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PATENTANSPRÜCHE
1. Kontinuierlich betreibbarer Sorptions-Kälte-Apparat mit Austreiber, Kondensator, Drosselorgan, Verdampferund Aboder Resorber, dadurch gekennzeichnet, dass der Austreiberraum vom Ab- oder Resorberraum durch eine hygroskopische Trennwand (1) getrennt ist, und dass die hygroskopische Trennwand (1) einen oder mehrere Körper mit einer Kapillarstruktur aufweist, welche mit Kapillarflüssigkeit (14) mit hygroskopischen Eigenschaften getränkt sind (Fig. 1, 2).
2. Apparat nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass er plattenförmig ausgebildet ist.
3. Apparat nach einem der Ansprüche 1 bis 2, dadurch gekennzeichnet, dass der Austreiber (4) und der Absorber (5) als Baueinheit ausgebildet sind.
4. Apparat nach einem der Ansprüche 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, dass die Trennwand (1) mit Lamellen (24,25) oder Zotten (23) versehen ist.
5. Apparat nach einem der Ansprüche 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, dass er Lamellen (24,25) aufweist, zwischen welchen folienartige Schichten aus einem Material hoher Wärmeleitfähigkeit angeordnet sind.
6. Apparat nach einem der Ansprüche 1 bis 5, dadurch gekennzeichnet, dass Kapillarstrukturen (36) in einer Metallhülse (21) eingelagert sind, die metallischen Kontakt zu einer Behälterwand (2) hat (Fig. 6 bis 9).
7. Apparat nach einem der Ansprüche 1 bis 6, dadurch gekennzeichnet, dass zum Transport des Kältemitteldampfes Längskanäle (26) wander Oberfläche derMetallhülse (21) angeordnet sind.
8. Apparat nach einem der Ansprüche 1 bis 7, dadurch gekennzeichnet, dass die hygroskopische Trennwand aus zwei Schichten (11, 12) besteht, die im Abstand voneinander angeordnet sind, wobei im Zwischenraum die Kapillarflüssigkeit infolge Dichteunterschieden zirkulieren kann (Fig. 5).
9. Apparat nach Anspruch 8, dadurch gekennzeichnet, dass in dem Zwischenraum eine Schikane (32) angeordnet ist, welche die Wärme der reichen Lösung (33) an die arme Lösung (34) leitet und abgibt (Fig. 5).
10. Apparat nach einem der Ansprüche 1 bis 9, dadurch gekennzeichnet, dass das Drosselorgan (8) aus einem porösen Körper besteht.
11. Apparat nach einem der Ansprüche 1 bis 10, dadurch gekennzeichnet, dass die Trennwand (1) mindestens eine trog ähnliche Vertiefung als Fortsetzung einer Behälterwand aufweist.
12. Apparat nach einem der Ansprüche 1 bis 11, dadurch gekennzeichnet, dass der Kondensator (6) und/oder der Verdampfer (7) ein im wesentlichen poriges wärmeleitendes Füllmaterial (36, 37) enthält, vorzugsweise poriges Silicium-Nitrid.
13. Apparat nach einem der Ansprüche 1 bis 12, gekennzeichnet durch Längskanäle (9,28), welche den Kältemitteltransport vom Austreiberraum (4) über den Kondensator (6) und den Verdampfer (7) zum Absorberraum (5) sicherstellen.
14. Apparat nach einem der Ansprüche 12 oder 13, dadurch gekennzeichnet, dass zwischen den beiden Schichten derFüllmaterialien (36,37) ein isolierender poröser Körper (39), z.B. aus Papier, Holz, Keramik, angeordnet ist.
15. Apparat nach einem der Ansprüche 1 bis 14, dadurch gekennzeichnet, dass Austreiber (4), Kondensator (6), Drosselorgan (38), Verdampfer (7) und Ab- und Resorber (5) in einem gemeinsamen, vorzugsweise rohrförmigen, Behälter angeordnet sind (Fig. 6).
16. Apparat nach einem der Ansprüche 1 bis 15, dadurch gekennzeichnet, dass mehrere gasdicht voneinander getrennte Austreiber vorgesehen sind oder dass dieser mehrfach quer gasdicht unterteilt ist, um eine Mehrstufigkeit zu schaffen (Fig.
23, 24).
17. Apparat nach einem der Ansprüche 1 bis 16, dadurch gekennzeichnet, dass die Trennwand aus mindestens zwei Schichten (130) besteht, die im Abstand voneinander angeordnet sind, wobei in den Zwischenräumen (131) Abstandhalter, z. B.
aus nicht benetzbarem Material, angeordnet sind (Fig. 25).
18. Apparat nach einem der Ansprüche 1 bis 17, dadurch gekennzeichnet, dass die Trennwand aus mehreren konzentrischen Hülsen besteht.
19. Apparat nach einem der Ansprüche 17 und 18, dadurch gekennzeichnet, dass die Zwischenräume (131) mit einem porösen, wärmeleitenden Material (132) zwecks Erzeugung von Wärmebrücken gefüllt sind.
20. Apparat nach Anspruch 17, dadurch gekennzeichnet, dass Abstandhalter der Schichten (130) vorgesehen sind, die mit einem praktisch nicht benetzbaren Material, z. B. Polytetrafluor äthylen, beschichtet sind.
21. Verfahren zum Betreiben eines Sorptions-Kälteapparates nach einem der Ansprüche 1 bis 20, dadurch gekennzeichnet, dass man den Arbeitsdruck des Austreibers und denjenigen des Absorbers derart wählt, dass die Kapillardrucke in der Trennwand grösser sind, als die Differenz der beiden Arbeitsdrucke.
22. Verfahren nach Anspruch 21, dadurch gekennzeichnet, dass man den Kälteapparat auf der Austreiberseite direkt befeuert, die Absorber- und Kondensatorseite in einen Heizungskreislauf legt und die Verdampferseite mit Abgas beaufschlagt.
23. Verwendung eines Sorptions-Kälte-Apparates nach einem der Ansprüche 1 bis 20 in Klimageräten zum Kühlen und zum Heizen mittels Sonnenwärme, derart, dass höhere Temperatur aufweisende Kollektorwärme zum Austreiben und Wärme niedriger Temperatur aus der Umgebung zum Verdampfen verwendet werden.
24. Verwendung eines Sorptions-Kälte-Apparates nach einem der Ansprüche 1 bis 20 zur Rauchgaskühlung an einem Gasheizkessel.
Die Erfindung betrifft einen kontinuierlich betreibbaren Sorptions-Kälte-Apparat mit Austreiber, Kondensator, Drosselorgan, Verdampfer und Ab- oder Resorber sowie ein Verfahren zu dessen Betrieb und Verwendung des Sorptions-Kälte-Apparates.
Sorptions-Kältemaschinen in ihren vielfältigen Ausführungsformen sind sowohl für Industrieanlagen als auch für Haushaltsgeräte seit langem bekannt und technisch ausgereift (siehe Rudolf Plank, Handbuch der Kältetechnik, Band VII und Die Kältemaschine von R. Plank und J. Kuprianoff).
In jüngster Zeit wird nun an der Entwicklung von Sorptions Kältemaschinen in der Anwendung als Wärmepumpen gearbeitet, wie z. B. die publizierte Neuentwicklung der DFVLR zeigt.
(Deutsche Forschungs- und Versuchsanstalt für Luft- und Raumfahrt.) - siehe Öl- und Gasfeuerung, Heft 12/1978).
Hierbei handelt es sich um eine klassische Absorptions-Kältemaschine mit flüssigen Stoffpaaren, wobei der Austreiber (Kocher) von einem Gas- bzw. Ölbrenner direkt befeuert wird und die Restwärme der Abgase sowie die Wärme der Umgebung als Sekundärenergie dem Verdampfer zugeführt und damit nutzbar gemacht wird.
Weiterhin sind periodisch arbeitende Sorptions-Kältemaschinen mit festen Sorptionsmitteln, wie z. B. Eisen- und Kalziumchlorid und Ammoniak oder Methylamin als Sorbat bekannt, die ebenfalls in Wärmepumpenschaltung betrieben werden könnten.
Bei der technischen Verwirklichung der genannten Wärmepumpensysteme ergeben sich in der Praxis Schwierigkeiten, die u. a. beispielsweise durch den hohen apparativen Aufwand und dessen schwieriger Herstellung sowie durch die Eigenschaften der Stoffsysteme, wie schlechte Wärmeleitfähigkeit, ungünstige Dampfdruckbereiche, erhebliches Quellen und die damit verbundenen Quelldrücke gegeben sind.
Ein weiterer entscheidender Nachteil ist die ungünstige
Zugänglichkeit zu einer Serienfabrikation von Leistungseinheiten im kW-Bereich.
So sind zur Beseitigung dieser Nachteile erfolgsversprechende Elemente zur Wärmespeicherung, die nach dem Prinzip der Sorptions-Kältemaschine arbeiten, vorgeschlagen worden (CH PS 609140). Hierbei handelt es sich um Speicherelemente für ein Sorptions-Wärmespeichersystem, welches einen Feststoff als Sorptionsmittel und einen Sammler für das aus dem Sorptionsmittel ausgetriebene Sorbat enthält. Das Sorptionsmittel und der Sammler sind in einem geschlossenen, rohrförmigen Gehäuse angeordnet und durch einen Zwischenraum voneinander getrennt.
Derartige Elemente haben den Vorteil, dass sie als kleine Produktionseinheiten einer rationellen Serienfertigung gut zugänglich sind und je nach Bedarf zu grösseren Leistungseinheiten zusammengestellt werden können. Speicherelemente dieser Art, als Sorptions-Wärmepumpe geschaltet und betrieben, weisen den Nachteil auf, dass sie nur eine diskontinuierliche Arbeitsweise zulassen.
Die vorliegende Erfindung hat zum Ziel, einen kontinuierlich betreibbaren Sorptions-Kälteapparat zu schaffen, welcher den beschriebenen Nachteil der diskontinuierlichen Betriebsweise nicht aufweist und ein konstruktiv möglichst einfaches Kälte Aggregat mit allen Vorzügen einer statischen Kältemaschine darstellt.
Erfindungsgemäss wird diese Aufgabe dadurch gelöst, dass der Austreiberraum vom Ab- und Resorberraum durch eine hygroskopische Trennwand getrennt ist, und dass die hygroskopische Trennwand einen oder mehrere Körper mit einer Kapillarstruktur aufweist, welche mit Kapillarflüssigkeit mit hygroskopischen Eigenschaften getränkt sind.
Als hygroskopisch werden alle die Stoffe oder Stoffsysteme angesehen, die eine Sorption eines an- oder organischen Sorbates bewirken, wobei der Dampfdruck des Stoffes oder Stoffsystems merklich vom Sattdampfdruck des Sorbats abweicht. (Siehe hierzu 0. Krischer, Trocknungstechnik 1978, Seite 54).
Der Sorptions-Kälte-Apparat nach der Erfindung und dessen Verwendung wird beispielsweise anhand einer Zeichnung erläutert.
Es zeigen:
Fig. 1 eine rein schematische Darstellung eines Sorptions Wärmepumpen-Moduls mit dem Austreiber/Absorberbehälter im Längsschnitt,
Fig. 2 einen Ausschnitt aus der den Austreiberraum vom Absorberraum trennenden hygroskopischen Trennwand, mit der Darstellung einer Kapillare,
Fig. 3 und 4 zwei Ausführungen von hygroskopischen Trennwänden in einem Sorptions-Wärmepumpen-Modul, in schematischer Darstellung, im Längsschnitt,
Fig. eine spezielle Form einer hygroskopischen Trennwand, im Längsschnitt,
Fig. 6 einen Längsschnitt durch eine schematisch dargestellte Ausführungsform der Bauweise eines Sorptions-Wärmepumpen-Moduls, Fig. 7,8 und 9 Schnitte gemäss den Schnittlinien IV-IV, V-V und VI-VI der Fig. 6,
Fig. 10 eine vereinfachte Darstellung der Fig. 6, mit der Angabe der Wärmebewegungen im Modul,
Fig.
11 ein Schaubild mit im Diagramm dargestelltem Systemdruck, in Abhängigkeit von der absoluten Temperatur im log.
Massstab und dem Massstab 1/T,
Fig. 12 eine Darstellung analog Fig. 11 für einen Resorptionsvorgang,
Fig. 13 und 14 ein Anwendungsbeispiel von Sorptions-Wärmepumpen-Modulen in einem Solarklimagerät, in schematischer, perspektivischer Darstellung (Fig. 13) und (in Fig. 14) drei Schaltungen der Verdampfungsseite gemäss Schnittlinie V-V bzw. analoge Darstellungen der Absorberseite gemäss Schnittlinie A-A in Fig. 13,
Fig. 15 und 16 einen Längsschnitt durch einen Heizkessel mit Einbau von Sorptions-Wärmepumpen-Modulen im Längsschnitt und gemäss Schnittlinie 1616, der Fig. 15,
Fig. 17, 18, 19,20 einen Längsschnitt durch ein schematisch dargestelltes Resorptions-Wärmepumpen-Modul, mit Querschnitten gemäss den Schnittlinien XVIII-XVIII, XIX-XIX und XX-XX der Fig. 17,
Fig.
21 eine Ansicht eines einsteckbaren Wärmerohres zum Übertragen der Austreiberwärme bzw. der Verdampferwärme,
Fig. 22 eine Heizmittelführungslanze im Längsschnitt,
Fig. 23 einen zweistufigen Austreiberteil, analog Fig. 6,
Fig. 24 ein LgP-1/T-Diagramm,
Fig. 25 ein fünfschichtiges Trennwand-System im Schnitt,
Fig. 26 einen Teilausschnitt aus einem zweischichtigen Trennwand-System,
Fig. 27 ein uT-Diagramm mit Isobare für H20-LiBr.
Ein Wärmetauschbehälter 2 runden oder eckigen Querschnittes wird durch eine hygroskopische Trennwand 1, welche Oberflächen 11 auf der Austreiberseite und 12 auf der Absorberseite aufweist, längs in einen Austreiberraum 4 und einen Absorberraum 5 unterteilt. An beiden Enden der Trennwand 1 befinden sich Dichtungselemente 10, welche die Trennwand 1 gegen den Behälter 2 abdichten. Zur Vergrösserung der äussern wirksamen Oberfläche des Behälters 2 sind Rippen 3 vorgesehen. Wie Fig. 1 zeigt, ist strömungsmässig dem Behälter 2 ein Kondensator 6 zum Verflüssigen des Kältemittels nachgeschaltet. Es folgt eine Drosselstelle in Form eines Drosselorganes 8, welches der Drosselung des Kältemittels, d. h. zu dessen Entspannen dient. Anschliessend folgt ein Verdampfer 7, dessen Ausgang in den Absorberraum 5 des Behälters 2 zurückgeführt ist.
Rohre 9 verbinden den Behälter 2 einerseits mit dem Kondensator 6 und andererseits mit dem Verdampfer 7. Eine derartige Sorptions-Wärmepumpe funktioniert wie folgt:
Durch Zufuhr der Wärme Q1 über die Wand des Behälters 2 mit den Rippen 3 wird die an und für sich feuchte Oberfläche 11 der Trennwand 1 aufgeheizt, wobei Kältemittel, welches sich in der die Feuchte hervorrufenden Flüssigkeit in der Trennwand 1 befindet, abdampft. Auf der Austreiberseite, dem sog. Hochdruckteil, steigt im Austreiberraum 4 mit zunehmender Kältemittelverdampfung der Druck an. Dieser bewirkt, dass das Kältemittel über die Rohre 9 in den Kondensator 6 gelangt, in welchem ein Wärmeentzug Q2 stattfindet.
Daher verflüssigt sich dort das Kältemittel und wird auf eine, unter dessen Siedepunkt liegende, Temperatur abgekühlt. Über das Drosselorgan 8 wird nun das sich unter erheblichem Druck befindende Kondensat entspannt. Es gelangt als Flüssigkeit in den Verdampfer 7, wo es unter Wärmezufuhr Q3 vollständig verdampft (Sattdampf, leicht überhitzt). Dieser Kaltdampf strömt dann durch die Rohre 9 in den Absorberraum 5, wo er an der Oberfläche 12 der feuchten hygroskopischen Trennwand 1 von dieser absorbiert wird. Dabei muss die freiwerdende Absorptionswärme Q4 abgeführt werden.
Vorwiegend ist dies die Verdampfungswärme des Kältemittels.
Nun gelangt das Kältemittel von der Oberfläche 12 durch das Kapillarsystem, welches die Trennwand 1 bildet, an die gegen überliegende Oberfläche 11 der Trennwand 1. Dabei wird die treibende Kraft für den Kältemittel-Transport durch den kapillaren Zug der auf der Austreiberseite der hygroskopischen Trennwand 1 ausgebildeten Menisken aufgebracht.
Die Vorgänge an und in der porösen und hygroskopischen Trennwand 1 sind für den Gesamtverlauf des erfindungsgemässen Sorptions-Wärmepumpen-Moduls von entscheidender Bedeutung. Unter dem Ausdruck Modul wird hierbei eine normalisierte Baueinheit verstanden. Die Trennwand 1 bildet zusammen mit dem Behälter 2 den sog. thermischen Antrieb dieser Kältemaschine. Der Dampfdruck des Sorbates (Kältemittel) über der Oberfläche 11 ist grösser als derjenige über der Oberfläche 12. Hieraus ergibt sich bei einem Betrieb ohne Hilfsgas (ohne Druckausgleich) eine Arbeitsdruckdifferenz zwischen dem Austreiberraum 4 und dem Absorberraum 5. Die Wirkung der Verbindung zwischen den beiden Räumen 4 und 5 wird in Folge des kapillaren Aufbaus der Trennwand 1 durch die Kapillarkräfte bestimmt.
Der Auslegung bzw. der Dimensionierung der Kapillaren (Kapillardurchmesser und -länge) kommt mithin eine entscheidende Bedeutung für das Funktionieren im dargelegten Sinne zu.
In Fig. 2 ist die Vergrösserung einer idealisierten Pore bzw.
Kapillare 13 der Trennwand 1 dargestellt. In der Pore 13 befindet sich eine Kapillarflüssigkeit 14, mit ihren Komponenten 15 und 16, der eine dreifache Funktion zukommt, nämlich die der Dampfsperre (Sperrflüssigkeit), die des Kältemitteltransportes sowie die der Dampfdrucksenkung. An der Porenwand findet Benetzung statt, die zur Bildung der Menisken 17 und 18 führt.
Nach O.Hummel können mit dem Porenradius rund den Krümmungsradien R1 und R4 der Menisken für den Grad ihrer Ausbildung die Randwinkel ,13l und ss4 angeschrieben werden: CCS ss1 - r wl cos ss4 = r/R4
Von der Oberfläche des Meniskus 17 strömt bei Wärmezufuhr Q1 der Lösungsmittel- bzw. Kältemitteldampf 19 bzw. ml ab, wogegen die Oberfläche des Meniskus 18 den Kältemitteldampf 20 bzw. m4 durch Absorption aufnimmt. Bei Gleichgewicht ist: m1 = m4
Durch das Ab- und Zuströmen von Lösungsmittel an den Menisken sind diese unterschiedlich stark gekrümmt. Es entsteht somit eine Ausgleichsströmung in Richtung des Meniskus mit der grösseren Krümmung bzw. dem grösseren Zug, also in Richtung der Oberfläche 11.
Dieser Zug steht mit den äusseren Kräften, wie Druck und Reibung, im Gleichgewicht.
Für die Kapillardrücke kann geschrieben werden: 2c cos @kl r für Meniskus 17 2# cos ss4 für Pk4 = COS r für Meniskus 18 Die Druckdifferenz ist dann:
2@ pk = (cos ss1 - cos ss4)
Steht die maximale Kapillarkraft des Meniskus 17 mit der Summe aller äusseren Kräfte im Gleichgewicht, so ist dieser voll ausgelastet und es wird dann: 81 r und bei m1 = m4 wird R4 =0 > Damit kann für den max.
Kapillardruck geschrieben werden:
2# pk = r
Bei Verwendung einer LiBr-Lösung als Kapillarflüssigkeit und H2O als Kältemittel und der Verflüssigungstemperatur T2 = 30C C sowie der Verdampfungstemperatur T3 = 10 C müssten die Kapillaren einen Gegendruck von 3126 pa halten.
(1pa #1N/m2 = 10-5bar) Eine Kapillare mit einem Radius von r = 10-5m und einer Oberflächenspannung der Kapillarflüssigkeit von a = 0,073 Nm' könnte einen max. Gegendruck von Pk = 14500 pa aufbringen.
Mit dem Hagen-Poiseulleschen Gesetz kann durch Gleichsetzen der Drücke und Auflösen nach dem Massenstrom für die Kapillarflüssigkeitsbewegung geschrieben werden.
EMI3.1
<tb>
<SEP> r4 <SEP> n'Pk-(Pq <SEP> ¯ <SEP> P1)] <SEP> g <SEP> kg
<tb> m <SEP> = <SEP> - <SEP> 8.s.L <SEP> lSPoreJ
<tb>
Dieser Ansatz führt zu relativ grossen Massenströmen.
Da der Rückstrom der gelösten Komponente z. B. LiBr, von der Oberfläche 11 zur Oberfläche 12 durch Diffusion erfolgt, ist der Massentransport trotz der grossen Kapillarflüssigkeitsbewe- gung diffusionskontrolliert.
Zur Abschätzung der Grössenordnung dieses Massenstromes lässt sich mit dem ersten Fickschen Gesetz schreiben:
EMI3.2
Es wird dann mit @1 = = 0,55 Ronz. an der Oberfl.12 @4 = 0,35 Konz. an der Oberfl.11 L = 0,005 m Dicke der Trennwand T = 0,1700 kg Dichte der Lösung @ D = 2,88 10-9 m2/S Diffusionskonstante kg m = 1,958 10-4 m2 S
Für eine angenommene Kälteleistungvon Q3 = 0,1 kWwäre z. B. ein Massenstrom des Kältemittels H2O von m = Q3/# = 4,04.10 erforderlich. Mit diesem Massenstrom und der Massenstromdichte durch Diffusion wird die erforderliche Durchtrittsfläche A=0,206m2.
Diese Flächengrösse ist konstruktiv beherrschbar. wie z. B.
durch lamellenartige Ausbildung.
Nach Dalton bzw. dem Raoult'schen Gesetz liegen bei dynamischem Gleichgewicht die Dampfdrücke des gelösten Kältemittels auf den Oberflächen 11 und 12 tiefer als diejenigen des reinen Sorbates (Partialdrucke der Lösungskomponenten). Die Dampfdrücke sind bekanntlich durch die entsprechenden Lösungskonzentrationen (hier an den beiden Oberflächen 11 und 12) und die herrschenden Temperaturen gegeben, wobei die Feuchten aus Lösungen mit zwei oder mehr Komponenten unterschiedlicher Konzentrationen gebildet werden. So befindet sich beispielsweise eine wässerige Lithiumbromidlösung mit 35 Gew. % H2O an der Oberfläche 11 zum Austreiberraum 4 und eine bezüglich Lithiumbromidlösung verdünntere Lösung mit 55 Gew. % Wasser an der Oberfläche 12 des Absorberraumes 5. Dabei ist festzuhalten, dass das Wasser hierbei nicht nur das Lösungsmittel, sondern gleichzeitig auch das Kältemittel ist.
Das Konzentrationsgefälle des Kältemittels Wasser vom Absorberraum 5 zum Austreiberraum 4 wird an der Oberfläche 11 durch Austreiben und an der Oberfläche 12 durch Absorption des Sorbates (Wasser) erzeugt. Es wird in der Trennwand 1 durch kapillare Flüssigkeitsbewegung, Zirkulation durch Dichteunterschiede sowie durch Diffusion in ihren unterschiedlichsten Erscheinungsformen, ein Transportsystem für Lösungsmittel aufrechterhalten.
Die Dampfdrücke und die entsprechenden Sattdampf-Temperaturen werden sowohl im Austreiberraum 4 als auch im Absorberraum 5 durch das Arbeitsstoffpaar und die Materialstruktur der Trennwand 1 mitbestimmt.
In der einschlägigen Literatur (z. B. Rudolf Plank, Sorptions Kältemaschinen) werden eine Reihe von Stoffpaaren mit ihren thermodynamischen Daten angegeben: Lithiumchlorid + H2O (LiCl + H2O), Natronlauge + H2O (NaOH + H2O), Kalilauge + H2O (KOH + H2O), Calziumchlorid + H2O (CaCl2 + H2O), Lithiumchlorid + Methanol (LiCl + CH30H) (Methanol als Kältemittel), LiBr + CH30H, Petroleum + F-21 (Frigen) (klassisches Kältemittel).
Durch den erwähnten Austreibevorgang, unterhalten durch dieWärmezufuhrQ1, wird die Oberfläche 11 der Austreiberseite zunächst ärmer an Kältemittel und je nach Stoffpaar mithin reicher an Lösungsmittel oder gelöstem Stoff, welches die Kapil larflüssigkeit darstellt. Im Gegensatz dazu wird, weil in den Absorberraum 5 und damit auf die Oberfläche 12 der Absorberseite immer neues Kältemittel gelangt, die Konzentration der dortigen Lösung an Kältemittel reicher (mehr Wasser) und mithin diejenige des gelösten Stoffes, im vorliegenden Fall Lithium-Bromidlösung, an Wasser ärmer.
Dieses Konzentrationsgefälle an Kältemittel in der Porenlösung vom Raum 5 zum Raum 4 wird nach den Gesetzen der Diffusion einen massengleichen Ausgleich anstreben, wobei der kapillaren Flüssigkeitsbewegung, hervorgerufen durch die Kapillarkräfte, ein Diffusionsstrom des Sorbendums entgegenwirkt. Naturgemäss sind Diffusionsströme gegenüber Strömungsvorgängen in Kapillaren wesentlich langsamer. Da jedoch zur Aufrechterhaltung des beschriebenen Absorptionsprozesses auf der Absorberseite eine schwache Kältemittel- bzw. Lösungsmittelkonzentration erforderlich ist, wird im Sinne der vorliegenden Erfindung die Oberfläche des im Austausch stehenden Kapillarsystems durch die Poren 13 durch Lamellen-Bauweise oder zottenartige Oberflächengestaltung um ein Mehrfaches vergrössert.
Eine derartige Konstruktion zeigt Fig. 3, in der ausschnittsweise und stark vergrössert ein Teil der hygroskopischen Trennwand 1 mit den beiden Oberflächen 11 und 12 des Austreibraumes 4 und des Absorberraumes 5 ersichtlich ist. Die Trennwand 1 ist mit ineinandergreifenden Zotten 23 ausgerüstet, um die Austauschflächen zu vergrössern. Es ist, wie der Fachmann weiss, nicht nur das Konzentrationsgefälle, welches eine Diffusionsbewegung bewirkt, sondern, wenn auch in noch geringerem Masse, dasTemperaturgefälle, das die sog. Thermodiffusion hervorruft. Es ist ferner bekannt, dass die meisten Kapillarstrukturen, in Verbindung mit wässrigen Lösungen, für bestimmte Komponenten eine selektive Saugfähigkeit besitzen. Zum Beispiel wird das Wasser einer wässrigen Lithiumbromidlösung von Filterpapier bevorzugt aufgenommen.
Dabei nimmt die Konzentration mit der Saughöhe ab, ein Phänomen, welches bei der chromatographischen Trennmethode Anwendung findet.
Fig. 4 zeigt eine Variante von Fig. 3. Hier ist die Trennwand zum Zwecke der besseren Wärmezu- bzw. -abfuhr mit wärmeleitenden Lamellen 24 und 25 versehen, die beidseits quer die Trennwand 1 durchdringen und an den entsprechenden Abschlusswänden, welche die Oberflächen 11 und 12 bilden, befestigt sind.
Einen beschleunigten Konzentrationsausgleich hätte ein zweischichtiges Kapillarsystem, bei welchem zwischen den zwei Kapillarschichten eine Lösungszirkulation durch Dichteunterschiede stattfindet. Dieser beschleunigte Ausgleich brächte allerdings den Nachteil mit sich, dass der Wärmetransport von der Austreiber- zur Absorberseite verstärkt würde, was entsprechend grössere Wärmeverluste brächte und damit das Wärmeverhältnis (Q3/ Q1) verschlechtern würde. Durch Einbau von Schikanen mit anisotropen Wärmeleiteigenschaften könnte jedoch die Wärme der reichen Lösung gezielt durch Wärmeleitung an die arme Lösung übertragen werden. Dieser Gedanke ist in der Ausführung gemäss Fig. 5 ersichtlich. Diese Fig. zeigt die Beschaffenheit einer hygroskopischen Trennwand, wie sie beispielsweise in Fig. 1 mit 1 bezeichnet ist.
Die in Fig. 5 ersichtliche Trennwand 30 trennt wiederum den Austreiberraum 4 vom Absorberraum 5. Der obere und untere Abschluss wird je durch ein Dichtungselement 10 bewerkstelligt. Anstelle des in Fig. 1 dargestellten homogenen Aufbaues der dortigen hygroskopischen Trennwand 1 weist diese Trennwand 30 ein mittig angeordnetes Schikanen-Blech 32 auf. Dieses ist, wie dargestellt, mittels einer Isolation 31 aufTeilenisoliert. Um diesen Kern 31,32 bewegt sich in kreisender Bewegung die an Wasser reiche Lösung 33 zur an Wasser armen Lösung 34. Dabei wird diese interne Strömung, insbesondere durch Dichteunterschiede hervorgerufen (Ql/Q4 = 1,4). Das Schikanen-Blech 32, aus Metall bestehend, weist eine hohe Wärmeleitzahl X auf.
Daher ergibt sich bei dieser Anordnung, dass die Wärmeleitung quer zum Strömungsweg wesentlich kleiner ist als die Wärmeleitung längs des Strömungsweges von der reichen Lösung zur armen, da diese direkt durch metallische Leitung des Schikanen-Bleches 32 gegeben ist.
Wesentliche Vorteile werden mit einem Trennwandsystem nach Fig. 25 erzielt.
Die Trennwand (in Fig. 2 mit 1 bezeichnet) besteht hier aus fünf (es sollen zwei oder mehr sein) Schichten 130, die im Abstand voneinander angeordnet sind, wobei in Zwischenräumen 131 vereinzelt Abstandshalter 132 angeordnet sind.
Das Material der Abstandshalter 132 ist von der Kapillarflüssigkeit 14 sowie dem flüssigen Kältemittel 15 nicht bzw. nur geringfügig benetzbar. Hierdurch wird ein Feuchtetransport in der sorbierten Phase an der Oberfläche der Abstandshalter 132 verhindert, wodurch eine Konzentrationspolarisation der gelösten Komponenten 16 an der Oberfläche 11 bei übermässigem hydrodynamischen Kapillarflüssigkeitstransport, ausgelöst durch die beschriebenen Kapillarkräfte wesentlich reduziert wird.
Der erforderliche Kältemitteltransport erfolgt innerhalb der Schichten 130 wie schon beschrieben. Von Schicht 130 zu Schicht 130 erfolgt er jedoch über den Phasenwechsel: Verdampfung Kondensation bei den entsprechenden Drücken, die in den Zwischenräumen 131 jeweils herrschen.
Die Verdampfungswärme wird überwiegend durch Wärmeleitung über die Abstandshalter 132 entgegen dem Dampfmassenstrom an die entsprechenden Oberflächen herangeführt.
Die Lösungskonzentratiorìen 5 in den Poren der einzelnen Trennwände sind entsprechend den herrschenden Wandtemperaturen und Drücken unterschiedlich.
Mit dem beschriebenen Trennwandsystem wird es möglich, die Gesamt-Arbeitsdruckdifferenz (P1-P4) zwischen Austreiberraum 4 und Absorberraum 5 (Fig. 1) je nach Anzahl der Schichten auf das entsprechende Vielfache der Einzel-Kapillardrücke zu erhöhen, da sich an jeder Schicht Menisken in den Poren gegen den Dampf des Kältemittels ausbilden.
Fig. 26 zeigt einen Teilausschnitt eines zweischichtigen Systems. Hierin bedeuten: - - die Wärmestromdichte (W/m2s) m -die Massenstromdichte (kg/m2s) Tw -die Wandtemperaturen ("C)
In Fig. 25 ist der Druckverlauf eines fünfschichtigen Systems über die Gesamtdicke L eingetragen, wobei Pk die Einzel Kapillardrücke bedeuten.
Fig. 27 zeigt ein uT-Diagramm für die Kapillarflüssigkeit LiBr H2O mit einer Isobaren des Sättigungsdruckes P von H2O.
In diesem Diagramm sind die Gleichgewichtskonzentrationen sowie die Gleichgewichtstemperaturen Twl und Tw4 für zwei Schichten eingetragen.
Beim Austreibevorgang an der Oberfläche 11 verändert sich naturgemäss die Konzentration um den Betrag A , um den gleichen Betrag A 4 verändert sich die Lösungskonzentration an der Oberfläche 12 bei der Absorption. Beide Konzentrationsänderungen verlaufen entgegengesetzt und lösen auf der Austreiberseite eine Unterkühlung vom Betrage (Twi' - Twl) und auf der Absorberseite eine Überhitzung vom Betrage (Tw4-Tw4) aus.
Tw* sind die scheinbaren bzw. die neuen Gleichgewichtstemperaturen. Durch diese prozessbedingte Auslenkung aus dem Gleichgewichtszustand folgt ein Dampfmassenstrom in die gewollte Richtung zur Austreiberoberfläche 11.
In Fig. 6 ist ein schematisches Gesamtbild eines erfindungsgemässen Sorptions-Wärmepumpen-Moduls im Längsschnitt dargestellt. Es handelt sich dabei grundsätzlich um die in Fig. 1 schematisch dargestellte Ausführung, welche hier in Fig. 6 mehr ausführungsmässige Einzelheiten zeigt. So ist die hygroskopische Trennwand 1 ersichtlich, welche denBehälter2inzwei getrennte Kammern oder Räume, den Austreiberraum 4und den Absorberraum 5, unterteilt. Es ist ferner dargestellt, in welcher Weise der Kondensator 6 mit dem Behälter 2 wie auch mit dem ihm nachgeschalteten Verdampfer 7 verbunden ist, wobei zwischen dem Kondensator 6 und dem Verdampfer 7 das auch in Fig. 1 dargestellte Drosselorgan, ausgebildet als Drosselkörper 38, ersichtlich ist.
Der Behälter 2, der natürlich gasdicht sein muss, ist vorzugsweise zylindrisch, mit kreisrundem oder ovalem Querschnitt. Er kann aber grundsätzlich auchplattenförmig bzw. quaderförmig ausgebildet werden. Der Behälter 2 ist mit Rippen oder Lamellen 3 versehen, um die wärmetauschenden Flächen zu vergrössern.
Dieses Anbringen von Rippen oder Lamellen 3 wird insbesondere dann zur Notwendigkeit, wenn die Kondensations-, die Absorptions- und die Verdampfungswärme über ein Gas, z. B.
Luft, ab- bzw. zugeführt werden soll.
Beim Wärmeaustausch flüssiger Medien können diese Lamellen oder Rippen 3 entfallen. Wie in Fig. 6 dargestellt, weist die hygroskopische Trennwand 1 eine innere trogähnlich geformte Vertiefung auf, in welche als Fortsetzung der Behälterwand die Wandung 21 verläuft. Der Verdampfer 7 hat eine ähnliche Wandung 22. Diese Wandungen 21 und 22 dienen insbesondere der Führung des Heizmediums am Austreiberteil bzw. der Führung des Mediums im Verdampferteil.
Der Kondensator 6 besteht im wesentlichen aus einer Füllung 36 grobporigen Füllmaterials mit guter Wärmeleitfähigkeit, beispielsweise porigem Silizium-Nitrid. Der Einsatz dieses Materials bringt den Vorteil der guten Verarbeitung mit sich sowie den einer hohen Korrosionsbeständigkeit gegen aggressive Medien.
Diese Füllung 36 hat, wie auch die poröse Trennwand 1, Kontakt zur Behälterwand des Behälters 2.
Die Fig. 7 bis 9, entsprechend den Schnitten VII-VII, VIII -VIII und IX-IX der Fig. 6, zeigen die Art der Kontakte der vorbenannten Teile sowie deren Unterbrechung durch Längskanäle 9 bzw. 28. Diese Längskanäle 9 und 28 dienen dem Kältemitteldampftransport vom Austreiberraum 4 über den Kondensator 6 und den Verdampfer 7 zum Absorberraum 5, wie dies die Pfeile in Fig. 10 zeigen.
Der Verdampfer 7 besitzt ebenfalls eine Füllung 37 aus porigem Material. Diese Füllung dient der Aufnahme des flüssigen Kältemittels. Auch dieses Material, z. B. Silicium-Nitrid, weist eine gute Wärmeleitfähigkeit auf.
Um einen achsialen Wärmefluss vom Kondensator 6 zum Verdampfer 7 möglichst zu unterbinden, befindet sich zwischen der Füllung 36 und 37 ein poröser Körper 39 mit schlechter Wärmeleiteigenschaft, d. h. ein Wärmeisolierkörper, z.B.
Papier, Holz, Keramiklamellen o. dgl., welcher derart beschaffen ist, dass in ihm durch die Kapillarkräfte ein Flüssigkeitstransport stattfindet.
Die Kältemittelentspannung im Übergang vom Hochdruckzum Niederdruckteil, d. h. vom Austreiberraum 4 zum Absorberraum 5 des Wärmepumpen-Moduls, erfolgt durch den Drosselkörper 38.
Fig. 10, eine vereinfachte Darstellung der Fig. 6, zeigt die dem System zu- und abgeführten Wärmemengen Qx sowie mit Pfeilen markierte Strömungswege des Kältemittels.
In den Fig. 11 und 12 ist in je einem Dampfdruckdiagramm eines Arbeitsstoffpaares, z. B. der wässrigen Lithiumbromid Lösungen, der thermodynamische Arbeitsprozess eines Sorptions-Wärmepumpen-Moduls dargestellt. Auf der X-Achse sind im Massstab 1/T die Temperaturen dargestellt, auf der Y-Achse die Drucke p in logarithmischem Massstab. In Worten sagen diese Figuren folgendes aus:
Der thermodynamische Arbeitsprozess eines Wärmepumpen Moduls lässt sich am besten anhand eines üblichen LgP-1/T Diagrammes für ein Arbeitsstoffpaar, z.B. derwässrigen Lithiumbromid-Lösungen, erklären. Für reines Lösungsmittel (Wasser, Kältemittel) ist 5 = 1.
Die stark ausgezogenen Linien veranschaulichen die Zustandsänderungen der Kältemittelflüssigkeit sowie die Zustandsänderungen der Lösungen und ihre Konzentrationen.
Der Weg des dampfförmigen Kältemittels (Wasserdampf, Sattdampf) ist durch gestrichelte Linien angedeutet. Die Zufuhr der Wärmemenge Q1 auf die feuchte Oberfläche 11 der Wand 1 gemäss der Fig. 1 erfolgt beim Lösungszustand Punkt 1 des Diagrammes Fig. 11. Sie bewirkt eine Verdampfung von Kältemittel bei der Temperatur T1 und dem Druck pl.
Der Kältemitteldampf strömt zum Kondensator 6 und wird bei der Temperatur T2 und dem Druck pl = p2 im Zustandspunkt 2 unter Wärmeentzug Q2 kondensiert.
Das Kondensat wird mittels des Drosselorgans 8 auf den Druck p3 gebracht und bei T3 unter Zufuhr der Wärmemenge Q3 im Verdampfer 7 verdampft. Dieses entspricht dem Zustandspunkt 3.
Der Kältemitteldampfin diesem Zustand strömt zur Absorberfläche 12, die sich im Zustand gemäss Punkt 4 befindet. Bei der Temperatur T4 und dem Druck p4 wird unter Abfuhr der Wärmemenge Q4 der Kältemitteldampf absorbiert.
Die Konzentrationen der Lösungen an den Oberflächen 11 und 12, entsprechend den Punkten 1 und 4, sind unterschiedlich und streben durch Diffusion, unterstützt durch Grenzflächenphänomene, wie die selektive Saugfähigkeit von H2O von wässrigen Lösungen in Kapillarstrukturen, einen Ausgleich an.
Das Konzentrationsgefälle, in der klassischen Absorptions Kältetechnik mit Entgasungsbreite bezeichnet, zwischen den Oberflächen 11 und 12 wird durch die Kapillarflüssigkeitsbewegung, die den Diffusionsvorgängen überlagert ist, erzeugt und aufrechterhalten.
Das erforderliche Temperaturgefälle (T1-T4) ist u. a. durch die Wahl des Kapillarstrukturmaterials sowie die Ausbildung und Dimensionierung der Trennwand festgelegt sowie durch den Grunddruck im System.
Die Arbeitsdruckdifferenz (p 1-p4), die von der Trennwand gehalten werden muss, ist u. a. durch die Dimensionierung der Kapillaren sowie die Wahl der Kapillarflüssigkeit bestimmt.
Auch der thermodynamische Arbeitsprozess eines Resorptions-Wärmepumpen-Moduls lässt sich am besten anhand des Dampfdruckdiagrammes (Fig. 12) erklären.
Die Zufuhr der Wärme Q1 auf die feuchte Oberfläche 11, erfolgt beim Lösungszustand Punkt 1 und bewirkt eine Verdampfung des Kältemittels bei derTemperaturT1 und dem Druck p.
Es handelt sich um Nassdampf.
Der Kältemitteldampf strömt nun in den sogenannten Resorptionsraum, welcher dem Absorptionsraum 5 entspricht. Er wird an der Oberfläche, entsprechend der Oberfläche 12, bei der Temperatur T2 und dem Druck pl = p2 im Zustandspunkt 2 unter Wärmeentzug Q2 resorbiert.
Die angereicherte Lösung, angereichert an Wasser, dem Käl- temittel, wird durch Kapillarzug an die Oberfläche 11 gebracht.
Bei der Temperatur T3 wird unter Zufuhr der Wärmemenge Q3 das Kältemittel wieder ausgetrieben. Dieses entspricht dem Zustandspunkt 3.
Der Kältemitteldampf strömt zur Absorberfläche 12, die sich im Zustand Punkt 4 befindet. Bei der Temperatur T4 und dem Druck p3 = p4 wird unter Abfuhr der Wärmemenge Q4 der Kältemitteldampf absorbiert.
Wie aus Fig. 12 ersichtlich, vollzieht sich die Resorption sowie Austreibung innerhalb eines Lösungsfeldes und nicht wie bei der Kondensation, auf der Dampfdruckkurve des Kältemittels.
Aus Fig. 12 ist ebenfalls ersichtlich, dass die Resorptionstemperatur T2 bei gleichem Druck pl = p2 höher liegt als die der Kondensationstemperatur T2 bei der Kältemittelkondensation (Fig. 11).
Die Anwendng eines Resorptions-Wärmepumpen-Moduls hat also den Vorteil einer erweiterten Anpassungsmöglichkeit an die Betriebsverhältnisse.
Das erfindungsgemässe Wärmepumpen-Modul kann als komplette Wärmepumpe kleiner Leistung in grossen Serien hergestellt werden. Aufgrund der einfachen Beschaffenheit können entsprechend dem benötigten Endleistungsbedarf mehrere derartige Module zu grösseren Leistungseinheiten baukastenartig auf einfachste Art und Weise zusammengestellt werden. Ferner können die einzlnen Module oder Modulgruppen zu mehrstufigen Sorptions-Kälteapparaten geschaltet werden. Die Idee mehrstufiger Sorptions-Käteanlagen wurde schon vor bald 50 Jahren von E. Altenkirch vorgeschlagen, konnte sich aber im kleinen Leistungsbereich, wegen des hohen apparativen Aufwandes, nicht durchsetzen.
Eine weitere Realisationsmöglichkeit eines zwei- bzw. vielstufigen Sorptions-Kälteapparates ergibt sich mit der Ausbildung des in Fig. 23 beispielhaft dargestellten zweistufigen Wärmepumpen-Moduls.
Dabei wird der Austreiberraum 4 (Fig. 6) durch Dichtelemente 10a (Fig. 23) in zwei gasdicht voneinander getrennte Austreiberräume 4 und 4a unterteilt.
In den Austreiberräumen 4 und 4a herrschen, ihren Temperaturen T2 bzw. T'2 entsprechend, die Drücke P1 bzw. P'1.
Das im Austreiberraum 4 von der Oberfläche 11 abgedampfte Kältemittel wird an der Wandung 21a kondensiert. Die Kondensationswärme dient dem zweiten Austreibervorgang an der Oberfläche 11a.
Das anfallende Kondensat wird über den Drosselkörper 38a auf den Druck P'1 entspannt und über den Kondensator 36 und den Drosselkörper 38 (Fig. 6) zusammen mit dem Kondensat des von der Oberfläche 11a abgedampften Kältemittels dem Verdampfer 37 (Fig. 6) zugeführt.
Das verdampfte Kältemittel gelangt dann, wie schon bei der einstufigen Ausführung beschrieben, über die Verbindungskanäle 9 (Fig. 6) an die Absorberfläche 12a und 12 (Fig. 23), wo unter Wärmeabfuhr der Kaltdampf absorbiert und das flüssige Kältemittel durch die Trennwand, in der ebenfalls schon beschriebenen Art, an die Oberflächen 11 und 11a zurückgeführt wird.
Mit der dargestellten Ausführung des Wärmepumpen-Moduls wird es möglich, mit der einmal zugeführten Austreiberleistung eine fast zweifache äquivalente Kälteleistung zu erzielen, was das Wärmeverhältnis Q3/Q1 entsprechend verbessert.
In Fig. 24 ist in einem LgP-1 /T-Diagramm der thermodynamische Arbeitsprozess des beschriebenen zweistufigen Sorptions Kälteapparates, analog zu dem Diagramm Fig. 11 und dessen Beschreibung, vereinfacht dargestellt.
In den Fig. 13 und 14 ist ein Anwendungsbeispiel eines 300 Watt-Moduls für ein sog. Klimagerät dargestellt. Dabei zeigt Fig.
13 in perspektivischer, schematischer Darstellung die grundsätzliche Anordnung in einem derartigen Klimagerät, während die Fig. 14 Schnitte V-V und A-A der Verdampferseite und der Absorberseite in verschiedenen Lagen der Luftleitklappen darstellt, je nachdem, ob die Raumseite mit Umluft und ohne Zuluft zu heizen ist, oder zu kühlen oder ob sie mit Zuluft und Umluft zu heizen ist.
Im wesentlichen besteht dieses Klimagerät aus den bekannten Bauelementen, wie einem Querstromgebläse 40, Luftleitklappen 41 und einem Gehäuse 42. Als Wärmetauscher sind in der erfindungsgemässen Anwendung in diesem Beispiel sechs Module 43 mit einer Heizleistung von je 300 Watt, wie diese vorstehend erläutert wurden, verwendet. Die benötigte Austreiberwärme wird in Form von 80-grädigem Wasser von einem Sonnenwärmekollektor (nicht dargestellt) oder einem Wärmepumpen-Heizkessel (der ersten Wärmepumpenstufe, nicht dargestellt) den Modulen 43 zugeführt. Der Aussenluft 44 wird die Sekundärwärme am Verdampfer 45 entzogen. Die Raumluft 46 erwärmt sich bei Umströmung des Kondensators 47 und des Absorbers 48. Bei Zu- und Umluftbetrieb wird die Abluft 49 über den Verdampfer 45 geführt, so dass ihr die Wärme bis auf Aussentemperatur entzogen wird (Wärmerückgewinnung) .
In Fig. 14 bedeuten die Bezeichnungen TR Raumluft- und TA Ausslufttemperaturen. Die Indizes ' und " bedeuten Eintritt und Austritt, während Zuluft und Abluft mit T bezeichnet sind.
Bei Kühlbetrieb wird die Raumluft 46 (TR') über den Verdampfer 15 geführt und abgekühlt auf TR". Die Aussenluft 44 (TA') strömt über den Kondensator 47 und den Absorber 48 und führt die Wärme nach aussen ab (TA"). Als Austreiberwärme kann ebenfalls Sonnenkollektorwärme verwendet werden.
Fig. 15 zeigt ein Anwendungsbeispiel von Sorptions-Wärmepumpen-Modulen in einem Sorptions-Wärmepumpen-Heizkessel. Dabei stellt Fig. 15 einen Längsschnitt durch einen Heizkessel und Fig. 16 einen Schnitt gemäss Schnittlinie 16-16 der Fig. 15 dar. In diesem Heizkessel sind Sorptions-Wärmepumpen Module 51 eingebaut. Sie sind mit berippten Austreibteilen 52 und analogen Verdampferteilen 53 ausgerüstet. Absorber- und Kondensatorteil, beide mit 54 bezeichnet, sind, ohne Rippen ausgeführt, von Heizungswasser umspült. Es ist ferner ein Gasbrenner 55 bzw. ein Methanolbrenner dargestellt, der in einer Brennkammer 56 brennt. An die Brennkammer schliesst sich ein Konvektor 57 an, gefolgt von einem Abgaskanal 58. Zusätzlich kann Frischluft durch einen Frischluftkanal 59 zugeführt und ihr Wärme entzogen werden. Es ist ferner ein Rauchgaskondensatsammler 60 vorgesehen.
Ein Abgas- bzw. ein Abluftgebläse 61 treibt die Gase in einen Abgas- bzw. Abluftkanal 62. Am Kessel ist ein Heizungsrücklauf-Stutzen 63 sowie ein Heizungsvorlauf Stutzen 64 angebracht. Das Kesselwasser 65 befindet sich in rauchgasbestrichenen Ummantelungen. Der Kessel ist durch eine Isolierung 66 wärmegeschützt. Im Kesselverbrennungssystem ist ferner die Flamme 67 des Brenners 55 dargestellt sowie der Abgasweg 68 und die Frischluft 69. Anfallendes Kondensat wird über den Abfluss 71 abgeführt. Heizungsvorlauf 73 und Heizungsrücklauf 72 sind ebenfalls dargestellt. Die Funktion des Kessels ganz allgemein ist selbstredend und geht aus den Fig. 15 und 16 hervor. Da die Rauchgase bis auf Umgebungstemperatur abgekühlt werden, ergibt sich damit ein feuerungstechnischer Wirkungsgrad von 100 %.
Diese tiefe Abkühlung von Rauchgasen hat den Vorteil, dass mit niedrigen CO2-Werten gefahren werden kann, womit eine sichere, russfreie Verbrennung mit äusserst niedrigen NOx-Werten stattfindet. Der Zuluft bzw.
Frischluft 69 wird zusätzlich über den Verdampferteil 53 Wärme entzogen und dem Kesselwasser 65 zugeführt.
Hier funktionieren die Sorptions-Wärmepumpen-Module wie folgt:
Die in Fig. 15 dargestellte Austreiberseite 52 des Moduls wird durch die Abgase, die aus dem Konvektor 57 des Heizkessels austreten, beaufschlagt, wobei die Abgastemperatur am Ende des Konvektors auf die erforderliche Arbeits- bzw. Austreibertemperatur des Moduls gebracht wurde.
Die am Ende des Austreiberteils 52 aufgenommene Wärme wird durch eine Vorrichtung, z. B. ein beripptes Wärmerohr nach Fig. 21, an die feuchte Oberfläche 11 (Fig. 1) der Trennwand 1 geführt. Hierbei wird Kältemitteldampf frei und im Kondensatorteil 54 über dessen Oberfläche 52, die nach Fig. 15 im Kesselwasserliegt, kondensiert. Die Kondensationswärme Q2 wird an das Kesselwasser abgegeben. Das Kondensat wird. wie beschrieben, entspannt und dem Verdampferteil 53 (Fig. 15) zugeführt. Dieser Verdampfer wird von aussen durch die Abgase sowie von der aus der Umgebung des Heizkessels angesaugten Luft 69 beaufschlagt. Abgase und Raumluft werden dabei bis unter Raumtemperatur abgekühlt. Das anfallende Kondensat aus Abgasen und Umgebungsluft wird im Sammler 60 gesammelt und über den Abfluss 71 abgeführt. Bei einer Gas- bzw.
Methanolfeuerung kann das Kondensat direkt in die Kanalisation geleitet werden. Dagegen müsste bei der Verbrennung von schwefelhaltigen Brennstoffen das Kondensat neutralisiert werden.
In dem Wärmepumpen-Modul strömt der Kältemitteldampf aus dem Verdampfer in den Absorberraum 5 (Fig. 1) und wird dort von der feuchten Oberfläche 12 absorbiert. Die Absorptionswärme Q4 wird über die Oberfläche des Behälters 2 (Fig. 1), die in Fig. 15 ebenfalls im Kesselwasser liegt, an das Kessel- bzw.
Heizungswasser abgegeben.
Somit ist es möglich, mit einer Anwendung des Sorptions Wärmepumpen-Moduls nach Fig. 15 die Restenthalpie der Abgase nutzbar zu machen sowie die von der äusseren Oberfläche des Heizkessels abgegebene Wärme wieder zurückzugewinnen.
Selbstverständlich kann auch der Aufbau so gewählt werden, dass die Feuerung nur zum Betreiben des Austreibers dient, wobei Sekundärwärme aus der Umgebung und/oder aus bekannten Sekundär-Wärmequellen, z. B. Erdreich, Sonnenkollektoren, Aussenluft usw. bezogen werden kann.
Fig. 17 zeigt im Längsschnitt und drei Querschnitten gemäss den Schnittlinien XVIII-XVIII, XIX-XIX und XX-XX ein Resorptions-Wärmepumpen-Modul. Dieser unterscheidet sich grundsätzlich vom Sorptions-Wärmepumpen-Modul gemäss Fig. 1, wie dies anlässlich der Beschreibung des Diagramms gemäss Fig. 12 erläutert wurde.
Dieser Modul weist eine, den Austreiberteil vom Absorberteil trennende hygroskopische Trennwand 81 auf, welche beide Räume durch dichtes Anliegen an der Innenwand eines Behälters 82 voneinander gasdicht trennt. Aussen am Behälter 82 sind Lamellen bzw. Rippen 83 angebracht. Die Behälterinnenwand 84 ist, analog der Ausführung gemäss den Fig. 6 und 10, ins Innere der Trennwand 81 geführt. Eine Dichtung 85 schliesst den Austreiberteil nach aussen ab. Im Resorberteil ist eine der Trennwand 81 entsprechende hygroskopische Trennwand 86 eingebaut, welche Austreiber- und Resorberteil voneinander trennt. Auch hier ist die Innenbehälterwand 87 im Resorberteil des Behälters 82 eingezogen.
Eine Trennplatte 89 mit Überströmkanälen im linksliegenden Austreiberteil der Fig. 17 führt in den Resorberteil, während eine Trennplatte 90 mit Überströmkanälen aus dem Resorberteil in den Austreiberteil vorgesehen ist. Eine Dichtungsscheibe 91 deckt die Überströmkanäle 106 und 107 wechselseitig ab. Hierdurch entsteht ein Überströmkanalsystem. Es sind ferner, wie im Schnitt XX-XX angedeutet, radial verlaufende Überströmkanäle 92 vorgesehen sowie Überströmlängskanäle 93 und 94.
In den Austreiberraum 96 wird Kältemittel, d. h. Sorbat, von der Fläche 95 der hygroskopischen Trennwand 81 abgedampft.
Es strömt über die Kanäle 92,93 und 94 in den Resorptionsraum 98, wo der Kältemitteldampf an der Oberfläche 100 der hygroskopischen Trennwand 86 kondensiert bzw. resorbiert wird.
Durch die Poren der Trennwand 86 gelangt die verdünnte Kapillarflüssigkeit (es befindet sich weniger gelöstes Material im Lösungsmittel) in den Verdampferraum 102, in welchem von der Oberfläche 103 der Trennwand 86 das Kältemittel bei einem niedrigeren Druck und niedrigerer Temperatur abgedampft wird. Dieser Kaltdampf strömt über die Kanäle 105,106 und 107 in den Absorberraum 109 des Austreiberteils 97, wobei der Kaltdampf an der Oberfläche 110 der hygroskopischen Trennwand 81 absorbiert wird.
Der Absorber/Austreiberteil 97 dieses Moduls arbeitet unter ähnlichen Bedingungen wie dasjenige an einem Sorptions-Wärmepumpen-Modul, z.B. gemäss Fig. 1. Der Unterschied in der Arbeitsweise des Resorptionsmoduls besteht, wie anlässlich der Beschreibung der Fig. 11 und 12 eingehend erläutert, lediglich darin, dass im Resorptionsteil (Raum 98) der Kältemitteldampf nicht bei seinem Dampfdruck kondensiert wird, sondern bei einem Teildruck entsprechend der Konzentration resorbiert wird. Daher sind der Kondensator 6 und der Verdampfer 7 des Sorptionsmoduls (Fig. 1) hier durch einen Absorber/Austreiber (Räume 109 und 96) ersetzt. Der Vorteil dieses Resorptions Wärmepumpen-Moduls liegt darin, dass die Kondensation bzw.
die Resorption bei einer höheren Temperatur abläuft als die Kondensation des reinen Kältemittels, wie dies aus den Diagrammen gemäss den Fig. 11 und 12 klar ersichtlich ist.
Fig. 21 offenbart eine Ansicht eines einsteckbaren Wärmerohres 115 zum Übertragen der Austreiberwärme bzw. der Ver dampferwärme. In dieser Figur ist ein konventionelles Wärmerohr 115 mit Einsteckschaft 116 ersichtlich, das mit Rippen 117 versehen ist. Der Einsteckschaft 116 steckt in einem Sorptions Wärmepumpen-Modulaustreiber 4 bzw. Verdampfer 37 (Fig. 6).
Das Wärmerohr 115 nimmt über die Oberfläche, d. h. die Rippen 117, Wärme aus einem Gasstrom auf und leitet diese mit einem geringen Temperaturgefälle in den Schaft 116 des Kondensationsteiles, wobei es Wärme an die Innenwandung 21; 22 des Wärmepumpenmoduls abgibt.
Fig. 22 zeigt eine Heizmittel-Führungslanze mit einem Aussenrohr 121, einem Innenrohr 122, einem Heizmittelzulauf 123 und einem Heizmittelablauf 124. Diese Lanze dient der Wärmezuund abfuhr an einem Wärmepumpenmodul in der dargestellten Art. Die Lanze ist einsteckbar und hat einen guten Kontakt zu der Innenwandung 21; 22 des Wärmepumpenmoduls.
Eine andere Ausführungsform einer Lanze wäre eine Konstruktion, bei welcher auf ein Aussenrohr 121 verzichtet wird.
Bei dieser Art würde die innere Wandung inform des Innenrohres 122 vom Heizmittel bzw. Kühlmittel direkt beaufschlaft.
Selbstverständlich kann die Lanze so ausgeführt werden, dass das Heiz- bzw. Kühlmittel in dem konzentrischen Ringspalt durch Rippen bzw. Wellen schraubenförmig geführt wird.
Abschliessend wird ein Beispiel einer derartigen Wärmepumpe rechnerisch behandelt:
Die Wirkungsweise des betriebenen Wärmepumpen-Kessels lässt sich an einer Wärmebilanzrechnung gut verdeutlichen.
Die Module sollen mit einem Stoffpaar, z. B. LiBr-H3(H2-O als Kältemittel) bei folgenden Temperaturen arbeiten: Austreiben bei T1 = 135"C a 190mm Hg Punkt 1, Fig. 11 Kondensieren bei T2 = 650C 8 190mm Hg Punkt 2, Fig. 11 Verdampfen bei T3 = 100C ¯ 9mm Hg Punkt 3, Fig. 11 Absorbieren bei T4 = 650C ¯ 9mm Hg Punkt 4, Fig. 11
Auf der Gasseite bzw.
Kesselwasserseite werden folgende Temperaturen vorgegeben: Austreiben bei T'í = 140"C Abgas, Fig. 15 Kondensieren bei T'2 = 60"C Kesselwasser 65"C, Fig. 15 Verdampfen bei T3, = 15"C Abgas und Zuluft, Fig. 15 Absorbieren bei T'4 = 60"C Kesselwasser 65"C, Fig. 15
Die Übertemperaturen betragen am Ende, d. h. am Ausgang der Wärmetauscherflächen 5" C und stellen somit eine genügend grosse Wärmestromdichte sicher.
1. Wärmezufuhr über Brenner 55. Fig. 15 Q = B Mu Brennstoff- n = 1 g 0,278 LO-3 10-3 durchsatz h 5 Unterer kJ @@ Brennwert Hu = 42636 kg
Qzu = 11,85 kW 2. Luftzufuhr über Brenner 55, Fig. 15
EMI8.1
Lufttemperatur:TL = 20 C Spez. Wärme: cp = 1,3 k3 mnok
3. Verbrennung und Lufterwärmung im Feuerraum 56,
Fig. 15. Die Verbrennung läuft bei hohem Luftüberschuss ab (#= = 1,7). Der grösste Teil der Luft nimmt an der Verbrennung nicht teil, sie erwärmt sich durch Mischung mit Abgasen.
Aus der Enthalpie des Gasgemisches ergibt sich die Feuer raumtemperatur zu: T = 344 C
F
4. Wärmestrom im Feuerraum und Konvektor 57, Fig. 15 F F 1 T1')#c p mit Ti = 300 C v = 0,028 mn3 kJ cp = 1,3 m3.K wird Q = 1.600 kW
F =
5. Wärmestrom am Austreiber 52, Fig. 15 Ti = 300 C T1" = 140 C Q1 = (T1' - T1")#cp#V
Q1 = 5,824 kW
Spez. Berechnungen am Rippenrohr bei Verdampfung auf der Innenseite ergaben Wärmedurchgangsleistungen von: q = 2000 W/Lfm
Damit besteht der Austreiber aus 2,912 m Rippenrohr oder 12 Modulen à 0,24m Länge.
6. Wärmestrom im Kanal 8, Fig. 15 T1" = 140 C T3' = 90 C Qk = (T1" - T3')cp#V Qk = 1,820 kW
7. Wärmestrom im Verdampfer 53, Fig. 15 (Abgaswärme) T3 = 90 C T3" = 15 C Q3 = (T3' - T3")cp#V Q3 = 2,730 kW
8. Wärmestrom im Verdampfer 53, Fig. 15 (Zuluftwärme)
T3L' = 20 C
T3L" = 15 C VL = 0,33 mn3.S-1 Q3L = (T3L' - T3L")cp#V Q3L = 2,145 kW
Die Bilanz der Wärmeströme im Wärmepumpen-Heizkessel nach Fig. 15 stellt sich wie folgt: Wärmezufuhr über Brenner 55,Fig.15 ... Qzu = 11,850 kW Wärmestrom im Feuerraum 67 direkt an das Kesselwasser < QF = 1,600 kW Wärmestrom am Austreiber 52 indirekt an das Kesselwasser Q1= 5,824 kW Wärmestrom im Kanal 8 direkt an das Kesselwasser ......
Qk = 1,820 kW Wärmestrom im Verdampfer 53 aus Abgaswärme................. Q3 = 2,730 kW Wärmestrom im Verdampfer 53 aus Zuluft..................... Q3L = 2,145 kW Summe aller Wärmeströme an das Kesselwasser @ .......... QAb = 14,120 kW 14,120 Wirkungsgrad #F = QAb/Qzu = 1,19
Qzu 11,850
Bezogen auf den Primärenergieeinsatz zur Erzeugung elektrischer Energie entspricht dieser Wirkungsgrad der Leistungsziffer
1,19 #äq = #F/#e = = 3,40 #e 0,35 einer Kompressorwärmepumpe.
Das Wärmeverhältnis Q3 = 4,880 = 0,84 5,824 ist durchaus realistisch und erreichbar.
Bei dieser Berechnung ist die durch Leitung abgeführte Wärmemenge Q# nicht berücksichtigt. Dieser Wert wird für das vorstehende Zahlenbeispiel etwa maximal 10 % des Wertes von Q1 wie berechnet. Daraus ergäbe sich ein Wärmeverhältnis von 0,84:1,1 = 0,765.
Bei Vermeidung der Wärmeströme QF und QK in verbesserter Wärmepumpenschaltung wäre der Wirkungsgrad: #F = 10,70 = 1,27
8,43
In einer reinen Wärmepumpenschaltung liessen sich Lei- stungszahlen von: #WP = 1,8 # #äq = 5,14 erreichen.
In dieser Beschreibung sind alle Ausführungen erfindungswesentlich.
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PATENT CLAIMS
1. Continuously operable sorption-refrigeration apparatus with expeller, condenser, throttle element, evaporator and aboder resorber, characterized in that the expeller space is separated from the exhaust or resorber space by a hygroscopic partition (1) and that the hygroscopic partition (1) is one or has several bodies with a capillary structure which are impregnated with capillary liquid (14) with hygroscopic properties (Fig. 1, 2).
2. Apparatus according to claim 1, characterized in that it is plate-shaped.
3. Apparatus according to one of claims 1 to 2, characterized in that the expeller (4) and the absorber (5) are designed as a structural unit.
4. Apparatus according to one of claims 1 to 3, characterized in that the partition (1) is provided with fins (24, 25) or villi (23).
5. Apparatus according to one of claims 1 to 4, characterized in that it has lamellae (24, 25), between which film-like layers of a material having a high thermal conductivity are arranged.
6. Apparatus according to one of claims 1 to 5, characterized in that capillary structures (36) are embedded in a metal sleeve (21) which has metallic contact with a container wall (2) (Fig. 6 to 9).
Apparatus according to one of Claims 1 to 6, characterized in that longitudinal channels (26) are arranged on the surface of the metal sleeve (21) for the transport of the refrigerant vapor.
8. Apparatus according to one of claims 1 to 7, characterized in that the hygroscopic partition consists of two layers (11, 12) which are arranged at a distance from one another, the capillary liquid being able to circulate in the interspace as a result of density differences (Fig. 5).
9. Apparatus according to claim 8, characterized in that a baffle (32) is arranged in the intermediate space, which conducts and releases the heat of the rich solution (33) to the poor solution (34) (Fig. 5).
10. Apparatus according to one of claims 1 to 9, characterized in that the throttle member (8) consists of a porous body.
11. Apparatus according to one of claims 1 to 10, characterized in that the partition (1) has at least one trough-like depression as a continuation of a container wall.
12. Apparatus according to one of claims 1 to 11, characterized in that the condenser (6) and / or the evaporator (7) contains an essentially porous heat-conducting filler (36, 37), preferably porous silicon nitride.
13. Apparatus according to one of claims 1 to 12, characterized by longitudinal channels (9, 28) which ensure the transport of refrigerant from the expeller chamber (4) via the condenser (6) and the evaporator (7) to the absorber chamber (5).
Apparatus according to one of claims 12 or 13, characterized in that between the two layers of the filling materials (36, 37) an insulating porous body (39), e.g. made of paper, wood, ceramics.
15. Apparatus according to one of claims 1 to 14, characterized in that expeller (4), condenser (6), throttle element (38), evaporator (7) and absorber and absorber (5) in a common, preferably tubular, container are arranged (Fig. 6).
16. Apparatus according to one of claims 1 to 15, characterized in that several gas-tight separators are provided from one another or that this is divided several times gas-tight across to create a multi-stage (Fig.
23, 24).
17. Apparatus according to one of claims 1 to 16, characterized in that the partition consists of at least two layers (130) which are arranged at a distance from one another, with spacers, e.g. B.
made of non-wettable material, are arranged (Fig. 25).
18. Apparatus according to one of claims 1 to 17, characterized in that the partition consists of several concentric sleeves.
19. Apparatus according to one of claims 17 and 18, characterized in that the intermediate spaces (131) are filled with a porous, heat-conducting material (132) for the purpose of generating thermal bridges.
20. Apparatus according to claim 17, characterized in that spacers of the layers (130) are provided which are coated with a practically non-wettable material, e.g. B. Polytetrafluor ethylene, are coated.
21. A method for operating a sorption refrigeration apparatus according to one of claims 1 to 20, characterized in that one selects the working pressure of the expeller and that of the absorber such that the capillary pressures in the partition are greater than the difference between the two working pressures.
22. The method according to claim 21, characterized in that the cooling apparatus is fired directly on the expeller side, the absorber and condenser side is placed in a heating circuit and the evaporator side is subjected to exhaust gas.
23. Use of a sorption-refrigeration apparatus according to one of claims 1 to 20 in air conditioners for cooling and for heating by means of solar heat, such that higher-temperature collector heat is used for expelling and low-temperature heat from the environment is used for evaporation.
24. Use of a sorption-refrigeration apparatus according to one of claims 1 to 20 for flue gas cooling on a gas boiler.
The invention relates to a continuously operable sorption-refrigeration apparatus with expeller, condenser, throttle element, evaporator and absorber or absorber, as well as a method for its operation and use of the sorption-refrigeration apparatus.
Sorption chillers in their various designs have long been known for industrial plants as well as for household appliances and are technically mature (see Rudolf Plank, Handbook of Refrigeration Technology, Volume VII and The Chiller by R. Plank and J. Kuprianoff).
Recently, the development of sorption chillers in the application as heat pumps has been worked on. B. shows the published new development of the DFVLR.
(German research and testing institute for aerospace.) - see oil and gas firing, issue 12/1978).
This is a classic absorption chiller with liquid material pairs, whereby the expeller (cooker) is fired directly by a gas or oil burner and the residual heat of the exhaust gases as well as the heat of the environment is supplied to the evaporator as secondary energy and is thus made usable .
Furthermore, periodically operating sorption chillers with solid sorbents, such as. B. iron and calcium chloride and ammonia or methylamine known as sorbate, which could also be operated in a heat pump circuit.
In the technical implementation of the heat pump systems mentioned, difficulties arise in practice, which may include: a. For example, due to the high expenditure on equipment and its difficult manufacture, as well as the properties of the material systems, such as poor thermal conductivity, unfavorable vapor pressure ranges, considerable swelling and the associated swelling pressures.
Another major disadvantage is the unfavorable one
Accessibility to series production of power units in the kW range.
For the elimination of these disadvantages, promising elements for heat storage that work on the principle of the sorption chiller have been proposed (CH PS 609140). These are storage elements for a sorption heat storage system which contains a solid as a sorbent and a collector for the sorbate expelled from the sorbent. The sorbent and the collector are arranged in a closed, tubular housing and separated from one another by a space.
Such elements have the advantage that, as small production units, they are easily accessible for efficient series production and can be combined to form larger output units as required. Storage elements of this type, switched and operated as a sorption heat pump, have the disadvantage that they only permit discontinuous operation.
The aim of the present invention is to provide a continuously operable sorption refrigeration apparatus which does not have the described disadvantage of the discontinuous mode of operation and which represents a refrigeration unit which is as simple as possible in construction and which has all the advantages of a static refrigeration machine.
According to the invention, this object is achieved in that the expeller chamber is separated from the waste and absorber chamber by a hygroscopic partition and that the hygroscopic partition has one or more bodies with a capillary structure which are impregnated with capillary liquid with hygroscopic properties.
All substances or material systems which cause sorption of an inorganic or organic sorbate are regarded as hygroscopic, the vapor pressure of the substance or material system noticeably deviating from the saturated steam pressure of the sorbate. (See 0. Krischer, Trocknungstechnik 1978, page 54).
The sorption refrigeration apparatus according to the invention and its use is explained for example with the aid of a drawing.
Show it:
1 is a purely schematic representation of a sorption heat pump module with the expeller / absorber container in longitudinal section,
2 shows a section of the hygroscopic partition wall separating the expeller chamber from the absorber chamber, with the illustration of a capillary,
3 and 4 two versions of hygroscopic partition walls in a sorption heat pump module, in a schematic representation, in longitudinal section,
1 shows a special form of a hygroscopic partition, in longitudinal section,
6 shows a longitudinal section through a schematically illustrated embodiment of the construction of a sorption heat pump module, FIGS. 7, 8 and 9 sections according to section lines IV-IV, V-V and VI-VI of FIG. 6,
10 is a simplified representation of FIG. 6, with the indication of the thermal movements in the module,
Fig.
11 shows a diagram with the system pressure shown in the diagram, as a function of the absolute temperature in the log.
Scale and the scale 1 / T,
12 shows a representation analogous to FIG. 11 for a resorption process,
13 and 14 an application example of sorption heat pump modules in a solar air conditioner, in a schematic, perspective representation (FIG. 13) and (in FIG. 14) three circuits of the evaporation side according to section line VV or analogous representations of the absorber side according to section line AA in Fig. 13,
15 and 16 a longitudinal section through a boiler with installation of sorption heat pump modules in longitudinal section and according to section line 1616 of FIG. 15,
17, 18, 19, 20 a longitudinal section through a schematically represented absorption heat pump module, with cross sections according to the section lines XVIII-XVIII, XIX-XIX and XX-XX of FIG. 17,
Fig.
21 shows a view of an insertable heat pipe for transferring the expulsion heat or the evaporator heat,
22 a heating medium guide lance in longitudinal section,
23 shows a two-stage expeller part, analogous to FIG. 6,
24 is a LgP-1 / T diagram,
25 shows a five-layer partition system in section,
26 shows a partial section of a two-layer partition system,
27 shows a uT diagram with isobars for H20-LiBr.
A heat exchange container 2 of round or angular cross-section is divided longitudinally into an expeller space 4 and an absorber space 5 by a hygroscopic partition 1, which has surfaces 11 on the expeller side and 12 on the absorber side. At both ends of the partition 1 there are sealing elements 10 which seal the partition 1 against the container 2. Ribs 3 are provided to enlarge the externally effective surface of the container 2. As shown in FIG. 1, a condenser 6 for liquefying the refrigerant is connected downstream of the container 2. There follows a throttling point in the form of a throttling element 8, which throttles the refrigerant, ie. H. serves to relax. This is followed by an evaporator 7, the outlet of which is fed back into the absorber space 5 of the container 2.
Tubes 9 connect the container 2 on the one hand to the condenser 6 and on the other hand to the evaporator 7. Such a sorption heat pump works as follows:
By supplying the heat Q1 via the wall of the container 2 with the ribs 3, the surface 11 of the partition wall 1, which is damp per se, is heated, whereby refrigerant, which is in the liquid causing the moisture in the partition wall 1, evaporates. On the expeller side, the so-called high pressure part, the pressure in the expeller chamber 4 increases with increasing refrigerant evaporation. This causes the refrigerant to pass through the pipes 9 into the condenser 6, in which heat is removed Q2.
Therefore, the refrigerant liquefies there and is cooled to a temperature below its boiling point. The condensate, which is under considerable pressure, is now expanded via the throttle element 8. It arrives as a liquid in the evaporator 7, where it completely evaporates with the addition of heat Q3 (saturated steam, slightly overheated). This cold steam then flows through the pipes 9 into the absorber chamber 5, where it is absorbed on the surface 12 of the moist hygroscopic partition 1. The released heat of absorption Q4 must be dissipated.
This is mainly the heat of vaporization of the refrigerant.
The refrigerant now passes from the surface 12 through the capillary system, which forms the partition 1, to the opposite surface 11 of the partition 1. The driving force for the refrigerant transport is the capillary pull on the driver side of the hygroscopic partition 1 trained menisci applied.
The processes on and in the porous and hygroscopic partition 1 are of crucial importance for the overall course of the sorption heat pump module according to the invention. The term module is understood here to mean a normalized structural unit. The partition 1 forms, together with the container 2, the so-called thermal drive of this refrigerator. The vapor pressure of the sorbate (refrigerant) above surface 11 is greater than that above surface 12. This results in a working pressure difference between expeller chamber 4 and absorber chamber 5 when operating without auxiliary gas (without pressure equalization). The effect of the connection between the two Rooms 4 and 5 are determined by the capillary forces due to the capillary structure of the partition 1.
The design or dimensioning of the capillaries (capillary diameter and length) is therefore of crucial importance for the functioning in the sense described.
2 shows the enlargement of an idealized pore or
Capillary 13 of the partition 1 shown. In the pore 13 there is a capillary liquid 14, with its components 15 and 16, which has a triple function, namely that of the vapor barrier (barrier liquid), that of the refrigerant transport and that of the vapor pressure reduction. Wetting takes place on the pore wall, which leads to the formation of menisci 17 and 18.
According to O.Hummel, with the pore radius around the radius of curvature R1 and R4 of the menisci, the contact angles, 13l and ss4 can be written for the degree of their formation: CCS ss1 - r wl cos ss4 = r / R4
When heat Q1 is supplied, the solvent or refrigerant vapor 19 or ml flows from the surface of the meniscus 17, whereas the surface of the meniscus 18 absorbs the refrigerant vapor 20 or m4 by absorption. With equilibrium: m1 = m4
Due to the inflow and outflow of solvent at the menisci, they are curved to different degrees. A compensating flow thus arises in the direction of the meniscus with the greater curvature or the greater pull, that is to say in the direction of the surface 11.
This train is in balance with the external forces, such as pressure and friction.
The following can be written for the capillary pressures: 2c cos @kl r for meniscus 17 2 # cos ss4 for Pk4 = COS r for meniscus 18 The pressure difference is then:
2 @ pk = (cos ss1 - cos ss4)
If the maximum capillary force of meniscus 17 is in equilibrium with the sum of all external forces, it is fully utilized and then it becomes: 81 r and with m1 = m4 R4 = 0> This means that for the max.
Capillary pressure can be written:
2 # pk = r
When using a LiBr solution as capillary liquid and H2O as refrigerant and the condensing temperature T2 = 30C C and the evaporation temperature T3 = 10 C, the capillaries would have to maintain a back pressure of 3126 pa.
(1pa # 1N / m2 = 10-5bar) A capillary with a radius of r = 10-5m and a surface tension of the capillary fluid of a = 0.073 Nm 'could have a max. Apply back pressure of Pk = 14500 pa.
With the Hagen-Poiseullean law, equations for pressure and dissolution can be written according to the mass flow for the movement of the capillary liquid.
EMI3.1
<tb>
<SEP> r4 <SEP> n'Pk- (Pq <SEP> ¯ <SEP> P1)] <SEP> g <SEP> kg
<tb> m <SEP> = <SEP> - <SEP> 8.s.L <SEP> lSPoreJ
<tb>
This approach leads to relatively large mass flows.
Since the backflow of the dissolved component z. B. LiBr, from surface 11 to surface 12 by diffusion, the mass transport is diffusion-controlled despite the large capillary liquid movement.
To estimate the magnitude of this mass flow, the first Fick law can be used to write:
EMI3. 2nd
It then becomes @ 1 = = 0.55 Ronz. on the surface 12 @ 4 = 0.35 conc. on the surface 11 L = 0.005 m thickness of the partition T = 0.1700 kg density of the solution @ D = 2.88 10-9 m2 / S diffusion constant kg m = 1.958 10-4 m2 S
For an assumed cooling capacity of Q3 = 0.1 kW, e.g. B. a mass flow of the refrigerant H2O of m = Q3 / # = 4.04. 10 required. With this mass flow and the mass flow density by diffusion, the required passage area A = 0.206m2.
This area size is structurally manageable. such as B.
through lamellar training.
According to Dalton or According to Raoult's law, the vapor pressures of the dissolved refrigerant on surfaces 11 and 12 are lower than those of pure sorbate (partial pressures of the solution components) with dynamic equilibrium. As is known, the vapor pressures are given by the corresponding solution concentrations (here on the two surfaces 11 and 12) and the prevailing temperatures, the humidities being formed from solutions with two or more components of different concentrations. For example, there is an aqueous lithium bromide solution with 35 wt. % H2O on the surface 11 to the expulsion chamber 4 and a solution with 55 wt. % Water on the surface 12 of the absorber space 5. It should be noted that the water is not only the solvent, but also the refrigerant.
The concentration gradient of the refrigerant water from the absorber chamber 5 to the expeller chamber 4 is generated on the surface 11 by expulsion and on the surface 12 by absorption of the sorbate (water). A transport system for solvents is maintained in the partition 1 by capillary liquid movement, circulation by density differences and by diffusion in its most varied forms.
The vapor pressures and the corresponding saturated steam temperatures are determined both in the expeller chamber 4 and in the absorber chamber 5 by the pair of working materials and the material structure of the partition wall 1.
In the relevant literature (e.g. B. Rudolf Plank, sorption chillers), a number of substance pairs are given with their thermodynamic data: lithium chloride + H2O (LiCl + H2O), sodium hydroxide solution + H2O (NaOH + H2O), potassium hydroxide solution + H2O (KOH + H2O), calcium chloride + H2O (CaCl2 + H2O), lithium chloride + methanol (LiCl + CH30H) (methanol as refrigerant), LiBr + CH30H, petroleum + F-21 (Frigen) (classic refrigerant).
As a result of the above-mentioned expulsion process, maintained by the heat supply Q1, the surface 11 of the expulsion side initially becomes poorer in refrigerant and, depending on the pair of substances, therefore richer in solvent or dissolved substance, which is the capillary liquid. In contrast to this, because new refrigerant always gets into the absorber chamber 5 and thus onto the surface 12 of the absorber side, the concentration of the refrigerant there becomes richer (more water) and therefore that of the solute, in the present case lithium bromide solution Poor water.
According to the laws of diffusion, this concentration gradient of refrigerant in the pore solution from room 5 to room 4 will aim to equalize the mass, the capillary liquid movement, caused by the capillary forces, being counteracted by a diffusion flow of the sorbent. Diffusion flows are naturally much slower than flow processes in capillaries. However, to maintain the absorption process described on the absorber side, a weak refrigerant or Solvent concentration is required, the surface of the exchanged capillary system is increased by the pores 13 by lamella construction or villi-like surface design in the sense of the present invention by a multiple.
Such a construction is shown in FIG. 3, in which a portion of the hygroscopic partition 1 with the two surfaces 11 and 12 of the expulsion chamber 4 and the absorber chamber 5 can be seen in a partially enlarged manner. The partition 1 is equipped with interlocking villi 23 in order to enlarge the exchange surfaces. It is, as the person skilled in the art knows, not only the concentration gradient that causes a diffusion movement, but, albeit to a lesser extent, the temperature gradient that the so-called Causes thermal diffusion. It is also known that most capillary structures, in conjunction with aqueous solutions, have selective absorbency for certain components. For example, the water of an aqueous lithium bromide solution is preferentially taken up by filter paper.
The concentration decreases with the suction head, a phenomenon that is used in the chromatographic separation method.
Fig. 4 shows a variant of FIG. 3rd Here is the partition for the purpose of better heat supply or - Removal provided with heat-conducting fins 24 and 25, which penetrate the partition wall 1 transversely on both sides and are fastened to the corresponding end walls which form the surfaces 11 and 12.
An accelerated concentration equalization would have a two-layer capillary system, in which a solution circulation takes place between the two capillary layers due to density differences. However, this accelerated compensation would have the disadvantage that the heat transfer from the expeller side to the absorber side would be increased, which would result in correspondingly greater heat losses and thus worsen the heat ratio (Q3 / Q1). By installing baffles with anisotropic thermal conductivity properties, however, the heat of the rich solution could be transferred to the poor solution by heat conduction. This idea is in the execution according to Fig. 5 can be seen. This Fig. shows the nature of a hygroscopic partition, as shown for example in Fig. 1 is designated 1.
The in Fig. 5 visible partition 30 in turn separates the expeller chamber 4 from the absorber chamber 5. The upper and lower ends are each accomplished by a sealing element 10. Instead of the one shown in Fig. 1 shown homogeneous structure of the hygroscopic partition 1 there, this partition 30 has a centrally arranged baffle plate 32. As shown, this is insulated on parts by means of insulation 31. Around this core 31, 32, the water-rich solution 33 moves in a circular motion to the water-poor solution 34. This internal flow is caused in particular by differences in density (Ql / Q4 = 1.4). The baffle plate 32, consisting of metal, has a high coefficient of thermal conductivity X.
With this arrangement it therefore follows that the heat conduction across the flow path is substantially smaller than the heat conduction along the flow path from the rich solution to the poor, since this is given directly by metallic conduction of the baffle plate 32.
Significant advantages are achieved with a partition system according to Fig. 25 achieved.
The partition (in Fig. 2 denoted by 1) here consists of five (there should be two or more) layers 130 which are arranged at a distance from one another, with spacers 132 being arranged in individual spaces 131.
The material of the spacers 132 is not or not of the capillary liquid 14 and the liquid refrigerant 15. only slightly wettable. This prevents moisture transport in the sorbed phase on the surface of the spacers 132, as a result of which a concentration polarization of the dissolved components 16 on the surface 11 in the event of excessive hydrodynamic capillary liquid transport, triggered by the described capillary forces, is substantially reduced.
The necessary refrigerant transport takes place within the layers 130 as already described. However, it takes place from layer 130 to layer 130 via the phase change: evaporation condensation at the corresponding pressures which prevail in the interstices 131.
The heat of vaporization is predominantly introduced to the corresponding surfaces by means of heat conduction via the spacers 132 against the steam mass flow.
The solution concentrations 5 in the pores of the individual partition walls differ according to the prevailing wall temperatures and pressures.
With the partition system described, it is possible to determine the total working pressure difference (P1-P4) between the expeller chamber 4 and the absorber chamber 5 (Fig. 1) Depending on the number of layers, increase the corresponding multiple of the individual capillary pressures, since menisci form in the pores against the vapor of the refrigerant on each layer.
Fig. 26 shows a partial section of a two-layer system. Herein mean: - - the heat flow density (W / m2s) m - the mass flow density (kg / m2s) Tw - the wall temperatures ("C)
In Fig. 25 shows the pressure curve of a five-layer system over the total thickness L, where Pk denotes the individual capillary pressures.
Fig. 27 shows a uT diagram for the capillary liquid LiBr H2O with an isobar of the saturation pressure P of H2O.
The equilibrium concentrations and the equilibrium temperatures Twl and Tw4 for two layers are entered in this diagram.
During the expulsion process on the surface 11, the concentration naturally changes by the amount A, and the solution concentration on the surface 12 changes by the same amount A 4 during absorption. Both changes in concentration run in opposite directions and trigger an undercooling of the amount (Twi '- Twl) on the expeller side and overheating of the amount (Tw4-Tw4) on the absorber side.
Tw * are the apparent or the new equilibrium temperatures. Due to this process-related deflection from the equilibrium state, a steam mass flow follows in the desired direction to the expeller surface 11.
In Fig. 6 shows a schematic overall view of a sorption heat pump module according to the invention in longitudinal section. This is basically the one shown in Fig. 1 schematically illustrated embodiment, which here in Fig. 6 shows more design details. This shows the hygroscopic partition wall 1, which divides the container 2 into two separate chambers or rooms, the expulsion room 4 and the absorber room 5. It is also shown in which way the condenser 6 is connected to the container 2 and also to the evaporator 7 connected downstream, the condenser 6 and the evaporator 7 also being shown in FIG. 1 shown throttle body, designed as a throttle body 38, can be seen.
The container 2, which must of course be gas-tight, is preferably cylindrical, with a circular or oval cross-section. In principle, however, it can also be plate-shaped or be cuboid. The container 2 is provided with ribs or fins 3 in order to enlarge the heat-exchanging surfaces.
This attachment of ribs or fins 3 is particularly necessary when the condensation, absorption and evaporation heat via a gas, for. B.
Air, off or should be fed.
When heat exchange of liquid media, these fins or ribs 3 can be omitted. As in Fig. 6, the hygroscopic partition 1 has an inner trough-like recess into which the wall 21 extends as a continuation of the container wall. The evaporator 7 has a similar wall 22. These walls 21 and 22 serve in particular to guide the heating medium on the expeller part or the guidance of the medium in the evaporator section.
The capacitor 6 essentially consists of a filling 36 of coarse-pored filling material with good thermal conductivity, for example porous silicon nitride. The use of this material has the advantage of good workmanship and high corrosion resistance against aggressive media.
This filling 36, like the porous partition 1, is in contact with the container wall of the container 2.
The Fig. 7 to 9, corresponding to the sections VII-VII, VIII -VIII and IX-IX of Fig. 6, show the type of contacts of the aforementioned parts and their interruption by longitudinal channels 9 or 28 These longitudinal channels 9 and 28 serve to transport refrigerant vapor from the expeller chamber 4 via the condenser 6 and the evaporator 7 to the absorber chamber 5, as shown by the arrows in FIG. 10 show.
The evaporator 7 also has a filling 37 made of porous material. This filling is used to hold the liquid refrigerant. This material, e.g. B. Silicon nitride, has good thermal conductivity.
In order to prevent axial heat flow from the condenser 6 to the evaporator 7 as far as possible, there is a porous body 39 with poor thermal conductivity, that is, between the filling 36 and 37. H. a heat insulating body, e.g. B.
Paper, wood, ceramic slats or the like , which is such that liquid transport takes place in it through the capillary forces.
The refrigerant expansion in the transition from the high pressure to the low pressure part, i.e. H. from the expeller chamber 4 to the absorber chamber 5 of the heat pump module, takes place through the throttle body 38.
Fig. 10, a simplified representation of FIG. 6 shows the heat quantities Qx supplied and removed to the system as well as flow paths of the refrigerant marked with arrows.
In the Fig. 11 and 12 are each in a vapor pressure diagram of a working material pair, e.g. B. the aqueous lithium bromide solutions, the thermodynamic working process of a sorption heat pump module. The temperatures are shown on the X-axis on a scale of 1 / T and the pressures p on a logarithmic scale on the Y-axis. In words, these figures say the following:
The thermodynamic working process of a heat pump module can best be described using a standard LgP-1 / T diagram for a working material pair, e.g. B. of aqueous lithium bromide solutions. For pure solvent (water, refrigerant) 5 = 1.
The solid lines illustrate the changes in the state of the refrigerant liquid as well as the changes in the state of the solutions and their concentrations.
The path of the vaporous refrigerant (water vapor, saturated steam) is indicated by dashed lines. The supply of the heat quantity Q1 to the moist surface 11 of the wall 1 according to FIG. 1 takes place in the solution state point 1 of the diagram Fig. 11. It causes refrigerant to evaporate at temperature T1 and pressure pl.
The refrigerant vapor flows to the condenser 6 and is condensed at the temperature T2 and the pressure pl = p2 in the state point 2 with heat removal Q2.
The condensate is brought to the pressure p3 by means of the throttle element 8 and evaporated in the evaporator 7 at T3 while supplying the heat quantity Q3. This corresponds to state point 3.
The refrigerant vapor in this state flows to the absorber surface 12, which is in the state according to item 4. At temperature T4 and pressure p4, the refrigerant vapor is absorbed while removing the heat quantity Q4.
The concentrations of the solutions on the surfaces 11 and 12, corresponding to items 1 and 4, are different and seek to compensate by diffusion, supported by interface phenomena, such as the selective absorbency of H2O from aqueous solutions in capillary structures.
The concentration gradient, referred to in the classical absorption refrigeration technology with degassing width, between the surfaces 11 and 12 is generated and maintained by the capillary liquid movement, which is superimposed on the diffusion processes.
The required temperature gradient (T1-T4) is u. a. determined by the choice of the capillary structure material and the design and dimensioning of the partition as well as by the basic pressure in the system.
The working pressure difference (p 1-p4) that must be kept by the partition is u. a. determined by the dimensioning of the capillaries and the choice of capillary fluid.
The thermodynamic work process of a resorption heat pump module can also be best explained using the vapor pressure diagram (Fig. 12) explain.
The heat Q1 is supplied to the moist surface 11 in the solution state point 1 and causes the refrigerant to evaporate at the temperature T1 and the pressure p.
It is wet steam.
The refrigerant vapor now flows into the so-called absorption space, which corresponds to the absorption space 5. It is absorbed on the surface, corresponding to surface 12, at temperature T2 and pressure pl = p2 at state point 2 with heat removal Q2.
The enriched solution, enriched in water, the refrigerant, is brought to the surface 11 by capillary pull.
At the temperature T3, the refrigerant is expelled again by supplying the heat quantity Q3. This corresponds to state point 3.
The refrigerant vapor flows to the absorber surface 12, which is in the point 4 state. At temperature T4 and pressure p3 = p4, the refrigerant vapor is absorbed while removing the heat quantity Q4.
As from Fig. 12, the absorption and expulsion take place within a solution field and not on the vapor pressure curve of the refrigerant, as is the case with condensation.
From Fig. 12 it can also be seen that the resorption temperature T2 at the same pressure pl = p2 is higher than that of the condensation temperature T2 in the refrigerant condensation (FIG. 11).
The use of a resorption heat pump module therefore has the advantage of being able to adapt to the operating conditions.
The heat pump module according to the invention can be manufactured as a complete heat pump of small output in large series. Due to the simple nature, several such modules can be put together in modular form to form larger power units in the simplest manner, depending on the final power requirement required. Furthermore, the individual modules or module groups can be switched to multi-stage sorption refrigerators. The idea of multi-stage sorption systems was developed by E. almost 50 years ago Altenkirch suggested, but could not prevail in the small power range due to the high expenditure on equipment.
Another possibility of realizing a two or multistage sorption refrigeration device results with the formation of the in Fig. 23 two-stage heat pump module shown as an example.
The expeller space 4 (Fig. 6) by sealing elements 10a (Fig. 23) divided into two gas-tight drive rooms 4 and 4a.
In the drive-out rooms 4 and 4a, their temperatures T2 and T'2 accordingly, the pressures P1 or P'1.
The refrigerant evaporated from the surface 11 in the expeller chamber 4 is condensed on the wall 21a. The heat of condensation serves for the second expulsion process on the surface 11a.
The resulting condensate is expanded to the pressure P'1 via the throttle body 38a and via the condenser 36 and the throttle body 38 (FIG. 6) together with the condensate of the refrigerant evaporated from the surface 11a, the evaporator 37 (FIG. 6) fed.
The evaporated refrigerant then, as already described in the single-stage version, passes through the connecting channels 9 (Fig. 6) to the absorber surface 12a and 12 (Fig. 23), where the cold steam is absorbed under heat dissipation and the liquid refrigerant is returned to the surfaces 11 and 11a through the partition, in the manner already described.
With the design of the heat pump module shown, it is possible to achieve almost twice the equivalent cooling capacity with the expeller output once supplied, which improves the heat ratio Q3 / Q1 accordingly.
In Fig. 24 in an LgP-1 / T diagram is the thermodynamic working process of the described two-stage sorption refrigeration apparatus, analogous to the diagram in FIG. 11 and its description, shown in simplified form.
In the Fig. 13 and 14 is an application example of a 300 watt module for a so-called. Air conditioner shown. Fig.
13 is a perspective, schematic representation of the basic arrangement in such an air conditioner, while FIG. 14 shows sections V-V and A-A of the evaporator side and the absorber side in different positions of the air control flaps, depending on whether the room side is to be heated with recirculated air and without supply air, or to be cooled or whether it is to be heated with supply air and recirculated air.
This air conditioner essentially consists of the known components, such as a cross-flow fan 40, air guide flaps 41 and a housing 42. In the application according to the invention, six modules 43 with a heating power of 300 watts each, as explained above, are used as heat exchangers in the application according to the invention. The required expulsion heat is supplied to the modules 43 in the form of 80-degree water from a solar heat collector (not shown) or a heat pump boiler (the first heat pump stage, not shown). The secondary heat on the evaporator 45 is extracted from the outside air 44. The ambient air 46 heats up when the condenser 47 and the absorber 48 flow around. In supply and recirculation mode, the exhaust air 49 is passed through the evaporator 45, so that the heat is extracted from it to the outside temperature (heat recovery).
In Fig. 14 mean the designations TR indoor air and TA outdoor air temperatures. The indices' and "mean entry and exit, while supply air and extract air are designated by T.
In cooling mode, the room air 46 (TR ') is passed through the evaporator 15 and cooled to TR ". The outside air 44 (TA ') flows through the condenser 47 and the absorber 48 and dissipates the heat to the outside (TA "). Solar collector heat can also be used as the expulsion heat.
Fig. 15 shows an application example of sorption heat pump modules in a sorption heat pump boiler. Fig. 15 shows a longitudinal section through a boiler and FIG. 16 shows a section along section line 16-16 of FIG. 15. Sorption heat pump modules 51 are installed in this boiler. They are equipped with ribbed expulsion parts 52 and analog evaporator parts 53. Absorber and condenser part, both designated 54, are executed without fins and surrounded by heating water. It is also a gas burner 55 or a methanol burner is shown which burns in a combustion chamber 56. A convector 57 connects to the combustion chamber, followed by an exhaust duct 58. In addition, fresh air can be supplied through a fresh air duct 59 and heat can be extracted from it. A flue gas condensate collector 60 is also provided.
An exhaust gas or an exhaust fan 61 drives the gases into an exhaust gas or Exhaust duct 62. A heater return pipe 63 and a heater flow pipe 64 are attached to the boiler. The boiler water 65 is located in flue gas-coated casings. Insulation 66 protects the boiler. The flame 67 of the burner 55 as well as the exhaust gas path 68 and the fresh air 69 are also shown in the boiler combustion system. Any condensate is discharged via drain 71. Heating flow 73 and heating return 72 are also shown. The function of the boiler in general is self-evident and can be seen in the Fig. 15 and 16. Since the flue gases are cooled down to ambient temperature, this results in a firing efficiency of 100%.
This deep cooling of flue gases has the advantage that low CO2 values can be used, which ensures safe, soot-free combustion with extremely low NOx values. The supply air or
Fresh air 69 is additionally extracted via the evaporator part 53 and supplied to the boiler water 65.
Here the sorption heat pump modules work as follows:
The in Fig. The expulsion side 52 of the module shown in FIG. 15 is acted upon by the exhaust gases emerging from the convector 57 of the boiler, the exhaust gas temperature at the end of the convector being dependent on the required working or Driver temperature of the module was brought.
The heat absorbed at the end of the expeller part 52 is generated by a device, e.g. B. a finned heat pipe according to Fig. 21, on the moist surface 11 (Fig. 1) the partition 1 out. Here, refrigerant vapor is released and in the condenser part 54 via its surface 52, which according to FIG. 15 lies in the boiler water, condenses. The heat of condensation Q2 is given off to the boiler water. The condensate will. as described, relaxed and the evaporator part 53 (Fig. 15) fed. This evaporator is acted upon from the outside by the exhaust gases and by the air 69 sucked in from the surroundings of the boiler. Exhaust gases and ambient air are cooled down to below room temperature. The condensate from the exhaust gases and ambient air is collected in the collector 60 and discharged via the drain 71. With a gas or
With methanol firing, the condensate can be fed directly into the sewage system. In contrast, the condensate would have to be neutralized when burning sulfur-containing fuels.
In the heat pump module, the refrigerant vapor flows from the evaporator into the absorber space 5 (Fig. 1) and is absorbed there by the moist surface 12. The heat of absorption Q4 is dissipated over the surface of the container 2 (Fig. 1) shown in Fig. 15 is also in the boiler water, to the boiler or
Heating water released.
It is thus possible to use the sorption heat pump module according to FIG. 15 to utilize the residual enthalpy of the exhaust gases and to recover the heat given off by the outer surface of the boiler.
Of course, the structure can also be chosen so that the furnace only serves to operate the expeller, secondary heat from the environment and / or from known secondary heat sources, eg. B. Soil, solar panels, outside air, etc. can be obtained.
Fig. 17 shows a resorption heat pump module in longitudinal section and three cross sections according to section lines XVIII-XVIII, XIX-XIX and XX-XX. This differs fundamentally from the sorption heat pump module according to Fig. 1, as is the case with the description of the diagram according to FIG. 12 was explained.
This module has a hygroscopic partition wall 81 which separates the expeller part from the absorber part and which gas-tightly separates the two spaces from one another by being in close contact with the inner wall of a container 82. On the outside of the container 82 are slats or Ribs 83 attached. The container inner wall 84 is, analogously to the embodiment according to FIGS. 6 and 10, led into the interior of the partition 81. A seal 85 closes off the expeller part from the outside. A hygroscopic partition wall 86 corresponding to the partition 81 is installed in the resorber part, which separates the expeller and the resorber part from one another. Here too, the inner container wall 87 is drawn into the resorber part of the container 82.
A partition plate 89 with overflow channels in the left-hand expeller part of FIG. 17 leads into the resorber part, while a separating plate 90 with overflow channels from the resorber part is provided in the expeller part. A sealing washer 91 alternately covers the overflow channels 106 and 107. This creates an overflow channel system. Furthermore, as indicated in section XX-XX, radially extending overflow channels 92 and longitudinal overflow channels 93 and 94 are provided.
Refrigerant, i. H. Sorbate, evaporated from the surface 95 of the hygroscopic partition 81.
It flows through the channels 92, 93 and 94 into the absorption space 98, where the refrigerant vapor condenses on the surface 100 of the hygroscopic partition 86 or is absorbed.
The diluted capillary liquid (there is less dissolved material in the solvent) passes through the pores of the partition wall 86 into the evaporator chamber 102, in which the refrigerant is evaporated from the surface 103 of the partition wall 86 at a lower pressure and lower temperature. This cold steam flows through the channels 105, 106 and 107 into the absorber space 109 of the expulsion part 97, the cold steam being absorbed on the surface 110 of the hygroscopic partition 81.
The absorber / expeller part 97 of this module works under conditions similar to that on a sorption heat pump module, e.g. B. according to Fig. 1. The difference in the mode of operation of the absorption module is, as is the case with the description of FIG. 11 and 12 explained in detail, only in the fact that in the absorption part (room 98) the refrigerant vapor is not condensed at its vapor pressure, but is resorbed at a partial pressure corresponding to the concentration. Therefore, the condenser 6 and the evaporator 7 of the sorption module (Fig. 1) here replaced by an absorber / expeller (rooms 109 and 96). The advantage of this absorption heat pump module is that the condensation or
the absorption takes place at a higher temperature than the condensation of the pure refrigerant, as can be seen from the diagrams according to Fig. 11 and 12 can be clearly seen.
Fig. 21 discloses a view of an insertable heat pipe 115 for transferring the expulsion heat or the evaporator heat. In this figure, a conventional heat pipe 115 with insert shaft 116 can be seen, which is provided with ribs 117. The insertion shaft 116 is in a sorption heat pump module driver 4 or Evaporator 37 (Fig. 6).
The heat pipe 115 takes over the surface, i. H. the ribs 117, heat from a gas stream and conducts this with a slight temperature gradient into the shaft 116 of the condensation part, whereby heat is applied to the inner wall 21; 22 of the heat pump module.
Fig. 22 shows a heating medium guide lance with an outer tube 121, an inner tube 122, a heating medium inlet 123 and a heating medium outlet 124. This lance is used to supply and remove heat from a heat pump module as shown. The lance is insertable and has good contact with the inner wall 21; 22 of the heat pump module.
Another embodiment of a lance would be a construction in which an outer tube 121 is dispensed with.
In this way, the inner wall of the inner tube 122 would be Coolant directly applied.
Of course, the lance can be designed so that the heating or Coolant in the concentric annular gap by ribs or Shafts are guided helically.
Finally, an example of such a heat pump is treated arithmetically:
The operation of the operated heat pump boiler can be clearly illustrated by a heat balance calculation.
The modules should be made with a pair of substances, e.g. B. LiBr-H3 (H2-O as refrigerant) work at the following temperatures: Expulsion at T1 = 135 "C a 190mm Hg point 1, Fig. 11 Condense at T2 = 650C 8 190mm Hg point 2, Fig. 11 Evaporation at T3 = 100C ¯ 9mm Hg point 3, Fig. 11 Absorb at T4 = 650C ¯ 9mm Hg point 4, Fig. 11
On the gas side or
The following temperatures are specified on the boiler water side: Expulsion at T'í = 140 "C flue gas, Fig. 15 Condense at T'2 = 60 "C boiler water 65" C, Fig. 15 evaporation at T3, = 15 "C exhaust gas and supply air, Fig. 15 Absorb at T'4 = 60 "C boiler water 65" C, Fig. 15
The excess temperatures are at the end, i. H. at the exit of the heat exchanger surfaces 5 "C and thus ensure a sufficiently large heat flow density.
1. Heat supply via burner 55. Fig. 15 Q = B Mu fuel- n = 1 g 0.278 LO-3 10-3 throughput h 5 lower kJ @@ calorific value Hu = 42636 kg
Qzu = 11.85 kW 2. Air supply via burner 55, Fig. 15
EMI8. 1
Air temperature: TL = 20 C spec. Heat: cp = 1.3 k3 mnok
3rd Combustion and air heating in combustion chamber 56,
Fig. 15. The combustion takes place when there is a large excess of air (# = = 1.7). Most of the air does not take part in the combustion, it heats up when mixed with exhaust gases.
From the enthalpy of the gas mixture, the firing chamber temperature is: T = 344 C.
F
4th Heat flow in the combustion chamber and convector 57, Fig. 15 F F 1 T1 ') # c p with Ti = 300 C v = 0.028 mn3 kJ cp = 1.3 m3. K becomes Q = 1. 600 kW
F =
5. Heat flow at the expeller 52, Fig. 15 Ti = 300 C T1 "= 140 C Q1 = (T1 '- T1") # cp # V
Q1 = 5.824 kW
Spec. Calculations on the finned tube with evaporation on the inside showed heat transfer capacities of: q = 2000 W / Lfm
The expeller thus consists of 2,912 m finned tube or 12 modules each 0.24 m long.
6. Heat flow in channel 8, Fig. 15 T1 "= 140 C T3 '= 90 C Qk = (T1" - T3') cp # V Qk = 1.820 kW
7. Heat flow in the evaporator 53, Fig. 15 (exhaust gas heat) T3 = 90 C T3 "= 15 C Q3 = (T3 '- T3") cp # V Q3 = 2.730 kW
8th. Heat flow in the evaporator 53, Fig. 15 (supply air heat)
T3L '= 20 C.
T3L "= 15 C VL = 0.33 mn3. S-1 Q3L = (T3L '- T3L ") cp # V Q3L = 2.145 kW
The balance of the heat flows in the heat pump boiler according to Fig. 15 is as follows: heat supply via burner 55, Fig. 15. . . Qzu = 11.850 kW heat flow in combustion chamber 67 directly to the boiler water <QF = 1,600 kW heat flow at expeller 52 indirectly to the boiler water Q1 = 5,824 kW heat flow in duct 8 directly to the boiler water ......
Qk = 1.820 kW heat flow in the evaporator 53 from exhaust gas heat ................. Q3 = 2.730 kW heat flow in the evaporator 53 from supply air ............. ........ Q3L = 2.145 kW Sum of all heat flows to the boiler water @ .......... QAb = 14.120 kW 14.120 Efficiency #F = QAb / Qzu = 1.19
Qto 11.850
In relation to the primary energy used to generate electrical energy, this efficiency corresponds to the performance figure
1.19 # eq = # F / # e = = 3.40 #e 0.35 of a compressor heat pump.
The heat ratio Q3 = 4.880 = 0.84 5.824 is quite realistic and achievable.
The heat quantity Q # dissipated through the pipe is not taken into account in this calculation. For the above numerical example, this value is calculated as a maximum of approximately 10% of the value of Q1. This would result in a heat ratio of 0.84: 1.1 = 0.765.
If the heat flows QF and QK in an improved heat pump circuit were avoided, the efficiency would be: #F = 10.70 = 1.27
8.43
In a pure heat pump circuit, performance figures of: #WP = 1.8 # # eq = 5.14 could be achieved.
In this description, all statements are essential to the invention.