Słoneczny, kompaktowy klimatyzator strumienicowy

W artykule opisano prototypowy, kompaktowy klimatyzator słoneczny małej mocy. W zwartej konstrukcji urządzenia, montowanego w połaci dachowej lub ścianie budynku, chłodniczy obieg strumienicowy zasilany jest parą wytwarzaną w kolektorze słonecznym o powierzchni 4 m2. Zestawiając wzory opisujące zjawiska zachodzące w strumienicy i wymiennikach ciepła utworzono model obliczeniowy pracy całości urządzenia. Model, po przetworzeniu do postaci numerycznej posłużył do wytworzenia charakterystyk wydajności współpracujących urządzeń. Przeanalizowano współpracę obiegu strumienicowego z kilkoma typami kolektorów płaskich i skupiających oraz wyznaczono optymalne punkty pracy.

Oznaczenia użyte w artykule:
COP – współczynnik efektywności chłodniczej
q - powierzchniowa gęstość promieniowania, W/m2
t - temperatura, oC
α – współczynnik pochłaniania pokrycia kolektora
ε – współczynnik emisyjności pokrycia kolektora
Indeksy:
chl - obiegu chłodniczego
k - skraplacz
p - parowacz
sl - promieniowania, kolektora słonecznego
w - wytwornica
Wprowadzenie
W ostatnich kilkunastu latach kolektory słoneczne stały się powszechnie akceptowanym składnikiem instalacji wytwarzania ciepłej wody użytkowej. Sprawność wykorzystania energii słonecznej w kolektorach wzrosła znacznie od czasu zastosowania selektywnych powłok tlenkowych oraz izolacji próżniowych. Większość producentów kolektorów bazuje na technologii cieczowych kolektorów płaskich, ściśle przylegających do powierzchni dachu. Rozpowszechnienie produkcji kolektorów słonecznych ułatwia ich wykorzystanie w bardziej zaawansowanych systemach cieplnych jak pompy ciepła czy urządzenia klimatyzacyjne. Oba zastosowania mają dość obszerną zagraniczną literaturę w aplikacjach dla obiegów absorpcyjnych oraz strumienicowych [1÷7]. Analizuje się zastosowanie różnego rodzaju roztworów roboczych obiegów absorpcyjnych oraz nietypowych czynników roboczych dla strumienic. Pojawiają się także urządzenia hybrydowe, łączące obieg absorpcyjny ze strumienicowym.
Istotnym zagadnieniem współpracy obiegu chłodniczego z kolektorem słonecznym jest właściwy dobór temperatury w wytwornicy pary. Niska temperatura powierzchni kolektora podnosi sprawność konwersji energii słonecznej w energię cieplną ale zarazem pogarsza efektywność obiegu chłodniczego. Odwrotnie, wysoka temperatura powierzchni kolektora pogarsza odbiór energii słonecznej ale poprawia znacznie parametry obiegu chłodniczego rys.1.

W kilku teoretycznych opracowaniach naukowych zajmowano się doborem stosowanego czynnika chłodniczego. W przypadku wody jako czynnika roboczego strumienic za optymalną temperaturę obiegu napędowego wskazywano przedział od +80 do +100oC. W przypadku czynników chłodniczych z grupy pochodnych węglowodorów oraz amoniaku jako temperaturę napędową wskazuje się zazwyczaj wartości wyższe, na poziomie od +100 do +150oC. Wartość te podawane są jednak raczej intuicyjnie, niezmiernie rzadkie są bowiem prace naukowe, które uzasadniałyby to obliczeniowo bądź w warunkach eksperymentu przeprowadzonego na rzeczywistym obiekcie.

Obieg strumienicowy
Obieg strumienicowy charakteryzuje się pracą na trzech poziomach temperatur i ciśnień: najwyższą w wytwornicy pary, pośrednią w skraplaczu i najniższą w parowaczu. Współczynnik efektywności chłodniczej COP tego obiegu nie jest wysoki i rzadko przekracza 0,5 - wynika to ze sprzężenia obiegu chłodniczego z napędowym. Temperatura w wytwornicy istotne warunkuje pracę układu pompowego wyznaczając wysokość podnoszenia cieczy. Zbyt duża wartość ciśnienia w wytwornicy stwarza problemy w doborze pompy, zwłaszcza w przypadku stosowania czynników z grupy pochodnych węglowodorów i amoniaku. Dla wody wymagana wartość ciśnienia pompowania jest niewielka i wynosi od 0,2 do 2 bar. Cecha ta umożliwia wykorzystanie cichych, hermetycznych pomp obiegowych CO lub pracę grawitacyjną (termosyfonową).


Specyficznym elementem składowym obiegu strumienicowego jest zespół dwóch dysz: dyszy napędowej o małej średnicy oraz dyszy (komory) mieszania o dużej średnicy. Dysze strumienic wykonywane są jako zbieżno-rozbieżne o kątach zbieżności z przedziału 7÷12o. Pierwotnie, strumienice używane były jako urządzenia duże, przeznaczone do mocy cieplnych rzędu MW lub do dużych przepływów objętościowych. W takich zastosowaniach wykonanie dysz napotykało na kłopoty wynikające z raczej dużych rozmiarów dysz (komór) mieszania zwłaszcza gdy osiągały one długość kilku-kilkunastu metrów. W omawianym urządzeniu klimatyzacyjnym występują względnie małe wydajności chłodnicze rzędu kW oraz małe przepływy objętościowe. Zastosowanie wysokich temperatur w wytwornicy pary a co za tym idzie wysokich ciśnień poprzez przeliczenie na warunki przepływu krytycznego skutkuje małymi średnicami dyszy napędowej. Wykonanie dyszy zbieżno-rozbieżnej o średnicy poniżej 1mm w przekroju przepływu krytycznego w najwęższym miejscu dyszy natrafia na spore problemy technologiczne biorąc pod uwagę wymaganą małą chropowatość powierzchni wewnętrznej. Najmniejszą, realną wykonawczo średnicą jaką autorom udało się uzyskać jest średnica 0,7mm. Warto zauważyć, że średnice tego rzędu posiadają kapilarne przewody dławiące czynników chłodniczych. Geometria przewodów kapilarnych jest jednak cylindryczna (rurowa) a nie stożkowa (rys.4). Strumienice o małych rozmiarach cechują się swoistym działaniem - do ich przebadania autorzy zbudowali specjalne, laboratoryjne stanowisko testowe które jest elementem większych prac w nieco odrębnej tematyce naukowo-badawczej.

Budowa urządzenia klimatyzacyjnego
W ramach współpracy technologicznej z jednego z krajowych producentów kolektorów słonecznych rozważano koncepcję klimatyzatora kompaktowego opartego ma wodnym obiegu strumienicowym, w którym para napędowa wytwarzana jest w kolektorze słonecznym. Budowę urządzenia oparto na wymiennikach z płaskiej blachy łączonej przez lutowanie z rurkami Cu. Technologia ta wzbogacona o montaż powierzchniowy dodatkowych żeber z blach falistej umożliwia budowę wymienników ciepła dla powietrza: oziębiacza i skraplacza (rys. 5).

Intencjonalnie założono, że urządzenie posiadać będzie prostą, zwartą budowę (rys. 6), a jego zamontowanie na dachu nie będzie wymagało specjalistycznych urządzeń dźwigowych. Montaż w skośnej połaci dachowej byłby zbliżony do montażu zwykłego okna dachowego. O ile przeciętne, duże okno dachowe to gabaryty rzędu 90*140 cm, o tyle w przypadku omawianego urządzenia klimatyzacyjnego rozważano wstępnie wykorzystanie standardowego kolektora o rozmiarach 100*200cm. Prace analityczne [9] wykazały jednak, że klimatyzator osiągałby nieużytecznie niskie wydajności chłodnicze. W kolejnym etapie prac zdecydowano zwiększyć powierzchnię kolektora do 200*200cm. Uznano, że jest to maksymalny rozmiar kolektora jaki grupa monterów jest w stanie wnieść własnoręcznie na połać dachową.

Model obliczeniowy
Model obliczeniowy pracy urządzenia oparto na analizie zjawisk cieplno-przepływowych zachodzących w strumienicy chłodniczej oraz w poszczególnych aparatach i wymiennikach ciepła. Parametrem charakteryzującym jakość pracy strumienicy jest stosunek ejekcji czyli relacja pomiędzy ilością czynnika krążącego w obiegu chłodniczym do ilości krążącej w obiegu napędowym. Zależność ta aproksymowana została z pracy [8]. Jako zmienne niezależne modelu obliczeniowego urządzenia wybrano:
- gęstość promieniowania słonecznego padającego na kolektor qsl [W/m2],
- temperaturę tw pary nasyconej w wytwornicy (z przedziału od +50 do +250oC),
- temperaturę tp odparowania w parowaczu (zakładano temp. wlotową powietrza z
pomieszczenia na poziomie +22oC),
- temperaturę tk skraplania w skraplaczu (zakładano temp. wlotową powietrza z otoczenia
dachu na poziomie +35oC),

Do prowadzenia analiz numerycznych współpracy obiegu strumienicowego z kolektorami słonecznymi, zadawano zmienne:
- gęstość promieniowania słonecznego padającego na kolektor qsl [W/m2],v
- temperaturę tw pary nasyconej w wytwornicy.
Zestawione wzory obliczeniowe posłużyły do zbudowania dość obszernego programu obliczeniowego. Program oblicza wg opisanej metodologii wszystkie istotne parametry pracy obiegu strumienicowego i poszczególnych aparatów i wymienników. Wybrane opcje umożliwiają wyznaczenie geometrii dysz strumienicy oraz generowanie wykresu obiegu na tle własności lgp-h dla wody. Na rys. 6 pokazano schemat blokowy programu a na rys. 7 zrzuty kilku wybranych okien dialogowych.

W przypadku płaskiego kolektora słonecznego głównymi parametrami są: współczynnik przepuszczalności pokrycia szklanego, grubość przestrzeni pomiędzy płytą pochłaniacza a szybą, grubość izolacji cieplnej do skraplacza oraz wartości współczynnika pochłaniania i emisyjności promieniowania dla warstwy pokrywającej płytę pochłaniacza. W przypadku kolektora skupiającego dochodzą zagadnienia stopnia koncentracji i współczynnika refleksyjności materiału lustra. Obliczenia prowadzone są iteracyjnie dla założonej, średniej wartości temperatury powierzchni pochłaniacza. Iteracyjne poszukiwanie temperatury prowadzone jest z dokładnością do 0,05K. Obliczenia oziębiacza powietrza prowadzono przy założeniu, że na wlocie do wymiennika powietrze posiada stałą założoną temperaturę +22oC panującą w pomieszczeniu. Przepływ powietrza pomiędzy żebrami wymiennika cechuje się przepływem burzliwym, ze względu na hałas przy jak najmniejszej prędkości przepływu. Założono, że wykraplanie wilgoci z powietrza nie powinno wystąpić ponieważ temperatura czynnika będzie możliwie jak najwyższa (a więc raczej powyżej temperatury punktu rosy dla pomieszczenia). Obliczenia skraplacza prowadzono iteracyjnie dla temperatury na zewnętrznej powierzchni rur z krokiem 0,01K. Przepływ powietrza pomiędzy żebrami wymiennika cechuje się przepływem burzliwym ale bez istotnych ograniczeń prędkości przepływu. Przyjęto, że na wlocie do wymiennika powietrze posiada stałą, założoną temperaturę +35oC panującą w otoczeniu urządzenia. Temperatura ta może być nieco dyskusyjna, bowiem nad powierzchnią dachu powietrze jest lokalnie cieplejsze co wynika z pochłaniania promieniowania słonecznego przez materiał pokrycia dachowego.
Obliczenia wymienników w technice cieplnej zwykle prowadzone są w ten sposób, że ich wynikiem końcowym jest powierzchnia wymiany ciepła lub długość wymiennika. W przypadku analizowanego urządzenia zdecydowano, że wbudowane zostaną 4 po płyty wymiennika (4 oziębiacza i 4 skraplacza) o rozmiarach zgodnych z możliwościami technologicznymi producenta (100*200cm). Założono, że łączna grubość wszystkich warstw konstrukcyjnych urządzenia nie powinna przekroczyć 350mm, zbyt duży wymiar stwarzałoby bowiem problemy z wmontowaniem w połać dachową o przeciętnie spotykanej grubości izolacji cieplnej. Dla danego wymiennika obliczana była wartość ∆t wymiany ciepła pomiędzy płynami po obu stronach wymiennika. Obliczane wartości ∆t zazwyczaj nie przekraczały 7K dla płyty oziębiacza i płyty skraplacza a więc były zbliżone do wartości zwyczajowo przyjmowanych w obliczeniach wymienników lamelowych dla powietrza.
Iteracje i ich stabilność

Dobór właściwej temperatury czynnika w parowaczu i skraplaczu wymaga prowadzenia obliczeń iteracyjnych. Poszukiwanie rozwiązania konstrukcyjnego spełniającego jednocześnie oba założone kryteria a więc zarówno właściwą pracę parowacza jak i właściwą pracę skraplacza nie jest trywialne. Założenie poprawnej temperatury dla jednego tylko wymiennika powoduje poprzez sprzężenie pracą całości obiegu oddziaływanie na segment obliczeniowy innego z wymienników i wzajemnie odwrotne oddziaływanie tego wymiennika na pierwszy. Naprzemienne iteracyjne poszukiwanie właściwej temperatury tp i tk tworzy ciąg zbieżny w kierunku rozwiązania spełniającego poprawny dobór punktów pracy dla obu wymienników. Obliczenia iteracyjne doboru temperatur tp i tk prowadzone są z dokładnością 0,01K. Osoby doświadczone w programowaniu komputerowym wiedzą, że praca programu obliczeniowego z choćby dwoma wzajemnie zapętlonymi iteracjami charakteryzuje się często dużą niestabilnością obliczeniową. Iteracyjnie dobierane zmienne wymuszają na innych zmiennych w tej samej pętli wejście w obszary dla nic niedozwolone (poprzez przyjmowanie nierealistycznych wartości, ujemnych długości, mas itp.). W przypadku omawianego programu wzajemnie zapętlone zostało aż sześć iteracji, zauważano więc pewne niestabilności; dotyczyły one zazwyczaj promieniowania słonecznego o małej gęstości oraz skrajnie małych lub skrajnie dużych temperatur pary napędowej. Poza tym obszarem model numeryczny zachowywał się poprawnie.

Rodzaje współpracujących kolektorów słonecznych
Wstępne analizy [9] współpracy kolektora płaskiego z obiegiem chłodniczym wykazały, że o sensowności zastosowania tego typu kolektora decyduje wykonanie bądź nie, selektywnego pokrycia tlenkowego na powierzchni absorbującej. Powiększenie powierzchni absorbującej z 2 do 4m2 oraz przeorganizowanie rozmieszczenia wymienników powoduje nieco tylko inny rozkład optymalnych temperatur w wytwornicy pary w stosunku do wyznaczonego w [9]. Na przestrzennych wykresach rys. 8 przedstawiono zależności wydajności chłodniczej od temperatury w wytwornicy pary dla różnych gęstości promieniowania słonecznego padającego na płaski kolektor z pokryciem tradycyjnym α/ε=1 (kolor niebieski) i selektywnym α/ε=8,5 (kolor czerwony).

Obserwując kształt powierzchni, zauważyć można tworzenie się linii maksimów osiąganej wydajności chłodniczej (kreska ciemniejszym kolorem) oraz wzrost temperatury maksimum wydajności wraz ze wzrostem gęstości promieniowania. W tabeli 1 zgromadzono zestawienie osiąganych maksimów wydajności wg obliczeń modelowych.
W drugim etapie prac zamodelowano pracę urządzenia z kolektorem obrazowym typu rynnowego. Do porównania wybrano trzy konstrukcje kolektora różniące się stopniem koncentracji (x8, x16, x32 - równoważne kolejno ilości 16, 8, 4 segmentów lustrzanych jak na rys. 6). Założono ukośnie nadążny typ pracy kolektorów [10,11]. Bilansowanie cieplne oparto na założeniu 50% udziału promieniowania bezpośredniego w promieniowaniu całkowitym. Analogicznie do analiz dla kolektora płaskiego także tu zaobserwować można tworzenie się maksimów wydajności chłodniczej dla pewnej temperatury pary napędowej. Na rys. 10 przedstawiono zależność wydajności od temperatury dla przykładu kolektora skupiającego o koncentracji x16. W tabeli 2 zestawiono osiągane maksima wydajności wg obliczeń modelowych dla trzech rozpatrywanych wariantów skupiającego kolektora rynnowego. Dla pokrycia selektywnego α/ε=8,5 przesunięcie temperatury maksimów jest na tyle silne, że wychodzą one poza graniczną wartość 250oC bliską temperaturze punktu krytycznego dla wody. Ponieważ aproksymacja własności czynnika nie pozwalała na prowadzenie obliczeń w obszarze nadkrytycznym, przerywano obliczenia po osiągnięciu temperatury 250oC. Choć wydajność chłodnicza klimatyzatora z kolektorem skupiającym jest równie duża a nawet nieznacznie większa niż z kolektorem płaskim (o pokryciu selektywnym) to niestety wymaga on nierealnie małych średnic dyszy napędowej. Porównanie pokazuje, że tej wady pozbawiony jest kolektor płaski. Sytuacja to zmienia się jednak jeśli pokrycie selektywne nie byłoby dostępne (jako trudne technologicznie). Wymuszone w ten sposób wykorzystanie pokryć tradycyjnych α/ε=1 powoduje, że choć dla kolektora płaskiego klimatyzator osiągałby znikome wydajności chłodnicze, to dla kolektora skupiającego byłyby one na całkiem dobrym poziomie. Kolektor słoneczny o ogólnie mniejszym stopniu koncentracji nie wymusza nadmiernie małych średnic dyszy napędowej.
Tabela 3: Parametry największej wydajności dla klimatyzatora z kolektorem skupiającym o powierzchni 4m2 z pokryciem selektywnym α/ε=8,5

Wnioski
Opracowany model numeryczny pozwala prowadzić obliczenia projektowe omawianego urządzenia. Analizując otrzymane wyniki stwierdzić można występowanie wyraźnego maksimum wydajności chłodniczej urządzenia (maksimum efektywności energetycznej) dla pewnej temperatury napędowej w wytwornicy pary. Wartość tej temperatury zależy od przyjętych parametrów a/e pokrycia kolektora słonecznego, gęstości padającego promieniowania słonecznego oraz od rodzaju zastosowanego kolektora.
Analizując wyniki obliczeń modelowych klimatyzatora o powierzchni kolektora 4m2, dla gęstości promieniowania z przedziału 600÷1000W/m2 (czyli wartości typowych dla obszaru Polski w sezonie letnim) wyciągnąć można następujące wnioski projektowe:
- zastosowanie płaskiego kolektora słonecznego z absorberem o pokryciu tradycyjnym α/ε=1,0 pozwala na osiąganie niewielkich wydajności chłodniczych klimatyzatora rzędu 140÷235W a i to dopiero dla gęstości promieniowania powyżej 1000Wm2. Maksymalna wydajność chłodnicza klimatyzatora osiągana jest przy stosunkowo niskich temperaturach 60÷70oC co umożliwia pracę z wykorzystaniem prostej i taniej pompy CO. W rozważanym kolektorze słonecznym niska temperatura wytwornicy nie powoduje problemów wykonawczych dyszy napędowej ponieważ wyliczone średnice dla przepływu krytycznego nie maleją poniżej 3mm.
- zastosowanie płaskiego kolektora słonecznego z absorberem o pokryciu selektywnym α/ε=8,5 pozwala na osiąganie dobrych wydajności chłodniczych klimatyzatora rzędu 500÷900W. Maksymalna wydajność energetyczna urządzenia osiągana jest przy temperaturach z przedziału 120÷175oC co wymusza pracę z wykorzystaniem pompy wysokiego stopnia podnoszenia. W rozważanym kolektorze słonecznym temperatura wytwornicy nie powoduje problemów wykonawczych dysz ponieważ jej średnice mieszczą się w przedziale 0,9÷1,3mm.
- zastosowanie kolektora skupiającego o małym stopniu koncentracji z absorberem o pokryciu nieselektywnym α/ε=1,0 pozwala na osiąganie wydajności chłodniczych rzędu 230÷540W dla temperatur 110÷140oC. Zastosowanie tego typu kolektora nie powoduje problemów wykonawczych dyszy napędowej ponieważ jej średnice mieszczą się w przedziale 0,94÷1mm. Dla kolektora o znacznym stopniu koncentracji można osiągać wysokie wydajności chłodnicze 460÷920W ale dopiero dla wysokich temperatur pary napędowej 195÷240oC czego ubocznym efektem jest zmniejszenie średnicy dyszy napędowej do wartości 0,37÷0,43mm.
- zastosowanie kolektora skupiającego z absorberem o pokryciu selektywnym α/ε=8,5 pozwala na osiąganie największych wydajności chłodniczych. Niezależnie od stopnia koncentracji temperatura maksimum wydajności przesuwa się w obszary nadkrytyczne dla wody. Dla granicznej temperatury modelowania równej 250oC osiągane są wydajności chłodnicze rzędu 700÷1130W ale kosztem wyjątkowo małych średnic dyszy napędowej 0,27÷0,39mm.
Dla rozważanych odmian kolektorów ocenić można, że w przypadku stosowania kolektora płaskiego niezbędne jest stosowanie pokryć selektywnych absorbera. Osiągane mogą być wydajności chłodnicze do 920W a średnice dysz nie stwarzają problemów wykonawczych. W przypadku niemożności wykonania selektywnych powłok absorbujących, dobre rezultaty daje kolektor skupiający o raczej małym stopniu koncentracji (np. x8) dla którego średnice dysz nie stwarzają problemów wykonawczych, ale wydajności chłodnicze nie są zbyt duże - około 530W. Zastosowanie większych stopni koncentracji kolektorów skupiających oraz pokryć selektywnych zwiększa optymalną temperaturę pracy ale jednocześnie zmniejsza średnice dyszy napędowej do wartości mało realnych technologicznie.
Autorzy: dr inż. Jacek Kasperski, dr inż. Sławomir Pietrowicz - Politechnika Wrocławska,
Instytut Techniki Cieplnej i Mechaniki Płynów
Źródło: ”Chłodnictwo&Klimatyzacja” 1-2/2007

Literatura
1) R. Dorantes, C.A. Estrada, I.Pilatowsky, Mathematical symulation of a solar-compression refrigeration system, Applied thermal engineering, Vol 16, 1996
2) Da-Wen Sun, Solar powered combined ejector-vapour compression cycle for air conditioning and refrigeration, Energy conversion, Vol 38, 1997
3) B. J. Huang , V. A. Petrenko , Y.A. Samofatov, N. A. Shchetinina, Collector selection for solar ejector cooling system, Solar Energy, Vol. 71, 2001
4) A. Arbel, M. Sokolov, Revisiting solar-powered ejector air conditioner-the greener the better, Solar Energy 77, 2004
5) W. Pridasawas, P. Lundqvist, An exergy analysis of a solar-driven ejector refrigeration system, Solar Energy 76, 2004
6) G.K. Alexis, E.K. Karayiannis, A solar ejector cooling system using refrigerant R134a in the Athens area, Renewable Energy 30, 2005
7) S. Shen, X. Qu, B. Zhang, S. Riffat, M. Gillott, Study of a gas–liquid ejector and its application to a solar-powered bi-ejector refrigeration system, Applied Thermal Engineering, Vol 25, 2005
8) A.Paliwoda, Urządzenia chłodnicze strumienicowe, WNT, Warszawa 1971
9) J.Kasperski, S.Pietrowicz, Modelling of energetic optimal working point of an ejector air conditioner combined with a flat solar collector, Konferencja Energetyka 2006, Archives of Thermodynamics 27/2006
10) J.Kasperski, Kolektory słoneczne stacjonarne i nadążne różnych stopni swobody w zastosowaniu do napędu urządzeń klimatyzacyjnych, Chłodnictwo i Klimatyzacja, (w druku)
11) J.Kasperski, Kolektory słoneczne bocznie odchylane na dachach o orientacji odmiennej od południowej, Ciepłownictwo Ogrzewnictwo Wentylacja, (w druku)