tsink,in, and is heated up to Tsink,out. If the temperature differences ΔTsource=Tsource,in−Tsource,out and ΔTsink=Tsink,out−Tsink,in are fixed, then each VCHP operational condition is uniquely determined by a couple of Tsource,in and Tsink,out. In other words, the VCHP operational conditions are conveniently defined by the temperatures at which the waste heat is provided (Tsource,in) and the temperature at which the waste heat is upgraded (Tsink,out). For each fluid selected in Section 2, the classical VCHP thermodynamic cycle, as reported in Fig. 1 (a), is simulated in its steady state conditions for several combination of Tsource,in and Tsink,out. The parameters assumed in the simulations are summarized in the same picture and below: Table 1 Technical and physical properties of the selected working fluids. CS stands for carbon steel, while SS for stainless steel, and AHSRAE SC identifies the ASHRAE safety classification standard. Fluid Tcrit [ °C] psat,40 °C [bar] GWP100 Healtha Flammabilitya ASHRAE SC CS compatibilityb Tauto [ °C] Tdec,min [ °C] Acetone 234.95 0.57 < 1 1 3 N/A ✓ 527 N/A Ammonia 132.25 15.55 < 1 3 1 B2L ✓ 630 N/A Benzene 288.87 0.24 N/A 2 3 N/A ✓ 555 315c Cyclo-Pentane 238.57 0.74 < 6 1 3 N/A ✓ 320 275e,f – 325d Cyclo-Propane 125.15 10.64 N/A 1 4 N/A ✓ 495 N/A Cyclo-Hexane 280.45 0.25 < 6 1 3 N/A ✓ 260 N/A Dichloro-Ethane2 (DCE) 288.45 0.21 < 1 2 3 N/A ✗- (SS) 440 300i Dimethyl-Carbonate (DMC) 283.85 0.15 N/A 3 3 N/A ✗- (SS) 458 N/A Ethanol 241.56 0.18 1 2 3 N/A ✓ 400 N/A Iso-Butane 134.67 5.31 3 0 4 A3 ✓ 460 300f Iso-Hexane 224.55 0.51 < 6 1 3 N/A ✓ 265 N/A Iso-Pentane 187.20 1.52 2–6 1 4 A3 ✗- (SS) 420 275f – 290e Methanol 239.35 0.35 2.8 1 3 N/A ✓ 440 N/A MM (Hexamethyldisiloxane) 245.60 0.11 N/A 1 3 N/A N/A 310 300 g n-Butane 151.98 3.78 4 1 4 A3 ✓ 405 300f – 310e n-pentane 196.55 1.16 5 1 4 A3 ✗- (SS) 260 280d Neopentane 160.59 2.70 N/A 2 4 N/A ✓ 450 315c Novec649 168.66 0.73 < 1 N/A 0 N/A N/A N/A 300i R1224yd(Z) 155.5 2.45 < 1 N/A 0 A1 ✓ N/A 175i R1233zd(E) 166.45 2.16 1 N/A 0 A1 ✓ N/A 200 h R1234ze(Z) 150.12 2.90 < 1 1 0 A2L N/A 368 N/A R13336mzz(Z) 171.3 1.28 2 N/A 0 A1 ✓ N/A 200 l R245ca 174.42 1.73 726 1 1 N/A N/A 412 350i R365MFC 186.85 1.01 804 3 0 A2 N/A 594 N/A Sulfur-Dioxide 157.49 6.30 < 1 3 0 N/A ✗- (SS) N/A N/A Toluene 318.60 0.08 3 2 3 N/A ✓ 480 315c,d Water 373.95 0.07 < 1 0 0 A1 ✗- (SS) N/A N/A a NFPA 704 [40], b [45-47], c [48], d [44], e [50], f [51], g [52], h [53], i fluid datasheet, l [54]. 2 Dichloro-Ethane (DCE) has very low ODP despite its chlorine content, due to its very short life-time in the atmosphere. DCE is part of the chlorinated Very Short- Lived Substances (VSLS), which are currently being investigated for their impact on the ozone layer. Despite the intense investigation, whether such substances should be regulated, or not, is still unclear, but latest assessments agree upon the fact that the VSLS impact is of orders of magnitude lower than that of classical ozone-depleting substances (CFC, HFC, etc…) [60]. G.F. Frate et al. Applied Thermal Engineering 150 (2019) 628–640 631 • The same temperature variations occur both in the heat source and in the heat sink. Therefore: ΔTsource=ΔTsink=10 K. The choice of different source/sink temperature glides influences the results. As a rule of thumb, larger sink temperature differences lead to higher COPs as the fluid subcooling phase during the condensation can be deeper exploited; on the contrary, larger source differences, keeping Tsource,in unchanged, are detrimental for the COP, since the evaporation temperature is pushed down, forcing the system to operate with higher gross temperature lifts. To avoid adding further complexity, the source / sink temperature differences are left unchanged in the analysis. The interested reader should refer to dedicated works (e.g. [32]) for a detailed analysis of the effect of different source/sink temperature variations. • The minimum temperature difference between the fluids achieved during the condensation and evaporation is 5 K. Therefore, for the condenser and evaporator, pinch points are: ΔTevap=ΔTcond=5K; • The pressure losses along the heat exchangers are negligible; • The lamination process in the throttling valve is assumed to be adiabatic; • The compressor isentropic efficiency is 0.7. Further details about the choice of this value for the compressor are reported in Table 2. • The subcooling and the superheating at the exit of the condenser and the evaporator, respectively, are not assumed a priori. They are calculated in order to maximise the COP, once the condensation and evaporation conditions have been fixed in function of Tsource,in and Tsink,out. The considered VHCP layout is reported in Fig. 1 (b). The fluids are compared on the basis of the achieved COP value, which is uniquely determined for each couple of Tsource,in and Tsink,out. Therefore, once Q̇source has been fixed, from Eq. (2) it follows that Q̇sink can be calculated for each combination of temperatures through the value of COP. The most efficient fluid for each temperature combination is that with the best COP. In this context, “most efficient fluid” is not a perfect synonym of “best fluid”. Firstly, only the fluids that comply with some technical limitations (e.g. on the compressor discharge temperature) can be considered realistic candidates for the VCHP applications. Secondly, the choice of the working fluid is also subjected to economic considerations, like those on the cost of the equipment required to handle the fluid. Particularly, in the case of the compressor, which is anyway the most critical piece of equipment for the VCHPs, a relevant parameter is the VHC (Volumetric Heating Capacity), defined as follows (Eq. (3)): VHC = Q V ̇ ̇ sink comp,in (3) where Vċ omp,in is the volumetric flow rate at the compressor suction. The VHC is a sort of economic parameter which accounts for the compressor size. In this context “the higher, the better”, so for any combination of Tsource,in and Tsink,out, the fluid with the higher VHC is likely to be the fluid with the smaller (i.e. cheaper) compressor. To consider this in the analysis, the VHC is used to compare the different fluids in conjunction with the COP. Since the two indicators are often in contrast [15], as the fluids with a high COP typically have a low VHC, and vice versa, the trade-off between the efficiency (higher operative revenues) and low volumetric flow rates (lower initial costs) is analysed and discussed. The fluids which can be considered realistic candidates for the high temperature VCHP applications are selected from the those reported in Table 1 applying the following constraints: • Evaporator pressure must be above 0.5 bar. This value is arbitrary, but it is considered reasonable to avoid air infiltration in the system. As a matter of fact, this problem is similar to that reported for ORC condenser, for which it is advisable to avoid sub-atmospheric conditions [1]. Anyway, a certain degree of vacuum is acceptable, especially in small-sized systems which have moderate heat exchanger dimensions; • The degree of superheating at the compressor exit must be as low as possible. Previous analysis set at 180 °C the maximum temperature Fig. 1. (a) Temperature-relative heat transfer diagram for the evaporator and the condenser of the case with R1233zd(E) as working fluid and Tsink,out=130 °C and Tsource,in=70 °C. (b) Simulated VCHP layout. Table 2 Parameters assumed for centrifugal compressor polytropic analysis. Source: chapter 38 of [55] and [34,56]. Parameter ηpol ηis μpol umax [m/s] umax,water [m/s] Value 0.76 0.70 0.55 400 550 G.F. Frate et al. Applied Thermal Engineering 150 (2019) 628–640 632 of the working fluid, to avoid the thermal decomposition of the compressor lubricant [7,32]. Nonetheless, this limitation is subjected to the use of reciprocating compressors or to other compressor technologies which require lubrication. Other compressor technologies which are not affected by this issue could be used, like the oil-free centrifugal compressor. However, in this analysis the 180 °C limitation is maintained, in conformity with previous studies and since most of the refrigeration / heat pumping compressors require lubrication. As a matter of fact, even if oil-free centrifugal compressors are gaining relevance, not all of the dynamic machines use lubrication (chapter 38 of [55]). Therefore, assuming a maximum temperature equal to 180 °C can be seen as conservative hypothesis, which makes the analysis more general. Furthermore, the assumed maximum superheated temperature is the minimum between 180 °C and the current Tsink,out plus 50 °C (Eq. (4)): Tmax = min(Tsink,out + 50; 180) (4) This constraint not only limits Tmax to 180 °C, but also sets a moving boundary that excludes all the fluids which do not comply with this specification. The rationale behind this choice is three-fold. First, heating a fluid to a much higher temperature than that required is not efficient, since a significant exergy destruction will occur in the heat exchanger. Second, a high degree of superheating is considered as the hint that the fluid is not suited for basic VCHP configurations, but requires alternative solutions, e.g. multi-stage intercooled compression, for being properly exploited. Third, large temperature differences across one side of the heat exchanger produces significant thermal stresses, which may damage the equipment. • In the analysis, centrifugal compressors have been considered, due to the large volumetric flows that are encountered in the investigated applications. Even though reciprocating compressors have a wide application range in the refrigeration field, large-size chillers often use screw compressors and, in the last years, centrifugal compressors. In small-size high temperature VCHP applications other compressor technologies can also be found, such as scroll and, more rarely, rotary compressors [15,28]. For the sake of keeping the analysis realistic and rule out the fluids that would require too complex solutions for being employed, the maximum number of compressor stages is limited to 4. Two-stage centrifugal compressors are currently used for large chiller applications; therefore, a four-stage compressor should be considered as a trade-off between the necessity of using standard technologies and the flexibility required to include non-standard applications, which might use components specifically designed or adapted. The number of stages NS is estimated through the following procedure outlined below. From the total isentropic enthalpy variation during the compression Δhis, which can be calculated directly from the VCHP cycle, the polytropic enthalpy variation Δhpol can be calculated as (Eq. (5)): h = h η η Δ Δ pol is pol is (5) where ηpol and ηis are the polytropic and isentropic efficiencies of the compressor, respectively. If, as an approximation for a preliminary NS estimation, the ideal gas behaviour is assumed to describe the compression process with satisfactory accuracy, the following can be written (Eq. (6)): ⎜ ⎟ = − ⎡ ⎣ ⎢⎢ ⎛ ⎝ ⎞ ⎠ − ⎤ ⎦ ⎥⎥ − h n n p ρ p p Δ 1 pol · 1 in in in out n n 1 (6) Which is the well-known relation of the polytropic specific work, where the subscripts in / out refer to the inlet and the outlet of the compressor, respectively. Eq. (6) can be numerically solved with respect to n, as all the other quantities are known from the cycle configuration and from Eq. (5). For the purpose of this simplified estimation, each stage of the compressor can be considered as characterized by the same of values of ηpol and μpol, as reported in chapter 38 of [55], where μpol is the polytropic load coefficient. Using this parameter, the polytropic enthalpy variation for each stage can be written as (Eq. (7)): Δhpol st = μ ·u , pol tip,st 2 (7) where utip,st is the impeller tip-speed for the analysed stage. Mechanical limitations set the maximum tip-speed of refrigeration centrifugal compressors to about 400 m/s [55,56], whereas for compressor working with low molecular mass fluids (like the water) such limit can be brought up to 550 m/s [34,56]. Often, a stricter limit is imposed by the impeller pseudo-Mach number, defined as the ratio between utip,st and the speed of sound at the compressor stage inlet ain,st. Such Fig. 2. Compressor discharge temperature in °C for a selection of eight working fluids. The results are reported in function of Tsink,out and Tsource,in. G.F. Frate et al. Applied Thermal Engineering 150 (2019) 628–640 633 dimensionless parameter is limited to 1.5 to avoid flow instabilities and inefficiencies [55,57]. Given this, Eq. (7) can be rewritten as (Eq. (8)): Δhpol st = μ ·[min(u ; 1.5·a )] , pol tip,max in,st 2 (8) From Eq. (6) applied to the stage, the pressure ratio imposed by the stage can be estimated, since n is considered the same for all the stages. The stage inlet pressure is known, and the outlet pressure can be calculated (Eq. (9)): = ⎜ ⎟ ⎛ ⎝ − + ⎞ ⎠ − p p h ρ p n n Δ · out st in st · 1 1 pol st in st in st , , , , , n n 1 (9) From the definition of polytropic efficiency, the actual enthalpy difference imposed by the stage to the fluid can be calculated and, from this, the stage outlet enthalpy can be calculated as well (Eq. (10)): h = h + h η Δ out st in st pol st pol , , , (10) At this point, if hout,st is higher than, or equal to, the enthalpy at the end of the whole compression hout,comp, which is calculated from the VCHP thermodynamic cycle, the procedure can be stopped. Otherwise, the procedure can be iterated until this condition is met. In this case, the quantities at the stage outlet are assumed to be equal to those at the following stage inlet and a new acoustic velocity can be calculated. The number of iterations needed to satisfy the condition (hout,st≥hout,comp) is equal to the number of stages (NS) needed to perform the compression. The values assumed for the parameters used in Eqs. (5), (7) and (8) are reported in Table 2. 4. Results and discussion The results presentation is divided in three parts: in Section 4.1 the decision process that leads to rule out the fluids which do not comply with technical limitations introduced in Section 3 is illustrated and discussed. In Section 4.2 the loss of efficiency due to a potential tradeoff between COP and VHC is discussed. Finally, in Section 4.3, the effect of the system size, in terms of compressor technology applicability is investigated. 4.1. Effect of technical limitations on fluid selection To allow a better comprehension of the fluid selection process, and to highlight the problems that the use of each fluid could produce, the most relevant operational parameters are provided for a selection of the investigated fluids. The results related to the end-of-compression temperature Tcomp, the evaporation pressure pevap and the number of compressor stages NS are reported in Figs. 2–4, respectively. Eight fluids for each parameter are reported; the first four are fluids which must be ruled out for the value assumed by that parameter, while the other four are the good ones, i.e. some of the best four according to that parameter. The upper limit for Tcomp has been set to 180 °C (see Section 3), based on technical consideration on the compressor lubricant oil degradation. Despite this, oil-free compressors are gaining relevance, thus this limitation might not hold anymore in the near future. The fluid that perform the worst is water, which achieves temperature values that are unacceptable even in the case of oil free compressors. This means that water might be used in alternative cycle layouts that could help to bring Tcomp to more reasonable values. This issue is related to the shape of saturation curve and the slope of the isobaric lines in the investigated operative frame. Given this, other fluids with similar saturation curve shape suffer from the same problem. This is true especially for Methanol that does not comply with the temperature limitation for every sink and source temperature values. For the “optimal” fluids, the difference between Tsink,out and Tcomp never exceeds 30 K. The best fluids, in this regard, are Cyclopentane and R1234ze(Z), which have a maximum Tsink,out−Tcomp difference around 22 K for the cases with high temperature lift (Tsource,in=50–60 °C, Tsink,out=140–150 °C), and R1224yd(Z) and R1336mzz(Z), which feature extremely low values of the Tsink,out−Tcomp difference, roughly between 10 K and 12 K for the first and always lower than 10 K for the second. Such low values are again due to the shape of the saturation curve and isobars trend, which allow for the compression to end near to the two-phase region, thus reducing the need for the desuperheating in the VCHP condenser. Examining the values of pevap, the results reported in Fig. 3 suggest that, again, water is not a suitable fluid for high temperature VCHP applications. Some fluids, like MM (Hexamethyldisiloxane) or Novec649, do not have extremely low saturation pressures on their own Fig. 3. Evaporation pressure pevap (bar) for a selection of eight working fluids. The results are reported in function of Tsink,out and Tsource,in. G.F. Frate et al. Applied Thermal Engineering 150 (2019) 628–640 634 (otherwise they would have been ruled out in the earlier stages of the fluid selection, as specified in Section 2) but the great saturation curve positive slope force it to lower the saturation temperature and increase the superheating to finish the compression without entering the twophase zone. As shown in Fig. 3, some fluids have vertical pevap lines, whereas others have positive slopes. Theoretically, the first is the expected behaviour, since the condensation temperature should not play any role into the evaporation conditions, which are dictated by the heat source thermal profile. When a deviation from this behaviour occurs, the given saturation curve shape imposes a correction to the evaporation temperature (and thus pressure) to avoid ending the compression process in the wet vapour state. When this happens, the heat source thermal profile sets only an upper limit to the evaporation temperature. As it can be seen, also promising fluids like R1336mzz(Z) show this behaviour, which is detrimental for the COP of the heat pump, since the actual operating temperature lift is increased, being equal the source and sink temperatures. To overcome this limitation, a cycle modification is needed, like the introduction of a regenerative heat exchanger in series with the evaporator. In such a way, the additional heating needed to perform a compression which ends with dry steam is performed in the second heat exchanger, where the hot liquid coming from the condenser heats up the refrigerants coming from the evaporator to the desired temperature. Since the analysis is focused on the classical heat pump cycle configuration, the regenerated architecture is not considered in the paper. This penalizes some otherwise promising fluids like R1336mzz(Z) and R1244yd(Z), which needed the regeneration to be used efficiently. In these cases, similarly to water, the paper results should not be understood that such fluids are not suited for HTHP applications, but that they require cycle modifications to be used at their best. Finally, the use of a fluid with the evaporation pressure that is not dependent on the conditions at the condenser could be beneficial in offdesign operating conditions, since it simplifies the control of the heat pump. Apart from these considerations, a detailed analysis of the offdesign behaviour of the VCHP is out of the scope of the present analysis and therefore was not investigated in detail. The operating pressures of the best performing fluids varies in a wide range, but all of these values are commonly encountered in the refrigeration and HVAC applications. Some concerns could be arisen by the inclusion of acetone, which have sub-atmospheric pressures in a part of the investigated operational framework. As stated in Section 2, although sub-atmospheric conditions could lead to air-infiltration, a certain degree of vacuum can be handled, particularly if it is small as in this case. The last monitored parameter is the number of compressor stages (Fig. 4). As previously discussed, centrifugal compressors have been considered. The number of stages is estimated with the iterative procedure outlined in Section 3 by considering the stage parameters reported in Table 2. This is a simplification, obviously, but it allows the identification of the approximate number of the stages required to perform the prescribed compression process. The results are a good tool to compare different solutions even though a more detailed procedure is required for the actual design of the VCHP compressor. The number of stages resulting from the calculation is an integer value, which leads to a step-wise contour map of the required number of stages. Each contour line represents the edge of the step and divide the Tsink,out and Tsource,in plane in portions. Those which lay under the contour line require the number of stages reported on the plane portion under the line, while those which lay over the contour line require the number of stages reported on the plane portion over the line. When only one contour line is reported, the fluid does not require any more stages than those indicated on the plane portion over the line, for any of the analysed Tsink,out and Tsource,in combinations. As can be seen, water, due to the very large enthalpy increase, requires a very large number of stages. This confirm that the VCHP basic configuration is not viable using such fluid, and, if water is to be used, cycle modifications aimed at reducing compressor work must be introduced (e.g. intercooling). Similar considerations can be drawn for ethanol, methanol and ammonia, even though the number of stages is smaller. From the number of stage point of view, these fluids can sometimes (or most of the time, like in the case of water) be ruled out due to the limitations to 4 stages, which is anyway arbitrary and could be loosened, or tightened, based on economic considerations. Other fluids, such as R1233zd(E), R1336mzz(Z) and cyclopentane, in most of the Tsink,out and Tsource,in combinations, require only a two-stages compressor and, for some of the applications with low temperature lift (Tsink,out < 120 °C and Tsource,in > 70 °C) only one stage. It is noteworthy that current applications of centrifugal compressors in refrigeration and heat-pumping field, as they are proposed by compressor Fig. 4. Compressor number of stages NS for a selection of eight working fluids. The results are reported in function of Tsink,out and Tsource,in. G.F. Frate et al. Applied Thermal Engineering 150 (2019) 628–640 635 manufacturers [58], are two-staged solutions. Therefore, such number of stages should not be considered as high, but rather as a standard of the centrifugal compressor technology, when it is applied in the refrigeration and heat-pumps field. Finally, the result reported in Fig. 4 confirm the technical suitability of such compressor technology for this kind of applications. After the application of the limitations introduced in Section 3, the fluid applicability range can be summarized as reported in Table 3. Only 8 fluids, out of the 27 considered in this study, can be used in all the operative context without infringing one, or more, of the introduced limitations. Those fluids are: cyclo-pentane, iso-pentane, npentane, neopentane, R1233zd(E), R1336mzz(Z), R245ca, R365MFC. The fluids that collect more infringements against the constraints are water, ethanol and methanol. This does not rule out the use of such fluids from the high temperature VCHP applications, but the main message is that the basic VCHP architecture is not suited for those fluids. As a matter of fact, if with some layout modifications Tcomp is lowered, ethanol could be viable for Tsource,in > 65 °C and Tsink,out < 130 °C. 4.2. Most efficient fluids and trade-off between COP and VHC After having excluded all the solutions that do not comply with the limitations imposed in Section 3, the fluids with the highest COP for each combination of Tsink,out and Tsource,in can be selected. The result of this selection process is reported in Fig. 5 (a), where the most efficient fluid for each operational condition can be found. Fig. 5 (a) shows that for high Tsource,in and low-to-medium Tsink,out, dichloro-ethane (DCE) is the recommended fluid. In the same range of heat source temperature, but at higher Tsink,out, benzene should be used. Moving to the lower side of Tsource,in, at lower Tsink,out acetone should be used, while at higher heat sink temperature cyclo-pentane is appropriate. In Fig. 5 (b) the VHC values for the same fluids of Fig. 5 (a) can be found. The VHC of the selected fluids is much lower than the values commonly found in the heat pump practice, which are between 3000 and 6000 kJ/m3 [15]. The reported values are even lower to the threshold value of 1000, often seen as the lower practical limit for positive displacement compressors [15]. This limitation is particularly pressing for reciprocating and screw compressors, but, since the VHC is related with the physical size of the compressor, also the centrifugal ones would benefit from high VHCs. A low VHC does not pose any direct technical limitation, as, for example, it is sufficient to use more than one compressor, to allow for larger VHC values. It is worth noting that this is a common practice in commercial refrigeration systems, which often are equipped with multiple compressors. In this case, the problem is not the low VHC, but the size of the systems, which would require compressors currently unavailable on the market at the moment. The VHC can be increased at the cost of the efficiency, selecting fluids not only based on the COP, but considering also the VHC for each operational configuration. Since the VHC is essentially an economic indicator, the trade-off between this and the COP should be based on economic considerations. A detailed economic analysis is out of the scope of the present work, then only an arbitrary trade-off criterium is presented here. Basically, for each combination of Tsource,in and Tsink,out two rankings of fluids are defined: the first is based on the COP, while the second on the VHC. In each ranking the fluids are ordered based on the relevant parameter (COP or VHC), and 25 points are assigned to the first fluid, 24 to the second, and so on, up to the last which receives one Table 3 Summary of fluids applicability ranges. The analysed temperature ranges are divided into four quadrants: low-source/low sink temperature (Tsource,in < 65°C–Tsink,out < 130 °C); high-source/low-sink temperatures (Tsource,in > 65°C–Tsink,out < 130 °C); high-source/high-sink temperature (Tsource,in > 65°C–Tsink,out > 130 °C); low-source/high-sink temperatures (Tsource,in < 65°C–Tsink,out > 130 °C). Fluid Tsource,in < 65°C Tsink,out < 130 °C Tsource,in > 65°C Tsink,out < 130 °C Tsource,in > 65°C Tsink,out > 130 °C Tsource,in < 65°C Tsink,out > 130 °C Acetone ✓ ✓ ✓(partial) a ✗a Ammonia ✗a,d ✗a,d ✗a,d ✗a,d Benzene ✗b ✓ ✓ ✗b Cyclo-Pentane ✓ ✓ ✓ ✓ Cyclo-Propane ✓(partial) d ✓(partial) d ✗ d ✗ d Cyclo-Hexane ✗ b ✓ ✓ ✗ b Dichloro-Ethane ✗a,b ✓(partial) a ✓(partial) a ✗a,b Dimethyl-Carbonate ✗b ✓(partial) b ✓(partial) b ✗b Ethanol ✗a,b ✗a ✗a,b ✗a,b Iso-Butane ✓(partial) d ✓(partial) d ✗ d ✗ d Iso-Hexane ✓(partial) b ✓ ✓ ✗b Iso-Pentane ✓ ✓ ✓ ✓ Methanol ✗a ✗a ✗a ✗a,c MM ✗b ✗b ✗b ✗b n-Butane ✓ ✓ ✓(partial) d ✓(partial) d n-pentane ✓ ✓ ✓ ✓ Neopentane ✓ ✓ ✓ ✓ Novec649 ✗b ✓(partial) b ✗b ✗b R1224yd(Z) ✓ ✓ ✓(partial) d ✓(partial) d R1233zd(E) ✓ ✓ ✓ ✓ R1234ze(Z) ✓ ✓ ✓(partial) d ✓(partial) d R1336mzz(Z) ✓ ✓ ✓ ✓ R245ca ✓ ✓ ✓ ✓ R365MFC ✓ ✓ ✓ ✓ Sulfur-Dioxide ✗a ✗a ✗a ✗a Toluene ✗b ✗b ✗b ✗b Water ✗a,b,c ✗a,b ✗a,b,c ✗a,b,c Violated constraint: a :Tcomp < 180 °C; b :pevap > 0.5 bar; c :NS < 4; d Tcond < Tcrit. G.F. Frate et al. Applied Thermal Engineering 150 (2019) 628–640 636 point. The scores obtained by each fluid in the two rankings are weighted with two arbitrary parameters α and β=1− α and then summed to create a new ranking, which decides, based on both the COP and the VHC, which is the best fluid for that operational configuration. With this approach, it is easy to calculate how much efficiency is theoretically lost in favour of using high VHC fluids. In Fig. 6 (a, b, c) three cases are reported: (a) α=0.75 and β=0.25; (b) α=0.5 and β=0.5; (c) α=0 and β=1. The case with α=1 and β=0 is reported in Fig. 5 (a). For each case, the relative decrease of COP, compared to the fluids of Fig. 5 (a), is reported. The COP variation contours are fragmented to consider the discontinuities due to the different fluid used in different zones of the operational envelope. The reasons why the COP variation contours are missing is that the same fluid of Fig. 5 (a) is used. The same holds for Fig. 7 (a, b, c), where the VHC relative increase can be read. As resulted in Fig. 6 (a), as soon as the VHC becomes a decision variable, R1233zd(E) becomes a recommended fluid. Even losing between 8% and 12% of COP, the VHC relative gain, in Fig. 7 (a), is roughly between 125% and 110% for low Tsource,in and medium-to-high Tsink,out, and between 135% and 175% for the same values of Tsource,in and low Tsink,out. More relevant VHC increments are achieved around Tsource,in=65 °C, where, reducing the COP of a share between 14% and 17% the VHC can increase of about 3–4 times. When the COP and the VHC become equally relevant (Figs. 6 (b) and 7 (b)), R1233zd(E) is the fluid that best combines efficiency and low volumetric flow. In all the operational conditions this fluid is the recommended one. Ideally, dividing the operative range in two (high and low Tsource,in) the greatest gains in terms of volumetric flow are encountered at high heat source temperatures, where the VHC increase is roughly included between 300% and 400%. In the same zones the COP reduction is between 7% and 14% for Tsink,out < 130 °C and between 15% and 20% for Tsink,out > 130 °C. When the fluid choice is dictated only by VHC, the advantages in terms of volumetric flow are significant, with a maximum increase of VHC around 14.5 times in case the of use of cyclopropane (Tsource,in > 70 °C and Tsink,out < 115 °C) which is near to its critical condition for those operating temperatures. In other cases, the VHC increase is more limited, but still very high. It ranges from a relative increase of 100% to a maximum one over 750% for Tsource,in < 65 °C, Fig. 5. (a) Most efficient working fluids with the related COP values (solid lines). (b) Most efficient working fluids with the related VHC values (solid lines) (solid lines). The results are reported in function of Tsink,out and Tsource,in. Fig. 6. Relative COP variation in respect to the values reported in Fig. 5 (a) for three level of VHC relevance: (a) COP accounts for 75% in ranking the fluids, and VHC accounts for 25%; (b) COP and VHC are equally important; (c) COP accounts for 0% in ranking the fluids, and VHC accounts for 100%. The results are reported as a function of Tsink,out and Tsource,in. G.F. Frate et al. Applied Thermal Engineering 150 (2019) 628–640 637 with a related loss of efficiency, which ranges between 13% and 27%. Similarly, for Tsource,in > 65 °C the VHC increase ranges from 300% to the above cited 1450%, with a related COP decrease which is always higher than 10% and most of the times higher than 20% with a maximum value around 28% for Tsource,in around 70 °C and Tsink,out around 140 °C. Concluding, high advantages in terms of volumetric flows can be gained with a relatively modest efficiency reduction and therefore the use of less efficient fluids to reduce the compressor size should be considered as a viable option. This trade-off is dominated by economic considerations: on one hand there is the reduction of capital costs and even the possibility of using well-known compressor technologies such as the positive-displacement ones, which suffer from high volumetric flow-rates, and could become viable even for high capacity applications, if the proper refrigerant is used. On the other hand, giving up even a slight part of the COP should be carefully evaluated, because it directly penalizes the revenues for all the application lifetime, which can be easily equal to 15, or even 20, years. A good compromise could be the use of R1233zd(E), which has high VHC (it is the fluid of choice for Tsink,out > 140 °C, when the VHC is the only criterium) but also a decent COP, and could therefore be a suited fluid especially for the range characterized by Tsource,in < 65 °C. 4.3. Effect of the size on the compressor choice Both the VHC and the COP are specific indicators, so they do not depend on the size of the system. The relevant parameter which is affected by the heat source thermal size (or by the amount of heat flowrate to be provided at the heat sink) is the volumetric flow rate. This, together with the discharge pressure can give some hints about the compressor technology choice, as reported in Fig. 8. The ranges of application of different compressor technologies are reported and compared to the operational field of the VCHP in four different significant cases: the fluids reported in Fig. 5, which are those which maximise the COP, reported for two sizes of the systems (500 and 2000 kWth at the evaporator), and the R1233zd(E), which proved to be a good compromise between the COP and the VHC, for the same sizes of the system. The Single Stage (SS) reciprocating compressors are likely to not be the best suited for the HTHP applications of the proposed sizes (500 and 2000 kWth at the evaporator), due to the large volumetric flows, while the discharge pressure would not be a problem, and the same holds for their Multi Stage (MS) counterpart. For smaller size applications, reciprocating compressors, screw and twin-screw compressors are likely to be the most used. Finally, for very small applications (< 10 kWth at Fig. 7. Relative VHC variation in respect to the values reported in Fig. 5 (b) for three level of VHC relevance: (a) COP accounts for 75% in ranking the fluids, and VHC accounts for 25%; (b) COP and VHC are equally important; (c) COP accounts for 0% in ranking the fluids, and VHC accounts for 100%. The results are reported as a function of Tsink,out and Tsource,in. Fig. 8. Compressor technology application envelopes and high temperature VCHP operational conditions for the most efficient fluids and the R1233zd(E) (the fluid with good compromise between COP and VHC). The VCHP operational conditions are reported for 500 and 2000 kWth of thermal input at the evaporator. Adapted from [59], with SS reciprocating maximum pressure updated according to [7,32]. G.F. Frate et al. Applied Thermal Engineering 150 (2019) 628–640 638 the evaporator) scroll compressors are also used [15]. This leads to conclude that either multiple compressors or different compressor technologies (e.g. centrifugal ones) should be used for high capacity applications. The relatively low pressures needed to operate the fluids with high COP allow the use of screw compressors, although near to their technological limit for both maximum pressure and, in case of large thermal size, volumetric flow rate. Differently, for the R1233zd (E), although it has the highest VHC among the fluids reported in Fig. 8, the volumetric flow rates are too large for SS reciprocating compressors, while the pressures are too high for the SS screw compressors. In this case, the choice of centrifugal (both SS and MS) seems to be the most suited, even though the smaller size applications could be covered with MS reciprocating compressors. Concluding, the fluids selected in this analysis for the high temperature VCHP require MS centrifugal compressors, being such applications characterized by combinations of discharge pressure and volumetric flow which are likely to be well handled by such compressor technology. Depending on the VCHP thermal size, namely the heat flow rate supplied at the evaporator, other compressor technologies could become viable, like SS centrifugal, SS screw, and, especially if a major importance is attributed to the volumetric flow during the operating fluid choice, MS reciprocating. The data about the compressor applicability range are taken from chapter 2 of [59], but the SS reciprocating maximum pressure limit has been updated according to [7,32] from around 10 bar to around 30 bar. 5. Conclusion A wide screening of the working fluids suitable for the VCHP has been carried out for several heat source and heat sink temperature combinations. The investigated VCHP operating field ranges from 50 °C (lower considered heat source temperature) up to 150 °C (higher considered heat sink temperature). By applying several environmental and technical limitations, the investigated pool of fluids has been reduced to 27, and, among those, the ones which showed the best COP for each combination of heat source and heat sink temperature have been selected. As a result, acetone is the recommended fluid for low heat source and high heat sink temperatures; benzene is the most suited for the case of high source and high sink temperatures; cyclopentane is for low source and high sink temperatures; finally, the dichloroethane is recommended for high source and low sink temperatures. All these fluids are flammable or highly flammable, and this could impair and discourage their use due to safety reasons. Nonetheless, the refrigeration practice showed that the use of toxic and flammable fluids can be justified in terms of economic advantages, when the efficiency gain is important. If less efficient fluids are preferred due to a higher VHC and lack of toxicity or flammability, synthetic refrigerants (namely the HFO R1336mzz(Z) and R1234ze(Z) and the HCFO R1233zd(E) and R1224yd (Z)) provide a very effective alternative. Furthermore, the use of safe fluids could also help to widespread the HTHP applications, being such fluids usable in all the contexts. That said, as the analysis demonstrated for the case of VHC, when a parameter other than the COP is pursued, the efficiency losses, can be easily higher than 10% and up to 20%, which is not negligible. Therefore, these trade-offs should be considered carefully. The fluids which resulted to be the most efficient ones have also low VHC, if compared with the classical heat pump fluids, therefore the efficiency loss due to their replacement with high VHC fluids has been discussed. It resulted that the R1233zd(E) can give a good compromise between COP and VHC, featuring COP relative decreases which can be as low as 7% and, in most of the cases, are comprised between 10% and 20%, while bringing VHC relative increases which in some cases are over 400% and always higher than 110%. Finally, the use of different compressor technologies has been analysed as a function of the VCHP size. It resulted that multistage and single stage centrifugal compressor are likely to be the most suited, due to the size of the proposed application (500–2000 kWth at the evaporator), even if in some cases screw compressors could handle the resulting volumetric flows. For smaller size applications, different compressor technologies, like the reciprocating one, could be used. In that case, different fluids could be the recommended ones, since the number of compression stages resulted to be a limiting factor for some of the investigated fluids. With different compressor technologies, this limitation does not hold anymore, and different fluids could comply with the remaining technical restrictions. Appendix A. Supplementary material Supplementary data to this article can be found online at https:// doi.org/10.1016/j.applthermaleng.2019.01.034.	Translation - Turkish Applied Thermal Engineering 150 (2019) 628–640sdfs dergi ana sayfası: www.elsevier.com/locate/apthermeng Yüksek sıcaklıklı ısı pompası çalışma sıvılarının uygunluk aralıklarının analizi • Yüksek sıcaklıklı ısı pompalarının en verimli konfigürasyonu araştırılır. • Isı kaynağı / lavabo sıcaklıklarının çalışma sıvısı uygulanabilirliği üzerindeki etkisi değerlendirilir. • Kompresör çıkış sıcaklığı, kademe numarası, giriş basıncı etkileri tartışılır. • COP ve hacimsel ısıtma kapasitesi arasındaki denge, niceliksel olarak değerlendirilir. • R1233zd (E), tüm konfigürasyonlarda en iyi ödün veren sıvı olarak sonuçlandı. ÖZ Organik Rankine Döngüleri (ORC) gibi atık ısıyı geri kazanan güç üretim sistemleri, en yüksek sıcaklık 100 °C ile 85 °C arasında değiştiğinde verimli bir şekilde çalışamaz. Bu nedenle, düşük dereceli atık ısının yükseltilmesi ve geri dönüştürülmesi bu sıcaklık aralığında çok ilgi çekicidir. Yüksek sıcaklık ısı pompaları atık ısıyı yükseltebilir ve sıcaklığı 150 °C'ye çıkarabilir, bu da gıda, kâğıt, kimya ve tütün endüstrilerindeki bazı üretken işlemler için yeterlidir. Yoğun araştırma çabalarına rağmen, yalnızca buhar sıkıştırmalı ısı pompalarına odaklanmak bile, bu uygulamalar içinde en uygun çalışma akışkanını seçmek kadar önemlidir. Yüksek sıcaklıklı bir ısı pompası için bir akışkanın seçimi, çeşitli teknik kısıtlamalarla sınırlıdır ve yüksek bir verimlilik ile büyük bir hacim akış hızı arasında bir değiş tokuş gereklidir. Önerilen akışkan, farklı ısı kaynağı ve soğutucu sıcaklık kombinasyonları için değişebileceğinden, farklı işletim koşullarında çalışan farklı akışkanlarla ısı pompası performansının sistematik bir incelemesi gerçekleştirilmiştir. Farklı teknik sınırlamaların etkisi tartışılmış ve hem en yüksek verimlilik hem de optimum hava debisi açısından en uygun sıvılar önerilmiştir. Anahtar Kelimeler: Yüksek sıcaklıklı ısı pompası, Atık ısı yükseltimi, Çalışan sıvılar, COP ve VHC ödünleşimi, HTHP kompresörleri 1. Giriş Enerji tasarrufu, enerji yoğun endüstriyel faaliyetlerde köklü bir inovasyon paradigmasıdır. Bunun nedeni, enerji kullanım verimliliğindeki artışın hem kullanıcılar hem de kamu hizmetleri için yararlı olmasıdır. İlk fayda, örneğin, maliyetlerin ve CO2 emisyonunun azaltılmasından, ikincisi ise doğrudan bir ekonomik fayda elde etmesidir. Endüstride enerji tasarrufu yapmanın ana yollarından biri, verimli ve basit bir WHR teknolojisinin, yani Organik Rankine Çevrimlerinin (ORC) geliştirilmesi sayesinde son yıllarda önemli bir ilgi gören atık ısının (WHR) geri kazanılmasıdır). ORC'ler, aksi takdirde çevreye atılacak ve kabaca 100 °C ile 400 °C arasında boşa harcanacak ısıyı geri kazanmak için uygundur. Bazı ORC üreticileri, ürünlerinin uygulanabilirlik sınırları olarak bu sıcaklıkları önermektedir [1]. Teorik olarak, ORC teknolojisi, daha düşük sıcaklıkta ısının geri kazanılması için önemli bir değişiklik yapılmadan da uygulanabilir ve literatürde birkaç vaka açıklanmıştır [2-4]. Bununla birlikte, 85 °C'nin altındaki bir sıcaklıkta atık ısıyı kullanan ORC uygulamaları nadirdir. Bu sıcaklık seviyesinde ORC verimliliği düşüktür ve bir sistemin karlılığı duruma göre dikkatlice araştırılmalıdır. Bu, 90 °C'nin altındaki sıcaklıklarda atık ısının elektrik enerjisine dönüştürülmesi için uygun olamayacağı anlamına gelir. Buna rağmen, bu tür kaynaklar yüksek bulunabilirliği de göz ardı edilmemelidir. Nitekim dünya çapında Endüstriyel Atık Isının (IWH) 100 °C'nin altındaki sıcaklıklarda %40 oranında mevcut olduğu tahmin edilmektedir [5]. İlginç bir bakış açısı olarak, bu düşük dereceli IWH'yi, onu üreten endüstriyel sürece geri dönüştürerek geri kazanmaktır. Bu uygulamaya genellikle atık ısının iyileştirilmesi veya geri dönüşümü denir ve birçok endüstriyel işlemin ısı talebi genellikle orta-düşük sıcaklıkta olduğu için ilgi çekici olabilir. Tütün ve gıda endüstrileri gibi tüm endüstriyel sektörler, ısı girdilerinin %100'ünü 400 °C'nin altında ve %50'sini 100 °C'nin altında gerektirir. Ayrıca kâğıt ve kimya endüstrilerinin ihtiyaç duyduğu ısının %50 ila %75'i 400°C'nin altında, %25'i ise 100°C'nin altındadır [6]. Düşük dereceli IWH kullanılabilirlik aralığı, endüstrinin ısı talebi ve ısı yükseltme teknolojilerinin teknolojik sınırları, ısı geri dönüşümü için 50 °C ile 150 °C arasında çalışan bir çerçeve tanımlanabilir. Atık ısıyı yükseltmek için bazı Isı Pompası (HP) teknolojileri, önerildi ve araştırıldı. Esasen, iki ana gruba ayrılabilirler: Buhar Sıkıştırma HP (VCHP) ve Emilim HP (AHP). Bu son grup esasen şunlardan oluşur: klasik absorpsiyon HP, Hibrit Absorpsiyon-Sıkıştırma HP (HACHP) [7-9] ve Absorpsiyonlu Isı Transformatörü (AHT) [10-13]. VCHP ile ilgili olduğu kadarıyla, araştırma hem döngü mimarisine hem de çalışan akışkan seçimine odaklandı. Literatürde, farklı karmaşıklık derecelerine sahip birçok gelişmiş döngü konfigürasyonu bulunabilir: basit ama etkili döngü modifikasyonları (dahili ısı eşanjörü, ara soğutmalı sıkıştırma ve buhar enjeksiyonlu sıkıştırma) [14-16] 'da bulunabilir; Kademeli ısı pompaları [17,18] 'de analiz edilmiş ve farklı ısı kaynaklarının farklı sıcaklık seviyelerindeki entegrasyonu [19]' da tartışılmıştır. Tüm bu tekniklerin bir kombinasyonu, HP döngü mimarisinin mevcut ısı kaynaklarının ve bunların ilgili sıcaklık seviyelerinin bir fonksiyonu olarak optimize edildiği [20] 'de bulunabilir. Bu modifikasyonların getirdiği verimlilik artışına rağmen, düşük maliyet ve geliştirilmiş performanslar arasında bir uzlaşma olarak genellikle basit mimariler tercih edilir. Bu bakış açısından, yeniden oluşturulan mimari özel bir ilgi konusudur ve [15] 'te kapsamlı bir şekilde incelenmiştir. Çalışma sıvıları söz konusu olduğunda, Bertinat [21] tarafından sistematik bir karşılaştırma yapılmıştır. Bu tür bir analiz, ideal COP ve MJ / m3 cinsinden Hacimsel Isıtma Kapasitesi (VHC) gibi, gelecek vaat eden çalışma sıvılarının sistematik bir karşılaştırmasının yapıldığı [15] gibi daha yeni çalışmalarda da yaygın olarak kullanılan bazı parametrelere dayanıyordu. (R1233zd (E), R1234ze (Z), R600, R601, R1336mzz (Z) ve R1224yd (Z) dahil) 70 K sabit HP sıcaklık artışı için bu iki parametre arasındaki denge dikkate alınarak gerçekleştirilmiştir. mevcut araştırma eğilimi, daha küçük sıvı örneklerine odaklanmaktır ve genellikle seçilen çalışma sıvılarının çevresel uyumluluğunu da dikkate alırlar [22]. Uygulama sıcaklığı seviyesi nedeniyle, araştırılan sıvı havuzu genellikle Organik Rankine Döngüsü (ORC) uygulamaları için uygun olduğu düşünülen sıvılar arasından seçilir [23-26]. Sıvı karışımları da araştırılmış ve saf çalışma sıvılarıyla karşılaştırılmıştır [25,27]. Sentetik soğutucu akışkanların kullanımıyla ilgili çevresel konularla daha fazla ilgilenen bazı yazarlar, analizlerini ultra düşük GWP sentetik akışkanlar, yani R1234ze (Z) ve R1234ze (E) gibi çevre dostu akışkanların bir alt kümesiyle sınırlandırmaktadır [ 28,29] veya hidrokarbonlar, amonyak ve su [30-32]. Suyu soğutucu akışkan olarak kullanmak, klasik ısı pompasından farklı olan konfigürasyonların analizine büyük bir çaba harcanmaktadır. Doğrudan buhar sıkıştırma, yeniden sıkıştırma ve flaş buharlaştırma [33] ve [34] 'de bulunabilir. Atık ısıyı geri kazandıran gazla çalışan kazan, elektrikli ısıtıcı, klasik HP ve HTHP ile birleştirilmiş WHR'li hibrit çözümler analiz edilmekte ve [35] 'de çevresel ve tekno-ekonomik bakış açılarından karşılaştırılmaktadır. Son olarak, [36] 'da soğutucu olarak su kullanımının bir incelemesi yapılmıştır. Spesifik akışkanların performanslarını araştıran durumların yanı sıra, karşılaştırmalı analizin sınırlı akışkan havuzuyla sınırlandırılması seçimi çeşitli şekillerde gerekçelendirilebilir. Örneğin, iyi bilinen veya önceden önerilen akışkanın kullanılmasıyla, termal ekipman ve contalar için kullanılan malzemelerle uyumluluk garanti edilir. Diğer durumlarda, analiz, VCHP kompresörünün ticari olarak temin edilebildiği bir sıvı numunesi ile sınırlıydı [7,32]. Diğer bir deyişle, çoğu durumda, belirli bir çalışma sıcaklığı aralığı için çalışma sıvıları arasında kapsamlı bir karşılaştırma, haklı olarak araştırmanın amacı değildir. Her halükârda, bu, aslında uygun termofiziksel özelliklere, gerekli çevresel sürdürülebilirliğe sahip ve VCHP ekipmanında kullanılan ortak malzemelerle uyumlu olan bazı akışkanların sistematik olarak ihmal edilmesine yol açmıştır. Bertinat'ın [21] çalışmasını genişletmek için, sıvı numunelerinin boyutu ve izlenen miktarlar değişmiştir. Hesaplama kapasitelerinin ve termofiziksel özellikler veri tabanlarının evrimi nedeniyle, VCHP döngüsü, performansları ekstrapole edilmek yerine artık doğrudan karşılaştırılabilen birkaç akışkan için doğrudan simüle edilebilir, örn. sıvının kritik sıcaklığından Yalnızca sıvı karşılaştırma amacı için geçerli olan ideal bir VCHP döngüsünü simüle etmek yerine, VCHP performansını tahmin etmeye izin veren gerçekçi özellikler (sıcaklık farklılıkları, kompresör verimlilikleri, vb.) dayatmak mümkündür. Bu şekilde, [7,32] 'de yapıldığı gibi çeşitli teknik kısıtlamalar (kompresör tahliye sıcaklığı, buharlaşma basıncı, vb.) değerlendirilebilir. Sınırlı, ancak geçerli olmasına rağmen, çalışma akışkanları havuzunun analizine ek olarak, diğer bir ortak özellik, sınırlı sayıda sıcaklık artışını düzeltmek (70 K ve 50 K ortak değerlerdir [15]) ve farklı akışkanları ve döngü mimarilerini bu varsayımlarla test etmektir. Bu yaklaşım, farklı çözümleri karşılaştırmak için geçerlidir, farklı sıvılar özellikle bazı uygulamalar için uygun olabileceğinden genel resim kaybolabilirken, bazı uygulamalar için daha verimli olan diğerleri, diğer konfigürasyonlar için teknik olarak uygun operasyonel çerçevenin dışında kalabilir. Mevcut çalışma, çeşitli ısı kaynağı ve ısı emici sıcaklık kombinasyonları için VCHP'ye uygun çalışma akışkanlarının taranmasını gerçekleştirerek bu tür boşlukları doldurmayı amaçlamaktadır. Birkaç sıvının performansı, ilgili sıcaklık aralığında, yani 50 °C ila 150 °C arasında sistematik olarak karşılaştırılmıştır. Ayrıca, en umut verici sıvılar için çevresel sürdürülebilirlik, malzeme uyumluluğu ve ekipmanın (özellikle kompresör teknolojisi ile ilgili) bazı pratik ve teknoekonomik sınırlamaları dikkate alınmış ve tartışılmıştır. 2. Ön Sıvı Seçimi İncelenen akışkanların termo-fiziksel özellikleri CoolProp veri tabanı [37] kullanılarak hesaplanmıştır. Bu tür bir veritabanı, ücretsiz ve açık kaynaklı olduğu için seçilmiştir ve iyi bilinen tescilli karşı parçası REFPROP'a göre doğrulanmıştır. Buna ek olarak, iki yazılım aracında bulunan saf sıvı miktarı çok benzerdir. Ticari olmayan yapısı nedeniyle, CoolProp'ta bulunan sıvı havuzu REFPROP'tan daha nadiren güncellenir, bu nedenle yakın zamanda geliştirilen iki soğutucu R1336mzz (Z) ve R1224yd (Z) 'yi araştırmak için sonuncunun kullanılması zorunludur. Bu nedenle, bu iki çalışma sıvısının termodinamik özelliklerinin hesaplanmasında, Python ve Matlab için REFPROP resmi arayüzlerinden biri olan CoolProp ile arayüzlenen REFPROP kullanılmıştır. Analizi gerçekçi bir çalışma sıvısı havuzuyla sınırlamak için, mevcut sıvıların toplam miktarından, yani 122, kritik öneme sahip olanlardan.125 °C'den düşük sıcaklık Tcrit ve 40 °C psat'ta, 40 °C 0.05 bar'dan düşük doyma basıncı atılmıştır. İlk sınırlama, seçilen sıvıların en azından operasyonel aralığın kritik koşullardan uzakta bir bölümünde çalışabilmesini garanti eder. Analizi, mevcut sıvıların toplam miktarından, yani 122 °C'den daha düşük kritik sıcaklık '' Tcrit '' ve 4 °C '' psat'ta doyma basıncına sahip olanlardan gerçekçi bir çalışma sıvısı havuzuyla sınırlandırmak. 0,05 bar'dan daha düşük olan 40 °C '' ıskartaya çıkarılmıştır. İlk sınırlama, seçilen sıvıların en azından operasyonel aralığın kritik koşullardan uzakta bir bölümünde çalışabilmesini garanti eder. İkinci koşul, HP buharlaştırıcıda aşırı derecede düşük basınç göstermiş olan sıvıların dışlanmasını garanti eder. İki termo-dinamik sınırlamaya ek olarak, iki ek çevresel kısıtlama getirilmiştir. CoolProp, GWP100 ve ODP'yi de sağladığındanODP> 0 ve GWP100> 103 olan birçok sıvının tümü atılmıştır. GWP100 eşik değeri seçimi, incelenen uygulama üzerinde herhangi bir spesifik düzenleme olmadığından keyfidir. Buna rağmen, mevcut Avrupa yönetmeliği, geri kazanılan gazları kullananlar hariç her türlü uygulama için GWP100'ü 2500 ile sınırlamaktadır [38]. Bu nedenle, analizi yine mevcut düzenlemelere göre çok düşük GWP'ye sahip çalışma akışkanlarıyla sınırlamak için 103 seçilmiştir. . Bu tür sınırlamalar uygulandıktan sonra, 1030'a eşit bir GWP'ye sahip R245fa gibi yüksek sıcaklık VCHP uygulamaları için sıklıkla önerilen bazı sıvılar hariç olmak üzere, mevcut sıvıların toplam miktarı 35'e düşer [39]. Bu sıvılar arasından on tanesi aşağıda açıklandığı gibi VCHP çalışma sıvısı olarak kullanılmaya uygun değildir. Kimyasal maddelerin tehlikelerine ilişkin ABD Ulusal Yangından Korunma Ajansı (NFPA) standardını (NFPA 704 [40]) takiben, tutuşabilirliği, birleşenin istikrarsızlığını, sağlık tehlikesini ve çevreyi ölçmek için her sıvıya 0 ile 4 arasında değişen üç derece atanmıştır. Kararsızlık derecesi, maddenin kimyasal stabilitesini VCHP uygulamalarının özelliği olan yüksek sıcaklık ve yüksek basınç koşullarında ölçtüğü için bu durumda önemli bir rol oynar. Şimdiye kadar seçilen 35 akışkan arasından altısı, bire eşit veya daha yüksek bir instabilite NFPA derecesine sahiptir ve bu nedenle atılır. Bu grubun en kararsız akışkanları, üçe eşit bir dereceye sahip olan ve risksiz ısıtılamayan veya sıkıştırılamayan Propyne ve Etilen Oksittir. NFPA derecelerine ilişkin veriler, [41,42] 'de bildirilen iki ücretsiz çevrimiçi kimya veritabanından alınmıştır. Tutuşabilirlik için farklı bir yaklaşım izlenmelidir. Aslında, başlangıçta seçilen 35 sıvının çoğunluğu 3'e eşit veya daha yüksek bir tutuşabilirlik derecesine sahiptir (ortalama 2,8 civarındadır). kontrol edilemeyen ve beklenmeyen riskler ortaya çıkarabilen kimyasal kararsızlıktan farklı olarak, yanıcılıkla ilgili sorunlar özel ve iyi bilinen teknik çözümlerle sınırlandırılabilir [43]. Bu, ev tipi buzdolapları için çalışma sıvısı olarak izobutanın (NFPA yanıcılık derecesi 4) yaygın kullanımı ile kanıtlanmıştır. Her durumda, çalışma sıvısının yanıcılığı, potansiyel olarak sıvının kendiliğinden tutuşmasına yol açabilecek HP çalışması sırasında ulaşılan yüksek sıcaklıkla birlikte potansiyel sızıntılar nedeniyle bir sorun haline gelebilir. Bu, özellikle ısının yükseltildiği maksimum sıcaklıktan (bu çalışmada 150 °C) çok daha yüksek sıcaklıklara kolayca ulaşabilen etanol ve metanol gibi sıvılar için geçerlidir. Bunun nedeni, sıvı doygunluk eğrisinin, gerekli çalışma koşullarına eşit olan yüksek derecede aşırı ısınmaya yol açabilen karakteristik şeklidir. Bu potansiyel risk kaynağını dikkate almak için, kendiliğinden tutuşma sıcaklığı 250 °C'den düşük olan tüm sıvılar bu çalışmada dikkate alınmamıştır. Kendiliğinden tutuşma sıcaklığı ile ilgili veriler [41,42] 'de bulunmaktadır. Kendiliğinden tutuşma sıcaklığındaki sınırlama nedeniyle ilk 35'ten dört sıvı atılır. Bunlar arasında son zamanlarda önerilen ve ORC çalışma sıvısı olarak kullanılan n-ekzan, İzo-Heksan, Siklo-Heksan, Dietil- Eter ve n-pentan vardır [44]. NFPA sınıflandırmasında kullanılan son parametre sağlık tehlikesidir. Yanıcılık endeksine benzer şekilde, endüstriyel deneyim, bu belirli bileşiklerin kullanımına ilgi varsa, toksik sıvıların kullanımından kaynaklanan riskleri kontrol altına almanın mümkün olduğunu öğretir. Bu, örneğin, sağlık açısından tehlike derecesi 3 olan ve yaygın olarak endüstriyel veya büyük perakende soğutma sistemlerinde kullanılan Amonyak vakasıdır. İlk 35 sıvının hiçbirinin sağlık açısından tehlike derecesi Amonyaktan daha yüksek olmadığından, toksisite ile ilgili olarak hepsinin VCHP'lerde kullanıma uygun olduğu varsayılır. Amonyak durumu, seçilen potansiyel VCHP çalışma sıvılarının malzeme uyumluluğu açısından da önemlidir. Amonyak, bakır ve pirinçle uyumlu değildir, bu nedenle termal ekipman için çeliğin kullanılmasını zorunlu kılar. Benzer malzeme uyumluluk kısıtlamaları, diğer birkaç potansiyel çalışma sıvısı tarafından da gösterilmiştir. Kendiliğinden tutuşma sıcaklığı üzerindeki sınırlamaların ve daha önce tartışılan kimyasal kararsızlığın uygulanmasından sonra, ilk 35'ten 13 sıvı çıkarıldı. Kalan 27 sıvının tümü, paslanmaz çelik termal ekipman ve contalar için yaygın olarak kullanılan malzemelerin en azından bir kısmı ile kullanım için uygundur. Ayrıca, incelenen birkaç akışkan özel olarak paslanmaz çelik kullanımını gerektirmez; bu durumda maliyetleri düşürmek için karbon çelik ekipman kullanılabilir. Termal ekipman malzemesi, VCHP performanslarının termodinamik değerlendirmesinde herhangi bir rol oynamaz, ancak sistem sermaye maliyetini ve dolayısıyla VCHP uygulamasının karlılığını hesaplamak önemlidir. Malzeme uyumluluğuyla ilgili veriler, çeşitli ekipman satıcılarının teknik raporlarında [45–47] kolayca bulunabilir. Son husus, seçilen çalışma akışkanlarının termal bozunması ile ilgilidir. NFPA 704 standardının kararsızlık derecesi, sıvının yüksek sıcaklık ve basınçta yıkıcı bir şekilde ayrışma potansiyelini ölçerken, sıvının tehlikeli reaksiyonlara girmeden ayrışma olasılığı da vardır. Bu işlem, çalışma sıvısının kimyasal bileşimini değiştirir, doygunluk sıcaklığını ve basıncını değiştirir, dolayısıyla potansiyel olarak VCHP performanslarını kötüleştirir. Yazarın bildiği kadarıyla, bu etki yalnızca daha önce ORC için önerilen sıvılar için araştırılmıştır [44,48-53], bu nedenle bu bilgi, bazı satıcı bileşik veri sayfalarında bozunma sıcaklığının belirtildiği ender durumlar dışında eksiktir. Açıktır ki, etanol ve metanol gibi iyi bilinen akışkanlar için, kâğıtta analiz edilenlerden çok daha yüksek sıcaklık aralıkları ile bu tür işlemlerin endüstriyel uygulamalarına odaklanmış olsalar da termal ayrışma özellikleri kanıtlanmıştır. Son olarak, yukarıda sunulan tüm kriterleri karşılayan ve bu nedenle bu makalede daha ayrıntılı analiz edilen 27 çalışma sıvısı Tablo 1'de listelenmiştir. 3. Akışkan Karşılaştırma Kriteri Herhangi bir VCHP operasyonel koşulu, bir COP değeri ile karakterize edilir. Böyle bir parametre klasik tanımı izler (Denklem (1)): burada Qsink (kW), kondansatörde reddedilen ısı akış hızıdır ve Ẇcomp (kW), kompresör tarafından emilen güçtür. Denklem (1) Q̇ havuzunun aynı zamanda komp toplamına ve evaporatör Q̇ kaynağında (kW) emilen ısı akış hızına eşit olduğu dikkate alınarak yeniden yazılabilir, bu nedenle aşağıdaki (Denklem (2)) geçerlidir: Söz konusu durumda, Q̇ kaynağı atık ısı olarak kabul edilir. Bu tür bir ısı akış hızının, VCHP buharlaştırıcısına bir Tsource sıcaklığında giren ve bir Tsource çıkış sıcaklığına kadar soğutulan bir ortam tarafından sağlandığı kabul edilir. Benzer şekilde, VCHP tarafından yükseltilen termal enerjiyi emen soğutucu, VCHP kondansatörüne bir Tsink sıcaklığında girer ve Tsink'e kadar ısıtılır. ΔTsource = Tsource, in - Tsource, out ve ΔTsink = Tsink, out - Tsink, in sıcaklık farkları sabitse, her VCHP çalışma koşulu bir çift Tsource, in ve Tsink, out tarafından benzersiz bir şekilde belirlenir. Diğer bir deyişle, VCHP çalışma koşulları, atık ısının sağlandığı sıcaklıklar (Tsource, in) ve atık ısının yükseltildiği sıcaklık (Tsink, out) tarafından uygun şekilde tanımlanır. Bölüm 2'de seçilen her bir akışkan için, Şekil 1 (a) 'da bildirildiği gibi klasik VCHP termodinamik döngüsü, Tsource, giriş ve Tsink, out'un birkaç kombinasyonu için kararlı durum koşullarında simüle edilir. Simülasyonlarda varsayılan parametreler aynı resimde ve aşağıda özetlenmiştir: • Aynı sıcaklık değişimleri hem ısı kaynağında hem de soğutucuda. Bu nedenle: ΔTsource = ΔTsink = 10 K. Farklı kaynak / havuz sıcaklık kaymalarının seçimi sonuçları etkiler. Genel bir kural olarak, yoğunlaşma sırasında sıvı alt soğutma fazından daha derin yararlanılabildiğinden, daha büyük lavabo sıcaklık farkları daha yüksek COP'lere yol açar; tersine, daha büyük kaynak farklılıkları, Tsource'u değişmeden tutmak, COP için zararlıdır, çünkü buharlaşma sıcaklığı aşağı itilir ve sistemi daha yüksek brüt sıcaklık artışlarıyla çalışmaya zorlar. Daha fazla karmaşıklık Şekil 1. (a) Çalışma sıvısı olarak R1233zd (E) ve Tsink, out = 130 °C ve Tsource, in = 70 °C olan kasanın evaporatör ve kondansatörü için sıcaklığa bağlı ısı transfer diyagramı. (b) Simüle edilmiş VCHP düzeni. Tablo 1. eklemekten kaçınmak için, kaynak / havuz sıcaklığı farklılıkları analizde değişmeden bırakılır. İlgili okuyucu, farklı kaynak / havuz sıcaklığı değişikliklerinin etkisinin ayrıntılı bir analizi için özel çalışmalara (örneğin [32]) başvurmalıdır. • Yoğuşma ve buharlaşma sırasında elde edilen sıvılar arasındaki minimum sıcaklık farkı 5 K'dir. Bu nedenle, kondansatör ve buharlaştırıcı için sıkışma noktaları şunlardır: ΔTevap = condTcond = 5 K; • Isı değiştiricilerdeki basınç kayıpları ihmal edilebilir düzeydedir; • Kısma valfindeki laminasyon işleminin adyabatik olduğu varsayılır; • Kompresör izantropik verimi 0,7'dir. Kompresör için bu değerin seçimi hakkında daha fazla ayrıntı Tablo 2'de verilmektedir. • Sırasıyla kondansatör ve buharlaştırıcı çıkışındaki aşırı soğutma ve aşırı ısıtma önceden varsayılmaz. Yoğuşma ve buharlaşma koşulları Tsource, giriş ve Tsink'in işlevinde sabitlendikten sonra COP'yi maksimize etmek için hesaplanırlar. Dikkate alınan VHCP düzeni Şekil 1 (b) 'de gösterilmektedir. Sıvılar, her bir Tsource, giriş ve çıkış, her çift için benzersiz şekilde belirlenen, elde edilen COP değerine göre karşılaştırılır. Bu nedenle, Q̇ kaynağı bir kez denklemden sabitlendiğinde (2) QP havuzunun COP değeri aracılığıyla her sıcaklık kombinasyonu için hesaplanabileceğini izler. Her sıcaklık kombinasyonu için en verimli sıvı, en iyi COP'ye sahip olandır. Bu bağlamda, "en verimli sıvı", "en iyi sıvı" ile mükemmel bir eşanlamlı değildir. İlk olarak, yalnızca bazı teknik sınırlamalara uyan sıvılar (örneğin, kompresör tahliye sıcaklığı) VCHP uygulamaları için gerçekçi adaylar olarak kabul edilebilir. İkinci olarak, çalışma akışkanının seçimi de akışkanı işlemek için gereken ekipmanın maliyeti gibi ekonomik hususlara tabidir. Özellikle, VCHP'ler için yine de en kritik ekipman parçası olan kompresör söz konusu olduğunda, ilgili bir parametre aşağıdaki gibi tanımlanan VHC'dir (Hacimsel Isıtma Kapasitesi) (Denklem (3)): burada V̇comp, in kompresör emişindeki hacimsel akış hızıdır. VHC, kompresör boyutunu hesaba katan bir tür ekonomik parametredir. Bu bağlamda "ne kadar yüksekse, o kadar iyidir", bu nedenle herhangi bir Tsource, giriş ve çıkış, çıkış kombinasyonu için, daha yüksek VHC'ye sahip akışkan, daha küçük (yani daha ucuz) kompresöre sahip akışkan olabilir. Analizde bunu dikkate almak için, VHC, COP ile bağlantılı olarak farklı sıvıları karşılaştırmak için kullanılır. İki gösterge genellikle zıt olduğundan [15], yüksek COP'ye sahip sıvılar tipik olarak düşük VHC'ye sahip olduğundan ve bunun tersi, verimlilik (daha yüksek işletme gelirleri) ve düşük hacimsel akış oranları (daha düşük başlangıç maliyetleri) arasındaki denge ) analiz edilir ve tartışılır. Yüksek sıcaklıklı VCHP uygulamaları için gerçekçi adaylar olarak kabul edilebilecek sıvılar, aşağıdaki kısıtlamalar uygulanarak Tablo 1'de bildirilenlerden seçilmiştir: • Evaporatör basıncı 0,5 bar'ın üzerinde olmalıdır. Bu değer keyfidir, ancak sisteme hava sızmasını önlemek makul kabul edilir. Aslında bu sorun, atmosfer altı koşullardan kaçınmanın tavsiye edildiği ORC kondansatör için Tablo 2. Santrifüjlü kompresör politropik analizi için varsayılan parametreler. Kaynak: [55] ve [34,56] bölüm 38. bildirilene benzerdir [1]. Yine de özellikle orta ısı eşanjörü boyutlarına sahip küçük boyutlu sistemlerde belirli bir vakum derecesi kabul edilebilir; • Kompresör çıkışındaki aşırı ısınma derecesi mümkün olduğunca düşük olmalıdır. Önceki analiz, kompresör yağlayıcısının termal ayrışmasını önlemek için 180 °C maksimum çalışma sıvısı sıcaklığına ayarlanmıştır [7,32]. Bununla birlikte, bu sınırlama, pistonlu kompresörlerin kullanımına veya yağlama gerektiren diğer kompresör teknolojilerine tabidir. Yağsız santrifüj kompresör gibi bu sorundan etkilenmeyen diğer kompresör teknolojileri kullanılabilir. Bununla birlikte, bu analizde, önceki çalışmalara uygun olarak ve soğutma / ısı pompalama kompresörlerinin çoğu yağlama gerektirdiğinden, 180 °C sınırlaması korunmuştur. Nitekim, yağsız santrifüj kompresörler önem kazansa bile, dinamik makinelerin tümü yağlama kullanmamaktadır ([55] bölüm 38). Bu nedenle, maksimum 180 °C'ye eşit bir sıcaklığın varsayılması, analizi daha genel hale getiren ihtiyatlı bir hipotez olarak görülebilir. Ayrıca, varsayılan maksimum kızgınlık sıcaklığı 180 °C ile mevcut Tsink arasındaki minimum artı 50 °C'dir (Denklem (4)): Bu kısıtlama sadece Tmax'ı 180 °C ile sınırlamakla kalmaz, aynı zamanda bu spesifikasyona uymayan tüm akışkanları hariç tutan hareketli bir sınır da belirler. Bu seçimin arkasındaki mantık üç yönlüdür. İlk olarak, bir akışkanı gerekenden çok daha yüksek bir sıcaklığa ısıtmak verimli değildir, çünkü ısı eşanjöründe önemli bir ekserji tahribatı meydana gelecektir. İkincisi, yüksek derecede aşırı ısınma, sıvının temel VCHP konfigürasyonları için uygun olmadığı, ancak alternatif çözümler gerektirdiğine dair bir ipucu olarak kabul edilir, örn. uygun şekilde kullanılması için çok aşamalı ara soğutmalı sıkıştırma. Üçüncüsü, ısı eşanjörünün bir tarafındaki büyük sıcaklık farklılıkları, ekipmana zarar verebilecek önemli termal gerilimler üretir. • İncelenen uygulamalarda karşılaşılan büyük hacimsel akışlar nedeniyle, analizde santrifüj kompresörler dikkate alınmıştır. Pistonlu kompresörlerin soğutma alanında geniş bir uygulama alanı olmasına rağmen, büyük boyutlu soğutucular genellikle vidalı kompresörler ve son yıllarda santrifüjlü kompresörler kullanır. Küçük boyutlu yüksek sıcaklık VCHP uygulamalarında, kaydırma ve daha nadiren döner kompresörler gibi başka kompresör teknolojileri de bulunabilir [15,28]. Analizi gerçekçi tutmak ve kullanılamayacak kadar karmaşık çözümler gerektirecek sıvıları dışlamak adına, maksimum kompresör kademesi sayısı 4 ile sınırlıdır. İki aşamalı santrifüj kompresörler şu anda büyük soğutma uygulamaları için kullanılmaktadır; bu nedenle, dört aşamalı bir kompresör, standart teknolojilerin kullanılması gerekliliği ile özel olarak tasarlanmış veya uyarlanmış bileşenleri kullanabilecek standart dışı uygulamaları içermek için gereken esneklik arasında bir değiş tokuş olarak düşünülmelidir. NS aşamalarının sayısı, aşağıda ana hatları verilen aşağıdaki prosedürle tahmin edilir. Sıkıştırma sırasındaki toplam izantropik entalpi değişiminden doğrudan VCHP döngüsünden hesaplanabilen Δhis, politropik entalpi değişimi Δhpol şu şekilde hesaplanabilir (Denklem (5)): burada ηpol ve ηis sırasıyla kompresörün politropik ve izantropik verimliliğidir. Bir ön NS tahmini için bir yaklaşım olarak, ideal gaz davranışının sıkıştırma sürecini tatmin edici bir doğrulukla açıkladığı varsayılırsa, aşağıdakiler yazılabilir (Denklem (6)): Bu, politropik spesifik çalışmanın iyi bilinen ilişkisidir, burada alt simgelerin giriş/çıkış sırasıyla kompresörün girişine ve çıkışına atıfta bulunur. Denklem diğer tüm nicelikler döngü konfigürasyonundan ve Denklem (5) 'ten bilindiği için (6) n'ye göre sayısal olarak çözülebilir. Bu basitleştirilmiş tahminin amacı için, kompresörün her aşaması, μpolün politropik yük katsayısı olduğu [55] bölüm 38'de rapor edildiği gibi, aynı ηpol ve μpol değerleriyle karakterize edilmiş olarak düşünülebilir. Bu parametreyi kullanarak, her aşama için politropik entalpi değişimi şu şekilde yazılabilir (Denklem (7)): burada utip, st analiz edilen aşama için pervane devir hızıdır. Mekanik sınırlamalar, soğutma santrifüj kompresörlerinin maksimum uç hızını yaklaşık 400 m / s'ye [55,56] ayarlarken, düşük moleküler kütleli sıvılarla (su gibi) çalışan kompresör için bu sınır 550 m / s'ye kadar çıkarılabilir [ 34,56]. Çoğunlukla, kompresör aşamasındaki giriş ain, st'de utip, st ve ses hızı Şekil 2. Sekiz çalışma sıvısı seçimi için °C cinsinden kompresör boşaltma sıcaklığı. Sonuçlar, Tsink, out ve Tsource, in işlevi olarak rapor edilir. arasındaki oran olarak tanımlanan pervane sözde-Mach sayısı tarafından daha katı bir sınır getirilir. bu tür boyutsuz parametre, akış istikrarsızlıklarını ve verimsizlikleri önlemek için 1.5 ile sınırlandırılmıştır [55,57]. Bu göz önüne alındığında, Denklem. (7), (Denklem (8)) olarak yeniden yazılabilir: Denklemden (6) aşamaya uygulandığında, aşamada uygulanan basınç oranı tahmin edilebilir, çünkü n tüm aşamalar için aynı kabul edilir. Kademe giriş basıncı bilinir ve çıkış basıncı hesaplanabilir (Denklem (9)): Politropik verim tanımından, kademenin sıvıya uyguladığı gerçek entalpi farkı hesaplanabilir ve bundan, kademe çıkış entalpisi de hesaplanabilir (Denklem (10)): Bu noktada, st, VCHP termodinamik döngüsünden hesaplanan kompresyon hout'unun tamamının sonundaki entalpiden daha yüksek veya ona eşitse, prosedür durdurulabilir. Aksi takdirde, prosedür bu koşul karşılanana kadar yinelenebilir. Bu durumda, kademe çıkışındaki miktarların bir sonraki aşama girişindeki miktarlara eşit olduğu varsayılır ve yeni bir akustik hız hesaplanabilir. Koşulu (hout, st-hout, comp) karşılamak için gereken yineleme sayısı, sıkıştırmayı gerçekleştirmek için gereken aşama sayısına (NS) eşittir. Denklemlerde kullanılan parametreler için varsayılan değerler. (5), (7) ve (8) Tablo 2'de gösterilmektedir. 4. Sonuçlar ve Tartışma Sonuçların sunumu üç bölüme ayrılmıştır: Bölüm 4.1'de, Bölüm 3'te ortaya konulan teknik sınırlamalara uymayan akışkanların dışlanmasına yol açan karar süreci gösterilmiş ve tartışılmıştır. Bölüm 4.2'de, COP ve VHC arasındaki potansiyel bir ödünleşmeden kaynaklanan verimlilik kaybı tartışılmaktadır. Son olarak, Bölüm 4.3'te, kompresör teknolojisinin uygulanabilirliği açısından sistem boyutunun etkisi araştırılmıştır. 4.1. Teknik Sınırlamaların Akışkan Seçimine Etkisi Sıvı seçim sürecinin daha iyi anlaşılmasını sağlamak ve her bir sıvının kullanımının üretebileceği sorunları vurgulamak için, incelenen sıvıların bir seçimi için en ilgili operasyonel parametreler sağlanmıştır. Sıkıştırma sonu sıcaklığı Tcomp, buharlaşma basıncı artışı ve NS kompresör kademe sayısı ile ilgili sonuçlar sırasıyla Şekil 2-4'te bildirilmiştir. Her parametre için sekiz sıvı rapor edilir; ilk dördü, o parametrenin üstlendiği değer için göz ardı edilmesi gereken sıvılardır, diğer dördü ise iyi olanlardır, yani bu parametreye göre en iyi dördünün bazılarıdır. Tcomp için üst sınır, kompresör yağlayıcı yağının bozulmasıyla ilgili teknik değerlendirmeye dayalı olarak 180 °C'ye ayarlanmıştır (bkz. Bölüm 3). Buna rağmen, yağsız kompresörler önem kazanıyor, bu nedenle bu sınırlama yakın gelecekte artık geçerli olmayabilir.En kötü performansı gösteren akışkan, yağsız kompresörlerde bile kabul edilemez sıcaklık değerlerine ulaşan sudur. Bu, suyun Tcomp'u daha makul değerlere getirmeye yardımcı olabilecek alternatif döngü düzenlerinde kullanılabileceği anlamına gelir. Bu sorun, incelenen işletim çerçevesindeki doygunluk eğrisinin şekli ve izobarik çizgilerin eğimi ile ilgilidir. Bu göz önüne alındığında, benzer doyma eğrisi şekline sahip diğer sıvılar da aynı sorundan muzdariptir. Bu, özellikle her lavabo ve kaynak sıcaklık değerleri için sıcaklık sınırlamasına uymayan Metanol için geçerlidir. "Optimal" sıvılar için, Tsink, out ve Tcomp arasındaki fark hiçbir zaman 30 K'yi geçmez. Bu bağlamda en iyi sıvılar, maksimum Tsink, out - Tcomp farkı yaklaşık 22 K olan Cyclopentane ve R1234ze (Z) 'dir. yüksek sıcaklık yükselmesi olan durumlar (Tsource, in = 50–60 °C, Tsink, out = 140–150 °C) ve R1224yd (Z) ve R1336mzz (Z), son derece düşük Tsink değerleri içeren durumlar - Tcomp farkı, birincisi için kabaca 10 K ile 12 K arasında ve ikincisi için her zaman 10 K'dan azdır. Bu tür düşük değerler yine doygunluk eğrisinin şekline ve izobar eğilimine bağlıdır, bu da sıkıştırmanın iki fazlı bölgeye yakın bir yerde bitmesine izin verir ve böylece VCHP kondansatöründeki aşırı ısınma ihtiyacını azaltır. Pevap değerleri incelendiğinde, Şekil 3'te bildirilen sonuçlar, suyun yüksek sıcaklık VCHP uygulamaları için uygun bir akışkan olmadığını göstermektedir. MM (Hexamethyldisiloxane) veya Novec649 gibi bazı sıvılar, kendi başlarına son derece düşük doyma basınçlarına sahip değildir (aksi takdirde, Bölüm 2'de belirtildiği gibi, sıvı seçiminin önceki aşamalarında göz ardı edilirlerdi) ancak büyük doyma eğrisi pozitiftir. eğim, iki fazlı bölgeye girmeden sıkıştırmayı bitirmek için doyma sıcaklığını düşürmeye ve aşırı ısınmayı artırmaya zorlar.Şekil 3'te gösterildiği gibi, bazı akışkanlar dikey pevap çizgilerine sahipken, diğerleri pozitif eğime sahiptir. Teorik olarak, birincisi beklenen davranıştır, çünkü yoğuşma sıcaklığı, ısı kaynağı termal profili tarafından dikte edilen buharlaşma koşullarında herhangi bir rol oynamamalıdır. Bu davranıştan bir sapma meydana geldiğinde, verilen doyma eğrisi şekli, sıkıştırma işleminin ıslak buhar durumunda sona ermesini önlemek için buharlaşma sıcaklığına (ve dolayısıyla basınca) bir düzeltme uygular. Bu olduğunda, ısı kaynağı termal profili buharlaşma sıcaklığı için yalnızca bir üst limit belirler. Görülebileceği gibi, R1336mzz (Z) gibi ümit verici sıvılar da bu davranışı göstermektedir, bu da ısı pompasının COP'si için zararlıdır, çünkü gerçek çalışma sıcaklığı yükselmesi, kaynak ve lavabo sıcaklıklarına eşittir. Bu sınırlamanın üstesinden gelmek için, buharlaştırıcı ile seri olarak bir rejeneratif ısı eşanjörünün tanıtılması gibi bir döngü değişikliği gereklidir. Böylelikle kuru buharla biten bir sıkıştırmanın gerçekleştirilmesi için ihtiyaç duyulan ilave ısıtma, kondenserden gelen sıcak sıvının evaporatörden gelen soğutucuları istenen sıcaklığa kadar ısıttığı ikinci ısı eşanjöründe gerçekleştirilir. Analiz, klasik ısı pompası döngüsü konfigürasyonuna odaklandığından, rejenere mimari belgede dikkate alınmamıştır. Bu, rejenerasyonun verimli bir şekilde kullanılmasına ihtiyaç duyan R1336mzz (Z) ve R1244yd (Z) gibi başka türlü gelecek vaat Şekil 3. Sekiz çalışma sıvısı seçimi için buharlaşma basıncı pevap (bar). Sonuçlar, Tsink, out ve Tsource, in işlevi olarak rapor edilir. eden bazı sıvıları cezalandırır. Bu durumlarda, suya benzer şekilde, kâğıt sonuçları, bu tür sıvıların HTHP uygulamaları için uygun olmadığı, ancak en iyi şekilde kullanılmaları için döngü modifikasyonlarını gerektirdikleri anlaşılmamalıdır. Son olarak, kondansatördeki koşullara bağlı olmayan buharlaşma basıncına sahip bir sıvının kullanılması, ısı pompasının kontrolünü basitleştirdiği için tasarım dışı çalışma koşullarında faydalı olabilir. Bu hususların dışında, VCHP'nin tasarım dışı davranışının ayrıntılı bir analizi mevcut analizin kapsamı dışındadır ve bu nedenle ayrıntılı olarak araştırılmamıştır. En iyi performans gösteren akışkanların çalışma basınçları geniş bir aralıkta değişir, ancak tüm bu değerlere soğutma ve HVAC uygulamalarında yaygın olarak rastlanır. İncelenen operasyonel çerçevenin bir bölümüne atmosfer altı basınçları olan asetonun dahil edilmesiyle bazı endişeler ortaya çıkabilir. Bölüm 2'de belirtildiği gibi, atmosfer altı koşullar hava sızmasına neden olabilse de özellikle bu durumda olduğu gibi küçükse, belirli bir derecede vakum kullanılabilir. Son izlenen parametre, kompresör kademe sayısıdır (Şekil 4). Daha önce tartışıldığı gibi, santrifüj kompresörler düşünülmüştür. Aşama sayısı, Tablo 2'de bildirilen aşama parametreleri dikkate alınarak Bölüm 3'te özetlenen yinelemeli prosedürle tahmin edilir. Bu, açık bir şekilde basitleştirmedir, ancak öngörülen sıkıştırma işlemini gerçekleştirmek için gereken aşama sayısının yaklaşık sayısının belirlenmesine izin verir. . Sonuçlar, VCHP kompresörünün gerçek tasarımı için daha ayrıntılı bir prosedür gerekmesine rağmen farklı çözümleri karşılaştırmak için iyi bir araçtır. Hesaplamadan kaynaklanan aşama sayısı, gerekli aşama sayısının aşamalı kontur haritasına götüren bir tamsayı değeridir. Her kontur çizgisi, adımın kenarını temsil eder ve Tsink, out ve Tsource'u düzlemde kısımlar halinde böler. Kontur çizgisinin altında bulunanlar, çizginin altındaki düzlem kısmında bildirilen aşamaların sayısını gerektirirken, kontur çizgisi üzerinde uzananlar, çizgi üzerindeki düzlem bölümünde bildirilen aşamaların sayısını gerektirir. Yalnızca bir kontur çizgisi bildirildiğinde, analiz edilen herhangi bir Tsink, out ve Tsource için kombinasyon halinde akışkan, çizgi üzerindeki düzlem kısmında belirtilenlerden daha fazla aşama gerektirmez. Görüldüğü gibi su, çok büyük entalpi artışından dolayı çok sayıda aşama gerektirir. Bu, VCHP temel konfigürasyonunun bu tür bir sıvı kullanılarak uygun olmadığını ve su kullanılacaksa, kompresör çalışmasını azaltmayı amaçlayan döngü modifikasyonları (örneğin ara soğutma) uygulanmalıdır. Aşama sayısı daha az olsa da etanol, metanol ve amonyak için de benzer hususlar düşünülebilir. Aşama açısından bakıldığında, bu sıvılar bazen (veya çoğu zaman su Şekil 4. Sekiz çalışma sıvısı seçimi için NS kademelerinin kompresör sayısı. Sonuçlar, Tsink, out ve Tsource, in işlevi olarak rapor edilir. durumunda olduğu gibi) 4 aşamalı sınırlamalar nedeniyle göz ardı edilebilir, ki bu zaten keyfi ve gevşetilebilir veya sıkılabilir. ekonomik mülahazalara dayalı. R1233zd (E), R1336mzz (Z) ve siklopentan gibi diğer sıvılar, kombinasyon halinde, Tsink, out ve Tsource'un çoğunda, yalnızca iki aşamalı bir kompresör gerektirir ve bazı uygulamalar için düşük sıcaklık yükselmesi (Tsink, çıkış 70 °C'de) sadece bir aşamada. Santrifüjlü kompresörlerin soğutma ve ısı pompalama alanındaki uygulamalarının, kompresör üreticileri [58] tarafından önerildiği üzere, iki aşamalı çözümler olması dikkat çekicidir. Bu nedenle, soğutma ve ısı pompaları alanında uygulandığında, bu kademe sayısı yüksek olarak değil, santrifüj kompresör teknolojisinin bir standardı olarak düşünülmelidir. R1233zd (E), R1336mzz (Z) ve siklopentan gibi diğer sıvılar, kombinasyon halinde, Tsink, out ve Tsource'un çoğunda, yalnızca iki aşamalı bir kompresör gerektirir ve düşük sıcaklıklı bazı uygulamalar için yalnızca bir kademe . (Tsink,out < 120 °C and Tsource,in > 70 °C) Santrifüjlü kompresörlerin soğutma ve ısı pompalama alanındaki uygulamalarının, kompresör üreticileri [58] tarafından önerildiği üzere, iki aşamalı çözümler olması dikkat çekicidir. Bu nedenle, soğutma ve ısı pompaları alanında uygulandığında, bu kademe sayısı yüksek olarak değil, santrifüj kompresör teknolojisinin bir standardı olarak düşünülmelidir. . . Son olarak, Şekil 4'te bildirilen sonuç, bu tür kompresör teknolojisinin bu tür uygulamalar için teknik uygunluğunu doğrulamaktadır. Bölüm 3'te sunulan sınırlamaların uygulanmasından sonra, akışkan uygulanabilirlik aralığı Tablo 3'te belirtildiği gibi özetlenebilir. Bu çalışmada ele alınan 27 sıvının yalnızca 8'i, getirilen sınırlamalardan birini veya daha fazlasını ihlal etmeden tüm operasyonel bağlamda kullanılabilir. Bu sıvılar şunlardır: siklo-pentan, izo-pentan, npentan, neopentan, R1233zd (E), R1336mzz (Z), R245ca, R365MFC. Kısıtlamalara karşı daha fazla ihlal toplayan sıvılar su, etanol ve metanoldür. Bu, yüksek sıcaklık VCHP uygulamalarından bu tür sıvıların kullanımını dışlamaz, ancak ana mesaj, temel VCHP mimarisinin bu sıvılar için uygun olmadığıdır. Nitekim, bazı düzen değişiklikleri ile Tcomp düşürülürse, etanol, Tsource için> 65 °C ve Tsink, 65 °C – Tsink,out 65 °C – Tsink,out > 130 °C); düşük kaynak/yüksek çökme sıcaklıkları (Tsource,in 130 °C) 4.2. COP ve VHC Arasında En Verimli Sıvılar ve Değiş Tokuş Bölüm 3'te belirtilen sınırlamalara uymayan tüm çözümler hariç tutulduktan sonra, her Tsink, out ve Tsource, in kombinasyonu için en yüksek COP değerine sahip sıvılar seçilebilir. Bu seçim sürecinin sonucu, her operasyonel koşul için en verimli sıvının bulunabileceği Şekil 5 (a) 'da bildirilmektedir. Şekil 5 (a), yüksek Tsource için, giriş ve düşük ila orta Tsink, out, dikloro-etanın (DCE) önerilen sıvı olduğunu göstermektedir. Aynı ısı kaynağı sıcaklığı aralığında, ancak daha yüksek Tsink, out, benzen kullanılmalıdır. Tsource'un alt tarafına, daha düşük bir seviyede Tsink,out aseton kullanılmalıdır, daha yüksek ısı emici sıcaklığında siklo-pentan uygundur. Şekil 5 (b) 'de, Şekil 5 (a)' daki aynı akışkanlar için VHC değerleri bulunabilir. Seçilen akışkanların VHC'si, ısı pompası uygulamasında yaygın olarak bulunan 3000 ile 6000 kJ / m3 [15] arasındaki değerlerden çok daha düşüktür. Bildirilen değerler, genellikle pozitif deplasmanlı kompresörler için alt pratik sınır olarak görülen 1000 eşik değerinden daha da düşüktür [15]. Bu sınırlama özellikle pistonlu ve vidalı kompresörler için baskı oluşturmaktadır, ancak VHC kompresörün fiziksel boyutu ile ilgili olduğundan, santrifüjlü olanlar da yüksek VHC'lerden faydalanacaktır. Düşük bir VHC, herhangi bir doğrudan teknik sınırlama getirmez, örneğin, daha büyük VHC değerlerine izin vermek için birden fazla kompresör kullanmak yeterlidir. Bunun, genellikle birden fazla kompresörle donatılmış ticari soğutma sistemlerinde yaygın bir uygulama olduğunu belirtmek gerekir. Bu durumda sorun, düşük VHC değil, şu anda piyasada bulunmayan kompresörleri gerektiren sistemlerin boyutudur. VHC, yalnızca COP'ye dayalı olarak değil, aynı zamanda her operasyonel konfigürasyon için VHC de dikkate alınarak, verimlilik pahasına artırılabilir. VHC esasen ekonomik bir gösterge olduğu için, bununla COP arasındaki ödünleşim ekonomik mülahazalara dayanmalıdır. Ayrıntılı bir ekonomik analiz mevcut çalışmanın kapsamı dışındadır, bu durumda burada yalnızca keyfi bir değiş tokuş kriteri sunulur. Temel olarak, her Tsource, in ve Tsink kombinasyonu için, iki sıvı sıralaması tanımlanır: ilki COP'ye, ikincisi ise VHC'ye dayanır. Her sıralamada sıvılar ilgili parametreye (COP veya VHC) göre sıralanır ve birinci sıvıya 25 puan, ikinciye 24 puan atanır ve bir puan alan sonuncuya kadar bu şekilde devam eder. İki sıralamada her bir akışkan tarafından elde edilen puanlar, iki keyfi parametre α ve β = 1 − α ile ağırlıklandırılır ve daha sonra hem COP'ye hem de VHC'ye göre o operasyonel konfigürasyon için en iyi akışkanın hangisi olduğuna karar veren yeni bir sıralama oluşturmak için toplanır. Bu yaklaşımla, teorik olarak yüksek VHC sıvılarının kullanılması lehine ne Şekil 5. kadar verim kaybı olduğunu hesaplamak kolaydır. Şekil 6'da (a, b, c) üç vaka rapor edilmiştir: (a) a = 0.75 ve = 0.25; (b) a = 0,5 ve p = 0,5; (c) α = 0 ve β = 1. α = 1 ve β = 0 olan durum Şekil 5(a)'da rapor edilmiştir. Her bir durum için, Şekil 5(a)'daki sıvılara kıyasla COP'un göreli düşüşü rapor edilmektedir. COP varyasyon konturları, operasyonel zarfın farklı bölgelerinde kullanılan farklı sıvı nedeniyle süreksizlikleri dikkate almak için parçalanmıştır. COP varyasyon konturlarının eksik olmasının nedeni, Şekil 5(a)'daki aynı akışkanın kullanılmasıdır. Aynısı Şekil 7 (a, b, c) için de geçerlidir, burada VHC göreli okunabilir. Şekil 6(a)'da sonuçlandığı gibi, VHC bir karar değişkeni olur olmaz, R1233zd(E) tavsiye edilen bir sıvı olur. COP'nin %8 ila %12'si arasında kaybetse bile, Şekil 7 (a)'daki VHC nispi kazancı, düşük Tsource, in ve orta-yüksek Tsink, out ve arasında kabaca %125 ile %110 arasındadır. Tsource,in ve düşük Tsource,out değerleri için %135 ve %175 arasındadır. Tsource civarında, = 65 °C'de daha alakalı VHC artışları elde edilir, burada COP'yi %14 ila %17 arasında azaltmak, VHC'yi yaklaşık 3- 4 kat artırabilir. COP ve VHC eşit derecede alakalı hale geldiğinde (Şekil 6 (b) ve 7 (b)), R1233zd(E), verimlilik ve düşük hacimsel akışı en iyi şekilde birleştiren sıvıdır. Tüm çalışma koşullarında bu sıvı önerilen sıvıdır. İdeal olarak, çalışma aralığını ikiye bölerek (yüksek ve düşük Tsource,in) hacimsel akış açısından en büyük kazançlar, VHC artışının kabaca %300 ile %400 arasında olduğu yüksek ısı kaynağı sıcaklıklarında karşılaşılır. Aynı bölgelerde COP düşüşü Tsink,out < 130 °C için %7 ile %14 arasında ve Tsink,out > 130 °C için %15 ile %20 arasında. Akışkan seçimi sadece VHC tarafından belirlendiğinde, hacimsel akış açısından avantajlar önemlidir ve siklopropan (Tsource,in > 70 °C ve Tsink,out < 115) kullanılması durumunda VHC'de yaklaşık 14,5 kat maksimum artış vardır. °C) bu çalışma sıcaklıkları için kritik durumuna yakındır. Diğer durumlarda, VHC artışı daha sınırlıdır, ancak yine de çok yüksektir. < 65 °C'de Tsource için %100'lük nispi bir artıştan maksimum %750'nin üzerinde bir artışa kadar değişir ve ilgili verimlilik kaybı %13 ile %27 arasında değişir. Benzer şekilde, Tsource için> 65 °C'de, VHC artışı %300'den yukarıda belirtilen %1450'ye kadar değişir ve ilgili COP düşüşü her zaman %10'dan ve çoğu zaman maksimum %20'den yüksektir. Tsource için yaklaşık 70 °C'de ve Tsink için yaklaşık 140 °C'de yaklaşık %28 değer. Şekil 6. Şekil 7. Sonuç olarak, nispeten mütevazı bir verimlilik düşüşü ile hacimsel akışlar açısından yüksek avantajlar elde edilebilir ve bu nedenle kompresör boyutunu küçültmek için daha az verimli akışkanların kullanılması uygun bir seçenek olarak düşünülmelidir. Bu değiş tokuş, ekonomik faktörlerin hakimiyetindedir: Bir yanda, sermaye maliyetlerinde azalma ve hatta yüksek hacimsel akış oranlarından muzdarip pozitif deplasmanlı olanlar gibi iyi bilinen kompresör teknolojilerini kullanma olasılığı vardır ve doğru soğutucu kullanılırsa, yüksek kapasiteli uygulamalar için bile uygulanabilir hale gelir. Öte yandan, COP'nin küçük bir kısmından bile vazgeçmek, tüm uygulama ömrü boyunca, kolayca 15, hatta 20 yıla eşit olabilen gelirleri doğrudan cezalandırdığı için dikkatlice değerlendirilmelidir. İyi bir uzlaşma, yüksek VHC'ye sahip (VHC'nin tek kriter olduğu zaman > 140 °C olan Tsink için tercih edilen akışkandır) ama aynı zamanda iyi bir COP'ye sahip olan R1233zd(E)'nin kullanılması olabilir ve bu nedenle < 65 °C'de özellikle Tsource ile karakterize edilen aralık için uygun bir sıvı olmalıdır. Hem VHC hem de COP belirli göstergelerdir, bu nedenle sistemin boyutuna bağlı değildirler. Isı kaynağının ısıl boyutundan (veya soğutucuda sağlanacak ısı akış hızı miktarından) etkilenen ilgili parametre hacimsel akış hızıdır. Bu, tahliye basıncıyla birlikte, Şekil 8'de belirtildiği gibi, kompresör teknolojisi seçimi hakkında bazı ipuçları verebilir. Farklı kompresör teknolojilerinin uygulama aralıkları rapor edilir ve dört farklı önemli durumda VCHP'nin operasyonel alanıyla karşılaştırılır. : Şekil 5'te belirtilen ve COP'yi maksimize eden akışkanlar, iki sistem boyutu için rapor edilmiştir (evaporatörde 500 ve 2000 kWth),ve aynı sistem boyutları için COP ve VHC arasında iyi bir uzlaşma olduğunu kanıtlayan R1233zd (E). Tek Kademeli (SS) pistonlu kompresörler, büyük hacimsel akışlar nedeniyle, önerilen boyutlardaki (evaporatörde 500 ve 2000 kWth) HTHP uygulamaları için en uygunu olmayabilir, ancak tahliye basıncı bir sorun olmaz. ve aynısı Çok Aşamalı (MS) muadili için de geçerlidir. Daha küçük boyutlu uygulamalar için pistonlu kompresörler, vidalı ve çift vidalı kompresörler muhtemelen en çok kullanılanlardır. Son olarak, çok küçük uygulamalar için (buharlaştırıcıda < 10 kWth) scroll kompresörler de kullanılır [15]. Bu, yüksek kapasiteli uygulamalar için ya çoklu kompresörlerin ya da farklı kompresör teknolojilerinin (örneğin santrifüj olanlar) kullanılması gerektiği sonucuna varır. Akışkanları yüksek COP ile çalıştırmak için gereken nispeten düşük basınçlar hem maksimum basınç hem de büyük termal boyut durumunda hacimsel akış hızı için teknolojik sınırlarına yakın olmasına rağmen vidalı kompresörlerin kullanımına izin verir. Farklı olarak, R1233zd (E) için, Şekil 8'de bildirilen akışkanlar arasında en yüksek VHC'ye sahip olmasına rağmen, hacimsel akış hızları SS pistonlu kompresörler için çok büyükken, basınçlar SS vidalı kompresörler için çok yüksektir. Bu durumda, daha küçük boyutlu uygulamalar MS pistonlu kompresörlerle karşılansa bile, santrifüj (hem SS hem de MS) seçimi en uygun seçenek gibi görünmektedir. Şekil 8. Sonuç olarak, yüksek sıcaklıklı VCHP için bu analizde seçilen akışkanlar, MS santrifüj kompresörleri gerektirir; bu tür uygulamalar, boşaltma basıncı ve hacimsel akış kombinasyonları ile karakterize edilir ve bu tür kompresör teknolojisi tarafından iyi bir şekilde ele alınması muhtemeldir. VCHP termal boyutuna, yani evaporatörde sağlanan ısı akış hızına bağlı olarak, SS santrifüj, SS vida gibi diğer kompresör teknolojileri uygulanabilir hale gelebilir ve özellikle işletme sıvısı seçimi sırasında hacimsel akışa büyük önem atfedilirse, MS karşılıklı. Kompresör uygulanabilirlik aralığı hakkındaki veriler [59]'un 2. bölümünden alınmıştır, ancak SS ileri geri hareket eden maksimum basınç sınırı [7,32]'ye göre yaklaşık 10 bar'dan yaklaşık 30 Bar’a güncellenmiştir. 5. Sonuç Çeşitli ısı kaynağı ve ısı emici sıcaklık kombinasyonları için VCHP'ye uygun çalışma sıvılarının geniş bir taraması gerçekleştirilmiştir. İncelenen VCHP çalışma alanı, 50 °C'den (dikkate alınan daha düşük ısı kaynağı sıcaklığı) 150 °C'ye (daha yüksek düşünülen soğutucu sıcaklığı) kadar değişir. Çeşitli çevresel ve teknik sınırlamalar uygulanarak, incelenen akışkan havuzu 27'ye düşürüldü ve bunların arasından, her bir ısı kaynağı ve soğutucu sıcaklığı kombinasyonu için en iyi COP'yi gösterenler seçildi. Sonuç olarak, düşük ısı kaynağı ve yüksek ısı emici sıcaklıkları için önerilen sıvı asetondur; benzen, yüksek kaynak ve yüksek lavabo sıcaklıkları için en uygun olanıdır; siklopentan düşük kaynak ve yüksek çökme sıcaklıkları içindir; son olarak, dikloroetan yüksek kaynak ve düşük lavabo sıcaklıkları için tavsiye edilir. Tüm bu sıvılar yanıcı veya son derece yanıcıdır ve bu, güvenlik nedenleriyle kullanımlarını bozabilir ve caydırabilir. Bununla birlikte, soğutma uygulaması, verimlilik kazancının önemli olduğu durumlarda, toksik ve yanıcı sıvıların kullanımının ekonomik avantajlar açısından haklı gösterilebileceğini göstermiştir. Daha yüksek bir VHC ve toksisite veya yanıcılık olmaması nedeniyle daha az verimli akışkanlar tercih edilirse, sentetik soğutucu akışkanlar (yani HFO R1336mzz(Z) ve R1234ze(Z) ve HCFO R1233zd(E) ve R1224yd (Z)) çok etkili alternatif bir soğutma sağlar. Ayrıca, güvenli sıvıların kullanımı, tüm bağlamlarda kullanılabilen bu tür sıvılar olduğu için HTHP uygulamalarının yaygınlaşmasına da yardımcı olabilir. Bununla birlikte, analizin VHC durumu için gösterdiği gibi, COP dışında bir parametre izlendiğinde, verimlilik kayıpları kolayca %10'dan yüksek ve %20'ye kadar çıkabilir ki bu ihmal edilemez. Bu nedenle, bu takaslar dikkatle düşünülmelidir. En verimli olduğu sonucuna varılan akışkanların da klasik ısı pompası akışkanları ile kıyaslandığında düşük VHC'ye sahip olması nedeniyle, yüksek VHC'li akışkanlar ile değiştirilmesinden kaynaklanan verim kaybı tartışılmıştır. Sonuç olarak, R1233zd(E)'nin %7 kadar düşük olabilen ve çoğu durumda %10 ile %20 arasında oluşan COP göreli düşüşleri ile COP ve VHC arasında iyi bir uzlaşma sağlayabildiği ve bazı durumlarda %400'ün üzerinde ve her zaman %110'un üzerinde olan nispi artışları olan VHC'yi beraberinde getirdiği sonucuna varılmıştır Son olarak, farklı kompresör teknolojilerinin kullanımıVCHP boyutunun bir fonksiyonu olarak analiz edilir. Önerilen uygulamanın boyutu (evaporatörde 500-2000 kWth) nedeniyle çok kademeli ve tek kademeli santrifüj kompresörün muhtemelen en uygun olduğu sonucuna varıldı, bazı durumlarda vidalı kompresörler sonuçtaki hacimsel akışları idare edebilse bile. Daha küçük boyutlu uygulamalar için pistonlu gibi farklı kompresör teknolojileri kullanılabilir. Bu durumda, sıkıştırma aşamalarının sayısı incelenen akışkanların bazıları için sınırlayıcı bir faktör olduğu için farklı akışkanlar önerilenler olabilir. Farklı kompresör teknolojileriyle, bu sınırlama artık geçerli değildir ve farklı sıvılar, kalan teknik kısıtlamalara uyabilir. Bu makaleye ek veriler çevrimiçi olarak https://.doi.org/10.1016/j.applthermaleng.2019.01.034. adresinde bulunabilir.

Years of experience: 5. Registered at ProZ.com: Sep 2019.

N/A

Meet new translation company clients
Meet new end/direct clients
Work for non-profits or pro-bono clients
Network with other language professionals
Find trusted individuals to outsource work to
Get help with terminology and resources
Learn more about translation / improve my skills
Get help on technical issues / improve my technical skills
Learn more about the business side of freelancing
Help or teach others with what I have learned over the years
Improve my productivity

Bio

No content specified

Profile last updated
Mar 16, 2022

More translators and interpreters: English to Turkish - Turkish to English More language pairs

Your current localization setting

Select a language

You have native languages that can be verified

Your current localization setting

Select a language