CC BY
51УДК 621.576.5
DOI: 10.25206/2588-0373-2018-2-2-40-47
ВЛИЯНИЕ СРЕДНЕСУТОЧНОЙ ТЕМПЕРАТУРЫ И ВЛАЖНОСТИ ВОЗДУХА НА ЭФФЕКТИВНОСТЬ ГЕЛИОХОЛОДИЛЬНЫХ АБСОРБЦИОННЫХ БРОМИСТОЛИТИЕВЫХ МАШИН
О. С. Малинина, А. В. Бараненко, А. В. Зайцев
Санкт-Петербургский национальный исследовательский университет информационных технологий, механики и оптики, Россия, 197101, г. Санкт-Петербург, Кронверкский пр., 49
В работе проведено исследование влияния изменения среднесуточных температуры и влажности воздуха на эффективность абсорбционной бромистолитиевой холодильной машины на солнечной энергии для целей кондиционирования и конденсации влаги из воздуха. Выполнен анализ термодинамических циклов при различных схемных решениях абсорбционной бромистолитиевой холодильной машины. Получены значения минимальной температуры греющего источника, при которой возможно получение пресной воды для городов Дубай, Сингапур и Чунцин.
Ключевые слова: низкопотенциальная энергетика, солнечная энергия, гелиоустановка, солнечный коллектор, абсорбционная бромистолитиевая холодильная машина, греющий источник, относительная влажность воздуха.
Введение
Методы исследования
Абсорбционные бромистолитиевые холодильные машины (АБХМ) получили широкое распространение во всем мире. Охлажденная в них вода используется в системах комфортного и технологического кондиционирования. Наибольшее распространение АБХМ получили в системах кондиционирования воздуха, химической, нефтеперерабатывающей, электронной и радиопромышленности. В настоящее время, в связи с развитием энергосберегающих технологий, разрабатываются системы кондиционирования воздуха с использованием абсорбционных бромистолитиевых холодильных машин на солнечной энергии [1—8].
Ежегодно земной поверхности достигает 7,5 х х1017 кВт ■ ч/год солнечной энергии. На интенсивность солнечного излучения влияют географическая широта местности, время года и суток. При этом два первых параметра определяют продолжительность дневной части суток. Среднегодовое суммарное солнечное излучение, падающее на горизонтальную поверхность, приблизительно составляет в Центральной Европе, Канаде и Средней Азии 1000 кВт ■ ч/м2, в Средиземноморье — 1700 кВт ■ ч/м2, в пустынных регионах Африки, Австралии, Ближнего Востока — 2200 кВт ч/м2.
Поэтому особенно эффективно применение гелиохолодильных машин в южных районах, где относительно интенсивна и достаточно продолжительна солнечная радиация для получения греющего источника для целей кондиционирования и получения воды из воздуха.
Так как в любой географической точке мира температура и относительная влажность воздуха меняются в течении суток, проведение исследования влияния изменения внешних параметров наружного воздуха на температуру греющего источника, при которой возможно получение пресной воды и где могут быть применимы АБХМ на солнечной энергии, является актуальным.
В данной статье проводится анализ влияния изменения среднесуточных температуры и влажности воздуха на эффективность термодинамических циклов абсорбционной бромистолитиевой холодильной машины на солнечной энергии для кондиционирования и конденсации влаги из воздуха.
Для выполнения расчетов выбраны схемы и циклы одноступенчатой и каскадной АБХМ. При одинаковой температуре кипения хладагента работа абсорбционной машины по каскадному циклу может осуществляться при более низкой температуре греющей среды, что, как отмечено ранее, важно для гелиохолодильных машин. Однако термодинамическая эффективность машины, работающей по каскадному циклу, ниже, чем у машины с одноступенчатым циклом.
Принцип действия и процессы работы броми-столитиевой холодильной машины изложены в издании [9].
Показан цикл одноступенчатой АБХМ (рис. 1). Основные процессы цикла следующие: линия 1-1' — кипение рабочего вещества в испарителе; линия 3'-3 — отвод теплоты перегрева и конденсация пара рабочего вещества в конденсаторе; линия 2-7 — нагрев слабого раствора в теплообменнике растворов; линия 7-5 — адиабатно-изобарная десорбция пара рабочего вещества; линия 5-4 — кипение раствора в генераторе при совмещенном тепломассопереносе; линия 4-8 — охлаждение крепкого раствора в теплообменнике растворов; линия 8-2 — абсорбция пара рабочего вещества в абсорбере.
В работе выполнен анализ циклов одноступенчатой и каскадной АБХМ с параллельной подачей греющего источника в генераторы первой и второй ступени. Испаритель второй ступени охлаждает абсорбер и конденсатор первой ступени с параллельной подачей охлаждающей воды в аппараты.
Рис. 1. Цикл одноступенчатой абсорбционной бромистолитиевой холодильной машины Fig. 1. The cycle of a single-stage Absorption Bromistolithium Refrigerating Machine
о о M М KQ
1Ч
I ' ' &
H IB
N1
OS g о
E Н T x >0 z А
' К
> &
i О
Методика расчета циклов одноступенчатой и каскадной абсорбционной бромистолитиевой холодильной машины
Температура точки росы, °С:
t = f(t ; ф).
т.р v н.в т '
Температура охлаждаемой воды на входе в испаритель, °С:
t, = t —At .
si т.р т.р
t2 = t 1- At .
s2 si s
Температура кипения воды в испарителе, °С:
t0 = t 2- At
0 s2 u
^a = f (t2' Pa I
Действительная концентрация слабого раствора, %:
^a = ^a + A^a
Действительная концентрация крепкого раствора, %:
5, = ko + A^
Теоретическая концентрация крепкого раствора, %:
= £,r + .
Давление конденсации пара в конденсаторе и генераторе, кПа:
Pk=Ph =f(tk).
(11)
Высшая температура кипения раствора в генераторе, °С:
(1)
ti =f iph • k r)
(12)
Температура греющего источника на входе в генератор, °С:
(2)
Температура охлажденной воды на выходе из испарителя, °С:
th1 = t - At.
h1 4 г
(3)
(4)
Кратность циркуляции раствора: a = ^.
(13)
(14)
Удельный тепловой поток теплообменника, кДж/кг:
q= (a- 1) -ft-У.
(15)
Давление кипения в испарителе, кПа:
Давление в абсорбере, кПа:
Ра=Р0 -АР- (6)
Теоретическая концентрация слабого раствора, %:
Удельный тепловой поток генератора, кДж/кг:
Чи = ¡3 + (a - 1) • ¡4 - 1
(16)
Удельный тепловой поток абсорбера, кДж/кг:
4a = ¡1 + (a - 1) •
(17)
(7)
Удельный тепловой поток испарителя, кДж/кг:
?о = ¿3- (18)
Удельный тепловой поток конденсатора, кДж/кг:
(8)
Як = ¡3 - ¡3. Тепловой коэффициент:
Z = Яо. 4h
(19)
(20)
(9)
(10)
Методика расчета цикла первой ступени каскадной машины не отличается от расчета цикла одноступенчатой машины.
Для соблюдения теплового баланса цикла каскадной машины должно выполняться равенство:
<т> &
< К
O О
7
ь - a • i
8
2
тепловая нагрузка испарителя второй ступени равна сумме удельных тепловых нагрузок испарителя и абсорбера первой ступени, кДж/кг:
?02=?М + ?аГ
(21)
Количество циркулирующего хладагента второй ступени на один килограмм циркулирующего хладагента первой ступени:
?02 ?02
(22)
Тепловая нагрузка генератора второй ступени:
?Й2 = ?Й2 • *. (23)
Тепловой коэффициент цикла каскадной машины:
z = ■
1 01
?h1 + 4h2
(24)
Результаты исследования
Для оценки влияния среднесуточных температуры и влажности воздуха на эффективность термодинамических циклов при различных схемных решениях абсорбционной бромистолитиевой холодильной машины был разработан программный комплекс, созданный при помощи компилятора д1ог1;гап [10] (рис. 2).
Данная математическая модель позволяет рассчитывать как одноступенчатую, так и каскадную схему АБХМ при различных подачах греющего источника по ступеням. Программный комплекс состоит из головной программы и ряда подпрограмм. Ввод исходных данных и вывод результатов осуществляется отдельными файлами. Разработанная комплексная математическая модель включает в себя следующие подпрограммы: расчет температур охлаждающей, охлаждаемой, охлажденной и греющей воды; расчет параметров точек термодинамических циклов для одноступенчатой и каскадных схем; расчет тепловых нагрузок на аппараты; определение теплового коэффициента. Термодинамические свойства водяного пара, воды и водного раствора бромистого лития [11, 12], определялись по уравнениям [9], расчеты циклов АБХМ осуществлялись по известным зависимостям [9].
В качестве исходных данных для расчетов циклов одноступенчатой и каскадной АБХМ были взяты среднесуточные температура и относительная влажность воздуха по климатическим данным [13] самого холодного и самого теплого месяца для городов Дубай (январь, август) [14], Сингапур (январь, март) [15] и Чунцин (январь, август) [16].
Представлены дополнительные данные для расчета циклов одноступенчатой и каскадной АБХМ (табл. 1).
Приведены результаты расчета циклов одноступенчатой АБХМ для городов Дубай, Сингапур и Чунцин (рис. 3, 4). Из графиков следует, что для
1. Виол исходных данных:
'в .;<?;
2. PicMamepaiyp янешнхгл i:почты*]
'it!11.: ^«tii'.tiT'.ji ¡'»si!'*!
3. Расчет □¿рлыетроа 7>>i о z;: н".м,:^ ^:. .г пнз_юэ
4. PjC4»7 Ttniowx H-irpyiOl HI лтааргтк:
7. Ёьиод р*1удьтпов расчета
Рис. 2. Блок-схема алгоритма расчета программы ABXMD Fig. 2. Block diagram of the algorithm for calculating the ABXMD program
л =
thi,° с
95
Таблица 1. Дополнительные данные для расчета одноступенчатой и каскадной АБХМ
Table 1. Additional data for calculation of single-stage and cascade ABRM
Параметры Значения
Недорекуперация теплоты на холодной стороне испарителя Atu, °С 3
Недорекуперация теплоты на теплой стороне конденсатора Atx, °С 3
Недорекуперация теплоты на теплой стороне генератора Atr, °С 5
Недорекуперация теплоты на холодной стороне абсорбера Ata, °С 5
Недорекуперация теплоты на холодной стороне теплообменника растворов Atm/о, °С 15
Гидравлическое сопротивление прохождению пара между испарителем и абсорбером Ар, кПа 0,13
Недонасыщение слабого раствора в абсорбере А^,, % 1,5
Недовыпаривание крепкого раствора в генераторе А^г, % 2,5
Зона дегазации А^, % 4
-Дубай (январь)
- Дубай (август)
- Сингапур (январь)
- Сингапур (март)
- Чунцин (август)
80
0.00 3.00 6.00 9.00 12.00 15.00 18.00 21.00 Т, Ч
Рис. 3. График зависимости температуры греющего источника от среднесуточных параметров внешних источников для одноступенчатой абсорбционной бромистолитиевой холодильной машины Fig. 3. Graph of the temperature of the heating source from the average daily parameters of external sources for a single-stage Absorption Bromistolithium Refrigerating Machine
Рис. 4. График зависимости теплового коэффициента от среднесуточных параметров внешних источников для одноступенчатой абсорбционной бромистолитиевой холодильной машины Fig. 4. Graph of the dependence of the thermal coefficient from the average daily parameters of external sources for a single-stage Absorption Bromistolithium Refrigerating Machine
I В
О И
N> с OS
О о E н
T х >°
z > О К
О Е О Е
О S
OS
города Дубай температура греющего источника, при которой возможно получение пресной воды из воздуха составляет: в январе (м = (88,2 ... 90,4) °С, в августе (м = (90,4 ... 94,7)°С. Величина теплового коэффициента варьировалась в пределах: для января ^=(0,720 ... 0,735), для августа ^ = (0,732 ...0,752). Для города Сингапур температура греющего источника, при которой возможно получение пресной воды из воздуха составляет: в январе = = (85,2 ... 87,3)°С, в марте ^ = (85,5... 87,7)°С. Величина теплового коэффициента варьировалась в пределах: для января ^ = (0,763...0,768), для марта ^ = (0,761... 0,767). Для города Чунцин при расчете оказалось, что при заданных параметрах наружного воздуха температура кипения имеет отрицательное значение. Следовательно, для проведения дальнейших исследований необходимо применить уравнения расчета абсорбционной бромистолити-евой холодильной машины с температурой кипения ниже 0°С. Температура греющего источника, при которой возможно получение пресной воды из воздуха составляет: в августа ^ = (86,4... 88,9) °С. Величина теплового коэффициента варьировалась в пределах: для августа ^ = (0,754... 0,760).
Приведены результаты расчета циклов каскадной АБХМ для городов Дубай, Сингапур
и Чунцин (рис. 5, 6). Из графиков следует, что для города Дубай температура греющего источника, при которой возможно получение пресной воды из воздуха, составляет: в январе (м = (70,7 ... 72,9)°С, в августе (м = (74,6 ... 76,8)°С. Величина теплового коэффициента варьировалась в пределах: для января ^ = (0,236 ...0,239), для августа £= (0,241...0,244). Для города Сингапур температура греющего источника, при которой возможно получение пресной воды из воздуха, составляет: в январе ^ = = (71,9 ...73,1)°С, в марте ^ = (72,1...73,3)°С. Величина теплового коэффициента варьировалась в пределах: для января ^ = (0,247...0,248), для марта ^ = (0,246 . .. 0,248). Для города Чунцин при расчете оказалось, что при заданных параметрах наружного воздуха температура кипения имеет отрицательное значение. Следовательно, для проведения дальнейших исследований необходимо применить уравнения расчета абсорбционной бромистолитиевой холодильной машины с температурой кипения ниже 0°С. Температура греющего источника, при которой возможно получение пресной воды из воздуха, составляет: в августе ^ = (71,9... 73,5)°С. Величина теплового коэффициента варьировалась в пределах: для августа £= (0,244... 0,246).
—Дуб ай (январь) —Дуб ай (август)
Сингапур (январь) —Сингапур (март) - Чунцин {август)
0.00 3.00 6.00 9.00 12.00 15.00 18.00 21.00 Т,Ч
Рис. 5. График зависимости температуры греющего источника от среднесуточных параметров внешних источников для каскадной абсорбционной бромистолитиевой холодильной машины Fig. 5. Graph of the temperature of the heating source from the average daily parameters of external sources for a cascade Absorption Bromistolithium Refrigerating Machine
Рис. 6. График зависимости теплового коэффициента от среднесуточных параметров внешних источников для каскадной абсорбционной бромистолитиевой холодильной машины Fig. 6. Graph of the dependence of the thermal coefficient from the average daily parameters of external sources for a cascade Absorption Bromistolithium Refrigerating Machine
Выводы
Выполненный анализ показал, что суточные колебания параметров наружного воздуха влияют на изменение минимальной температуры греющего источника. Данная величина изменялась в пределах Д^1 = (1—4)°С как в одноступенчатых, так и в каскадных циклах АБХМ для всех городов в рассмотренный период их работы.
При использовании каскадных абсорбционных бромистолитиевых холодильных машин для целей кондиционирования и получения воды из воздуха температура греющего источника в среднем на 15,4 °С ниже, чем в одноступенчатых АБХМ. Это ценное обстоятельство дает возможность использовать бросовою теплоту более низкого температурного потенциала. Однако величина теплового коэффициента каскадных абсорбционных броми-столитиевых холодильных машин в 3 раза меньше, чем в одноступенчатых АБХМ.
Список источников
1. Emilio J. Sarabia Escriva, Edwin V. Lamas Sivila, Victor M. Soto Frances. Air conditioning production by a single effect absorption cooling machine directly coupled to a solar collector field. Application to Spanish climates // Solar Energy. 2011. Vol. 85, Issue 9. P. 2108-2121. DOI: 10.1016/j.solener.2011.05.019.
2. Lizarte R., Izquierdo M., Marcos J. D. [et al.]. An innovative solar-driven directly air-cooled LiBr-H20 absorption chiller prototype for residential use // Energy and Buildings. 2012. Vol. 47. P. 212-213. DOI: 10.1016/j.enbuild.2011.11.011.
3. Palacios E., Izquierdo M., Marcos J. D. [et al.]. Evaluation of mass absorption in LiBr flat-fan sheets // Applied Energy. 2009. Vol. 86, Issue 12. P. 2574-2582. DOI: 10.1016/j.apenergy.2009. 04.033.
4. Agyenim F., Knight I., Rhodes M. Design and experimental testing of the performance of an outdoor LiBr/H20 solar thermal absorption cooling system with a cold store // Solar Energy. 2010. Vol. 84 (5). P. 735-744. DOI: 10.1016/j.solener.2010.01.013.
5. Hidalgo M. C. R., Aumente P. R., Millan M. I. [et al.]. Energy and carbon emission savings in Spanish housing air-conditioning using solar driven absorption system // Applied Thermal Engineering. 2008. Vol. 28, Issue 14-15. P. 1734-1744. DOI: 10.1016/j.applthermaleng.2007.11.013.
6. Mammoli A., Vorobieff P., Barsun H. [et al.]. Energetic, economic and environmental performance of a solar-thermal-assisted HVAC system // Energy and Buildings. 2010. Vol. 42, Issue 9. P. 1524-1535. DOI: 10.1016/j.enbuild.2010.03.023.
7. Bujedo L. A., Rodriguez J., Martinez P. J. Experimental results of different control strategies in a solar air-conditioning system at part load // Solar Energy. 2011. Vol. 85. P. 1302-1315. DOI: 10.1016/j.solener.2011.03.009.
8. Balghouthi M., Chahbani M. H., Guizani A. Feasibility of solar absorption air conditioning in Tunisia // Build. Environ. 2008. Vol. 43 (9). P. 1459-1470. DOI: 10.1016/j.buildenv.2007.08.003.
9. Бараненко А. В., Тимофеевский Л. С., Долотов А. Г. Абсорбционные преобразователи теплоты: моногр. СПб.: Изд-во СПбГУНиПТ, 2005. 338 с.
10. Тимофеевский Л. С., Малинина О. С. Математическая модель абсорбционной бромистолитиевой холодильной машины с двухступенчатой генерацией пара рабочего вещества // Вестник Международной академии холода. 2011. № 2. С. 37-40.
11.Ривкин С. А., Александров A. A. Термодинамические свойства воды и водяного пара. М.: Энергия, 1980. 424 с.
12. Alefeld G. Bestimmung der termopysikalischen daten des stoffpaares wasser-lithiumbromid. Technischen Universität. München, 1991. 25 S.
13. Погода и климат. URL: http://www.pogodaiklimat.ru (дата обращения: 05.09.2017).
14. Dubai, United Arab Emirates Monthly Weather // The Weather Channel. URL: https://weather.com/weather/monthly/!/ AEXX0004:1:AE (дата обращения 05.09.2017).
15. Singapore, Singapore Monthly Weather // The Weather Channel. URL: https://weather. com/weather/monthly/l/SNX-X0006:1:SN (дата обращения: 05.09.2017).
16. Chongqing, China Monthly Weather // The Weather Channel. URL: https://weather.com/weather/monthly/l/CHX-X0017:1:CH (дата обращения: 05.09.2017).
МАЛИНИНА Ольга Сергеевна, кандидат технических наук, доцент (Россия), доцент кафедры «Холодильная техника и возобновляемая энергетика». БРНЧ-код: 6840-9272 ЛиШогГО (РИНЦ): 709687
Адрес для переписки: [email protected]
БАРАНЕНКО Александр Владимирович, доктор технических наук, профессор (Россия), заведующий кафедрой «Холодильная техника и возобновляемая энергетика».
БРНЧ-код: 5621-0524; АиШогГО (РИНЦ): 173759 Адрес для переписки: [email protected] ЗАЙЦЕВ Андрей Викторович, кандидат технических наук, доцент кафедры «Холодильная техника и возобновляемая энергетика». БРНЧ-код: 1652-6922; АиШогГО (РИНЦ): 200047 Адрес для переписки: [email protected]
Для цитирования
Малинина О. С., Бараненко А. В., Зайцев А. В. Влияние среднесуточной температуры и влажности воздуха на эффективность гелиохолодильных абсорбционных бромистолитие-вых машин // Омский научный вестник. Сер. Авиационно-ракетное и энергетическое машиностроение. 2018. Т. 2, № 2. С. 40-47. БОН: 10.25206/2588-0373-2018-2-2-40-47.
Статья поступила в редакцию 26.03.2018 г. © О. С. Малинина, А. В. Бараненко, А. В. Зайцев
I ■
л
О
1Я 1> ОИ
05 О О Е н Т х >0 2 А
■ К > О
1 о
О
< К ОО
