Prozesskühlung bei der sorptiven Luftentfeuchtung

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1 Titel: Prozesskühlung bei der sorptiven Luftentfeuchtung Dipl.-Ing. Sönke Biel, Institut für Angewandte Thermodynamik und Klimatechnik, Universität Essen. Dr.-Ing. Jürgen Röben, MENERGA Apparatebau GmbH, Mülheim an der Ruhr Kurzfassung: Ziel des vom BMWi geförderten Forschungsvorhabens ist eine Entfeuchtung der Luft mittels Berührung mit wäßrigen hygroskopischen Salzlösungen. Bei dieser sorptiven Luftentfeuchtung entsteht sensible Wärme, die dem Prozess wieder entzogen werden muss. Es wurde eine zentrale Verdunstungskühleinheit zur Lufttemperaturabsenkung und Prozesskühlung entwickelt. Im folgenden Artikel werden die Messergebnisse zur Bewertung der Effektivität der indirekten Verdunstungskühlung vorgestellt. Schlüsselwörter: Lufttemperaturabsenkung, Rückkühlung, sorptive Luftentfeuchtung, Verdunstungskühlung, Wärmerückgewinnung Title: Process Cooling with Sorptive Air Dehumidification Dipl.-Ing. Sönke Biel, Institut für Angewandte Thermodynamik und Klimatechnik, Universität Essen. Dr.-Ing. Jürgen Röben, MENERGA Apparatebau GmbH, Mülheim an der Ruhr Summary: The aim of the supported research project is a dehumidification of air by contact with aqueous hygroscopic brine. At this sorptive air dehumidification sensible heat will be produced which has to be extracted from the process. A central evaporative cooling unit was developed in order to lower the air temperature and for process cooling. In the following report we introduce the results of the measures in order to assign a value to the effectiveness of the indirect evaporative cooling: Keywords: air temperature lowering, closed circuit cooling, sorptive air dehumidification, evaporative cooling, heat recovery 1

2 Prozesskühlung bei der sorptiven Luftentfeuchtung Dipl.-Ing. Sönke Biel, Institut für Angewandte Thermodynamik und Klimatechnik, Universität Essen. Dr.-Ing. Jürgen Röben, MENERGA Apparatebau GmbH, Mülheim an der Ruhr Ziel des vom BMWi geförderten Forschungsvorhabens ist eine Entfeuchtung der Luft mittels Berührung mit wäßrigen hygroskopischen Salzlösungen. Bei dieser sorptiven Luftentfeuchtung entsteht sensible Wärme, die dem Prozeß wieder entzogen werden muß. Es wurde eine zentrale Verdunstungskühleinheit zur Lufttemperaturabsenkung und Prozesskühlung entwickelt. Im folgenden Artikel werden die Meßergebnisse zur Bewertung der Effektivität der indirekten Verdunstungskühlung vorgestellt. Einleitung In der heutigen Zeit rückt das Abführen von Wärmelasten, bedingt durch vermehrten Einsatz von elektrischen Geräten und hohen solaren Lasten durch große Fensterflächen, aus den Gebäuden immer mehr in den Mittelpunkt. Für das Wohlbefinden des Menschen sind in der DIN 1946 Teil 2 [1] unter anderem Richtwerte für die Lufttemperatur und Luftfeuchtigkeit festgelegt. Aus diesen Vorgaben läßt sich das Behaglichkeitsfeld in ein h, x - Diagramm einzeichnen. In dem Bild 1 sind neben dem Behaglichkeitsfeld außerdem ca. 95% aller am Standort Essen auftretenden Außenluftzustände eingetragen. 45 5% 10% Relative Feuchte 15% 20% 30% 40% 40 50% Temperatur in [ C] Behaglichkeitsfeld Enthalpie 60% 70% 80% 90% 100% Mollier h, x-diagramm für feuchte Luft bei 1000mbar Wasserdampfgehalt in [g Wasser /kg tr.luft ] Bild 1: Darstellung von ca. 95% aller am Standort Essen auftretenden Außenluftzustände Für die Lufterneuerung im Sommer muß mit Hilfe einer RLT-Anlage warme, feuchtebelastete Außenluft abgekühlt und entfeuchtet werden. Die Abkühlung und Entfeuchtung der Außenluft erfolgt bei Klimaanlagen meistens über Oberflächenkühler. Die dafür erforderlichen Temperaturen werden in der Regel durch den Einsatz von Kaltdampf-Kältemaschinen bereitgestellt. 2

3 Im Bild 2 ist das Verhältnis von latenter und sensibler Kühllast der Außenluft im Sommer für ausgewählte Orte der Bundesrepublik Deutschland dargestellt. Man erkennt, daß der latente Kühllastanteil in allen Orten höher als der sensible ist. Für Essen ergibt sich ein latenter Anteil von 1,61 kwh/((m³/h)a) und ein sensibler Anteil von nur 0,69 kwh/((m³/h)a). Die im Bild 2 dargestellten Kühllasten der Außenluft lassen sich mit Hilfe der meteorologischen Daten aus der DIN 4710 [2] und folgenden Gleichungen berechnen: q q lat sen ( x AU x ZU ) r L Z x = 0 ρ (1) ( t AU ZU ) c pl L Zt = ρ (2) Die mit den Gleichungen (1) und (2) berechneten Kühllasten gelten für eine maximale Zulufttemperatur von 19 C und eine Zuluftfeuchte von 8 g Wasser /kg tr.luft. Es wurde dabei auf die Daten aus der DIN 4710 für einen Betrachtungszeitraum von 7.00 bis Uhr zurückgegriffen. Hamburg Bremerhaven Berlin Essen Gießen Braunschweig Bezugspunkt: t ZU = 19 C x ZU = 8 g Wasser /kg tr.luft Trier Frankfurt latent sensibel Mannheim Nürnberg Stuttgart Regensburg München Vergleiche DIN 4710 [2], Daten der Messung von 7.00 bis Uhr Bild 2: Sensible und latente Kühllasten für ausgewählte Orte der Bundesrepublik Deutschland Im Sommer wird somit der Energieaufwand einer Klimaanlage hauptsächlich durch die Entfeuchtung der Außenluft bestimmt. Aus diesem Grund ist es notwendig, nach alternativen Verfahren zur Luftbehandlung zu suchen. Die Trennung von Kühlen und Entfeuchten der Außenluft ist aus energetischen Gesichtspunkten von größter Wichtigkeit. Problemstellung Im Kühl- und Entfeuchtungsbetrieb der sorptiven Klimaanlage sorgt eine Befeuchtungseinheit im Abluftsektor des Wärmerückgewinners (WRG) für die Temperaturabsenkung der Zuluft (indirekte Verdunstungskühlung (VDK)). Die mit Verdunstungskühlung erreichbaren Zulufttemperaturen sind abhängig von der Feuchtkugeltemperatur der Abluft, sowie der Güte der eingesetzten Komponenten. Die Verdunstungskühlung hat ihre natürliche Grenze durch die Sättigungslinie der feuchten Luft. Bei herkömmlichen indirekten Verdunstungskühlsystemen erfolgt 3

4 die Temperaturabsenkung in zwei Schritten. In einem Befeuchter wird die Luft auf eine relative Feuchte kleiner 100% befeuchtet. Anschließend wird die abgekühlte, ungesättigte Luft zur Wärmeübertragung im Wärmerückgewinner verwendet. Bei Systemen dieser Art ist der über den Wärmeübertrager abzuführende Wärmestrom durch die maximale Auffeuchtung bis zur Sättigungslinie begrenzt. Durch den Einsatz eines Platten-Wärmeübertragers der Firma MENERGA ist es möglich die Luft im Abluftkanal zu übersättigen und das Potential der Verdunstungskühlung zu erhöhen. Das Wasser für die Verdunstungskühlung wird direkt in den Wärmerückgewinner eingespritzt, was zur Absenkung der Ablufttemperatur führt. Neben der Temperaturabsenkung der Außenluft ist es darüber hinaus möglich Wärme aus dem Luftentfeuchtungsprozess im Zentralgerät abzuführen. Durch die Integration der Rückkühlung im Zentralgerät wird der Aufbau der Entfeuchtungseinheit verkleinert und die Kosten des Gesamtsystems minimiert. Auf eine externe Kühlung des Entfeuchtungsprozesses, z. B. über eine Kühlturm, kann verzichtet werden. Bild 3 zeigt den schematischen Aufbau der Einheit zur Lufttemperaturabsenkung und Rückkühlung. Verdunstungskühlung und Wärmerückgewinnung Salzlösungs- -kühler, -erhitzer Regenerator FO W_ein ZU AU W_aus Wasserpumpe Lösungspumpe Absorber Bild 3: Aufbau des Versuchsstandes zur Bestimmung der Temperaturabsenkung und Rückkühlleistung Ein weiterer Vorteil des eingesetzten Wärmerückgewinners liegt in der vollständigen Trennung der Luftkanäle, wie sie bei regenerativen Systemen nicht der Fall ist. Diese ermöglicht die Ventilatoren in der gezeigten Anordnung zu installieren. Die Anordnung der Ventilatoren ist so gewählt, daß im Sommer geringe Zulufttemperaturen mit Hilfe der Verdunstungskühlung garantiert sind. Wärmerückgewinnung und Prozeßkühlung Die Verdunstungskühlereinheit hat die Aufgabe, die Abluft zu befeuchten, um diese abzukühlen, was zur Temperaturabsenkung der Zuluft führt. Bei einem Rückkühlwerk besteht die Aufgabe in erster Linie darin, einen Prozeß mit Wasser aus der VDK zu kühlen. Um die Temperaturabsenkung der Außenluft in Verbindung mit dem indirekten Verdunstungskühlsystem und dem Wärmerückgewinner bewerten zu können, wird die Rückwärmzahl Φ AU * berechnet. 4

5 t t AU ZU Φ * AU = (3) AU Die Rückwärmzahl Φ * AU beschreibt den Temperaturwirkungsgrad, bezogen auf die Temperatur der Abluft bei 100% Befeuchtung bis auf die Sättigungslinie. Bezugsgröße ist die Feuchtkugeltemperatur bzw. Kühlgrenztemperatur der Abluft t. Die Bewertung eines Rückkühlwerkes erfolgt über den Abkühlgrad η AK der das Verhältnis der erreichten Abkühlung des Wassers (Kühlzonenbreite) zur maximal möglichen Abkühlung (Kühlgrenzabstand) darstellt. η AK t = t W ein W ein W aus Beeinflusst werden die Rückwärmzahl und der Abkühlungsgrad vom Verhältnis der Massenströme Luft/Wasser. Zur Berechnung der Bewertungsgrößen wird in beiden Fällen die Kühlgrenztemperatur benötigt, deren Bestimmung ein iteratives Berechnungsverfahren erfordert. Der Berechnungsgang zur Bestimmung der Kühlgrenztemperatur wird im folgenden vorgestellt. Der Luftzustand vor dem Befeuchter wird entsprechend dem betrachtetem System mit indiziert. Für die Berechnung wird angenommen, daß die Zustandsänderung im Befeuchter entlang der Nebelisothermen verläuft. Der Verlauf der Zustandsänderung und die damit verbundene Änderung der spezifischen Enthalpie ergibt sich damit aus: h h = x h x x = c Daraus folgt für die Kühlgrenztemperatur h h t = 1 x x c pw pw t Im Schnittpunkt der Nebelisothermen mit der Sättigungslinie ist die Kühlgrenztemperatur der Verdunstungskühlung erreicht. Sie stellt die tiefste durch Verdunstungskühlung zu erreichende Temperatur dar und eignet sich somit als Bezugsgröße. Der Wärmeinhalt bzw. die spezifische Enthalpie der feuchten Luft in [J/kg tr L ] setzt sich zusammen aus der Summe der spezifischen Enthalpie der trockenen Luft und der des in der Luft enthaltenen Wasserdampfes. Für die ungesättigte und die trocken gesättigte feuchte Luft gilt: h ( c t ) i = cpl ti + xi pd i + r 0 Durch Einsetzen von (7) in (6) folgt für die minimale Temperatur hinter dem Befeuchter: t c = pl ( t ) + cpd ( t x x ) r0 ( x x ) ( x x ) cpw Unbekannte Größen dieser Gleichung sind die Kühlgrenztemperatur und die absolute Feuchte am Luftaustritt x. Eine Berechnungsgleichung für den Wasserdampfgehalt erhält man durch Anwendung des idealen Gasgesetzes für das Luft/Wasserdampf-Gemisch. Es ergibt sich ein Ausdruck für den absoluten (4) (5) (6) (7) (8) 5

6 Wasserdampfgehalt in Abhängigkeit der relativen Feuchte, des absoluten Druckes und des Wasserdampfpartialdruckes: kg W ϕ i pds( ti ) xi = 0,622 (9) kgl pges ϕi pds( ti ) Der Wert 0,622 [kg W /kg L ] entspricht dem Verhältnis der Gaskonstanten R L /R D bzw. der molaren Massen Mˆ Mˆ D L der Gemischkomponenten. Der unbekannte Wasserdampfgehalt im Sättigungspunkt x S kann, da ϕ = 1, bei Kenntnis des Sättigungsdampfdruckes bestimmt werden. Der Sättigungsdampfdruck p DS ist eine Funktion der vorliegenden Temperatur. Als Näherungsformel für den Sättigungsdampfdruck mit relativen Abweichung kleiner 0,8% kann nach [4, S. 212] im Bereich von 0,01 C bis 70 C die folgende Funktion angegeben werden: () t 4064,95 19,016 t + 236,25 p = 100 e in [Pa] (10) DS Die explizite Lösung der Gleichungen (8), (9) und (10), zur Bestimmung der Kühlgrenztemperatur, ist nicht möglich. Daher wird die Regula falsi als iteratives Lösungsverfahren angewandt. Die Regula falsi ist ein Nullstellensucher. Für die Näherung wird eine Sekante durch zwei in der Nähe der Nullstelle befindliche Punkte (x 0, f(x 0 )) und (x 1, f(x 1 )) gelegt. Der Schnittpunkt der Sekante mit der x- Achse liefert den Wert x 2. Dieser bildet eine neue Stützstelle und somit einen weiteren Näherungswert x 3 für die Nullstelle. Nach [4, Seite A 107, Gl. (16)] gilt für die Näherung: x i + 1 = x i f ( xi ) ( xi xi 1) f ( x ) f ( x ) i i 1 Liegt das Intervall der Stützstellen [x i-1 ; x i ] so, daß es einen Vorzeichenwechsel von f(x i ) enthält, also f(x i-1 ) < 0 und f(x i ) > 0, konvergiert die Regula falsi immer für die als stetig vorausgesetzte Funktion. Durch die Iteration wird erreicht, daß die Nullstelle zwischen den beiden letzten Näherungswerten liegt. Zur Bestimmung der Kühlgrenztemperatur unter Anwendung der Regula falsi wird die Gleichung (8) zu Null gesetzt. Die unbekannte Größe x = f(t ) wird über die Gleichungen (9) und (10) als Funktion der Kühlgrenztemperatur wiedergegeben: f ( t ) i c = pl ( t ) + ( ) 0 ( ) i cpd t x i t i x r x x i ( x x ) c t i pw 1 = 0 Das beschriebene iterative Lösungsverfahren ermöglicht die Berechnung der bei der Verdunstungskühlung zu erreichenden Temperaturen als Funktion des Prozessluftzustandes und des Befeuchtungsgrades. Auswertung und Meßergebnisse Die Bewertung des Wärmerückgewinners und der Verdunstungskühlung erfolgte für die im Kühl- und Entfeuchtungsbetrieb relevanten Lastzustände im Auslegungspunkt. Die Meßreihen werden in Abhängigkeit des Außenluftvolumenstromes dargestellt. Als veränderliche Parameter gehen zudem die Menge des Umlaufwassers und die dem Umlaufwasser zugeführte Wärme in die Betrachtungen ein. Die eingestellten Werte entsprechen den im Auslegungsfall zu erwartenden Randbedingungen in Deutschland mit einer Außenlufttemperatur 6 i (11) (12)

7 von t AU = 32 C, einer Ablufttemperatur von t = 26 C und einer Abluftfeuchte von x = 8,0 g W /kg tr.l. Das Massenstromverhältnis von der Abluft zur Außenluft wurde konstant mit ξ = 1,0 gehalten. Ausgangspunkt der Messungen ist der Betrieb ohne Rückkühlung. Dieser Betrieb ist in den Diagrammen durch den Zusatz (0 kw) gekennzeichnet. Dabei wird die Menge des Umlaufwassers zwischen 1200 l W /h und 1750 l W /h variiert. Die Bezeichnung der Meßreihe [1200 (0 kw)] kennzeichnet somit die Messungen bei einem trockenem Luftmassenstromverhältnis von 1.0, einem Volumenstrom des Umlaufwassers von 1200 l W /h und 0 kw Heizleistung über den betrachteten Luftvolumenstrombereich. Um konstante Zustände bei der Rückkühlung einstellen zu können, wurde die beim Entfeuchtungsprozess frei werdende Wärme mit Hilfe eines Heizregisters simuliert. Über das Heizregister erfolgt stufenweise eine Wärmezufuhr von 2 kw, 4 kw und 6 kw. Bild 4 zeigt die erreichbaren Rückwärmzahlen und Abkühlgrade als Funktion der genannten Randbedingungen. 100% 95% 90% 85% 80% 75% 70% 65% 60% 55% 50% 45% 40% 35% 30% 25% 20% 15% 10% Abkühlgrad R.B.: t AU=32 C; t =26 C; x =8,0 g/kg; ζ AU/=1,0 Rückwärmzahl WRG 1200 l/h (0 kw) 1750 l/h (0 kw) 1200 l/h (2 kw) 1750 l/h (2 kw) 1200 l/h (4 kw) 1750 l/h (4 kw) 1200 l/h (6 kw) 1750 l/h (6 kw) 1200 l/h (2 kw) 1750 l/h (2 kw) 1200 l/h (4 kw) 1750 l/h (4 kw) 1200 l/h (6 kw) 1750 l/h (6 kw) Volumenstrom AU [m³/h] Bild 4: Rückwärmzahl Φ * AU und Abkühlgrad η AK bei Verdunstungskühlung und Rückkühlung im Auslegungsfall Im Gegensatz zu dem Verlauf der Rückwärmzahlen eines WRG im trockenen Lauf, zeigt sich bei Befeuchtung der Abluft im Wärmerückgewinner eine Zunahme der Rückwärmzahl mit steigendem Luftvolumenstrom. Der Grund hierfür liegt in der Steigerung des Verhältnisses der Massenströme Luft/Wasser. Durch die Steigerung des Luftmassenstromes kann mehr Wasser verdunsten und somit mehr Wärme abgeführt werden. Dadurch verringert sich die Temperatur des umlaufenden Wassers(vergleiche Bild 6). Die Temperaturabsenkung des Wassers hat direkten Einfluß auf die Zulufttemperatur und dadurch auch auf die Rückwärmzahl. Bei reinem Verdunstungskühlbetrieb ist die Rückwärmzahl Φ * AU fast konstant zwischen 90% und 95%. Eine Wärmeleistung von 4 kw entspricht bei dem betrachteten System einer Entfeuchtungsbreite von 4,3 g W. /kg tr. L. Bei der Einspeisung von 4 kw in das VDK-System liegt die Rückwärmzahl noch bei ca. 7

8 80%. Dieser im VDK-Betrieb erzielte hohe Gütegrad ist bei herkömmlichen VDK- Systemen nur mit sehr guten Komponenten und nur ohne gleichzeitige Rückkühlung erreichbar. Durch die Zufuhr von Wärme in den Wasserkreislauf sinkt die Rückwärmzahl. Dabei ist es für die luftseitige Wärmeübertragung unerheblich, ob der Volumenstrom des Umlaufwassers bei 1200 l/h oder 1750 l/h liegt. Der Einfluß des Wasservolumenstromes auf den Abkühlgrad ist jedoch ausgeprägt. Der niedrigste Abkühlgrad ergibt sich für einen hohen Wasservolumenstrom, bei einer Wärmeeinspeisung von 2 kw. Die Verringerung des Wasservolumenstromes ergibt bei einem Wärmestrom von 6 kw einen maximalen Abkühlgrad von 40% für den maximalen Luftvolumenstrom. Die aus der Meßreihe resultierenden Wassertemperaturen werden nachfolgend erläutert (vgl. Bild 6). Entscheidend für den Einsatz und die Funktion des vorgestellten Systems ist die ohne Kältemaschine erreichbare Zulufttemperatur und die Temperatur des Umlaufwassers. Bei einer Außenlufttemperatur von 32 C, entsprechend dem Auslegungspunkt für den Sommerbetrieb, und einem Abluftzustand von 26 C bei einer Feuchte von 8,0 g W. /kg tr. L, läßt sich ohne den Betrieb der Rückkühlung eine Zulufttemperatur von 17,7 C einstellen (vgl. Bild 5). Bei der Inbetriebnahme der Rückkühlung und einem Luftvolumenstrom von 1150 m³/h steigt die Zulufttemperatur um etwa 0,5 K pro kw Wärme, die dem Umlaufwasser zugeführt wird. Die Absenkung des Luftvolumenstromes führt zu einer weiteren Steigerung der Zulufttemperatur. Eine Erhöhung der Abluftfeuchte auf 10 g W. /kg tr. L führt zu einer Erhöhung der minimalen Zulufttemperatur von 17,7 C auf 19,5 C (nicht abgebildet). Der Gradient der Zulufttemperatursteigerung durch Zugabe von Wärme entspricht auch bei höheren Abluftfeuchten dem in Bild 5 dargestellten Werten. 25 R.B.: t AU=32 C; t =26 C; x =8,0 g/kg; ζ AU/=1, l/h (0 kw) 1750 l/h (0 kw) 1200 l/h (2 kw) 1750 l/h (2 kw) 1200 l/h (4 kw) 1750 l/h (4 kw) 1200 l/h (6 kw) 1750 l/h (6 kw) Volumenstrom AU [m³/h] Bild 5: Zulufttemperatur mit Verdunstungskühlung und Rückkühlung im Auslegungsfall bei einem Abluftzustand von 26 C und 8,0 g W. /kg tr.luft Wie bei der Rückwärmzahl ist auch die Zulufttemperatur unabhängig von der umlaufenden Wassermenge. Bei der Nutzung des VDK-Systems Rückkühlung des 8

9 Umlaufwassers muß darauf geachtet werden, daß die sich durch die Wärmezufuhr einstellende Zulufttemperatur nicht zu hoch wird. Ein Wärmestrom von 4 kw entspricht bei dem Auslegungsvolumenstrom von 1150 m 3 /h einer Entfeuchtungsbreite 4,3 g W /kg tr.l. Somit läßt sich eine Entfeuchtung der Außenluft von 12 g W. /kg tr. L auf eine Zuluftfeuchte von 7,7 g W. /kg tr. L bei isothermer Zustandänderung erreichen. Unter der Annahme einer steilen Raumkennlinie liegt die Abluftfeuchte dementsprechend bei etwa 8 g W. /kg tr. L. Die eingestellten Randbedingungen entsprechen somit den sich einstellenden Bedingungen beim Kühl- und Entfeuchtungsbetrieb. Bei diesen Randbedingungen läßt sich mit dem vorgestellten System eine Zulufttemperatur von 20 C erreichen. Damit werden die in der Klimatechnik geforderten Leistungsdaten auch ohne eine Kältemaschine garantiert. Für die Temperatur des Umlaufwassers ist der Wasservolumenstrom von großer Bedeutung. Um die Absorption bei niedrigen Temperaturen stattfinden zu lassen, sollte die Wassertemperatur möglichst gering sein. Je niedriger die Temperatur bei der absorptiven Luftentfeuchtung desto größer sind die erreichbaren Entfeuchtungsbreiten. Niedrige Wassertemperaturen lassen sich nur bei hohen Umlaufwassermengen einstellen. In Bild 6 sind die Temperaturen des Umlaufwassers in Abhängigkeit des zugeführten Wärmestroms und der Umlaufwassermenge dargestellt. Die Beschriftung der x-achse bezeichnet mit A den Außenluftvolumenstrom von 600 m³/h, B = 800 m³/h, C = 990 m³/h und D = 1150 m³/h. R.B.: t AU=32 C; t =26 C; x =8,0 g/kg; ζ AU/=1, t_vdk_w_ein t_vdk_w_aus 4 kw 1200 l/h 1750 l/h 6 kw 1200 l/h 1750 l/h kw 1200 l/h 1750 l/h A B C D A B C D A B C D A B C D A B C D A B C D Bild 6: Temperaturen des Umlaufwassers in Abhängigkeit des zugeführten Wärmestroms bei 1200 l Wasser /h und 1750 l Wasser /h Bei einer Wärmeabfuhr von 4 kw und 1200 l W /h beträgt die Kühlzonenbreite (t W_ein -t W_aus ) bei einem Luftvolumenstrom von 1150 m³/h 3,0 K, mit t W_ein = 24,6 C und t W_aus = 21,6 C. Erhöht man den Wasservolumenstrom auf 1750 l W /h, verringert sich die Kühlzonenbreite auf 2,0 K, mit t W_ein = 23,3 C und t W_aus = 21,3 C. Bei allen Versuchen ist die Kühlzonenbreite für eine Wärmezufuhr und Wasservolumenströme unabhängig vom Luftvolumenstrom. 9

10 Die Meßreihen zeigen, daß die für die sorptive Entfeuchtung eingesetzte Salzlösung mit Wassertemperaturen von 21 C bis 23 C gekühlt werden kann. Auf Basis dieser prozessinternen Rückkühlung kann die Temperatur der Sole auf Werte von 25 C eingestellt werden. Diese niedrige Prozeßtemperatur garantiert hohe Luftentfeuchtung, wie erste Messungen an einem Testabsorber gezeigt haben. In diesen konnten im Auslegungsfall, bei den oben genannten Randbedingungen, bereits Entfeuchtungsbreiten von 5 g W. /kg tr. L, bei isothermer Luftzustandsänderung, erzielt werden. Der Energieaufwand für die Pumpe ändert sich bei Aufschaltung der Rückkühlung für den Luftentfeuchtungsprozess nur minimal im Vergleich zur reinen Verdunstungskühlung. Wohl aber ändert sich der erforderliche Wasserbedarf, in Abhängigkeit von des zugeführten Wärmestroms. Der für die Klimatisierung erforderliche maximale Wasserbedarf im Auslegungsfall Sommer ist in Bild 7 dargestellt R.B.: t AU=32 C; t =26 C; x =8,0 g/kg; ζ AU/=1, l/h (0 kw) 1750 l/h (0 kw) 1200 l/h (2 kw) 1750 l/h (2 kw) 1200 l/h (4 kw) 1750 l/h (4 kw) 1200 l/h (6 kw) 1750 l/h (6 kw) Volumenstrom [m³/h] Bild 7: Wasserbedarf bei Verdunstungskühlung und Rückkühlung in Abhängigkeit des Abluftvolumenstromes und des zugeführten Wärmestroms Der Wasserbedarf steigt mit zunehmendem Luftvolumenstrom. Bei reiner Verdunstungskühlung verdunsten bei dem Luftvolumenstrom von 1150 m³/h, unabhängig von der umlaufenden Wassermenge, etwa 8 l W /h im Wärmerückgewinner. Pro kw zugeschalteter Wärme erhöht sich der Wasserbedarf um etwa 0,75 l W /h. Unter den in Bild 6 angegebenen Randbedingungen ergibt sich bei 1150 m³ L /h und einer Wärmeleistung von 4 kw entsprechend einer Entfeuchtungsbreite von 4,3 g W. /kg tr. L ein Wasserbedarf von 11,0 l Wasser /h. Zusammenfassung Die in Deutschland durch Luftfeuchte entstehenden latenten Außenluftlasten haben einen größeren Anteil an der Gesamtkühllast der Frischluft als die sensiblen. Durch den Einsatz alternativer Entfeuchtungsverfahren läßt sich daher 10

11 der Energiebedarf einer Klimaanlage senken. Die sorptive Luftentfeuchtung bietet dazu eine geeignete Möglichkeit. Bei einer Außenlufttemperatur von 32 C läßt sich, bei einer Wärmezufuhr im Umlaufwasser von 4 kw, in Verbindung mit dem vorgestellten Verdunstungskühlsystem eine Zulufttemperatur von 20 C einstellen. Das eingesetzte System erreicht somit im Auslegungsfall Sommer einen behaglichen Zuluftzustand. Neben der Temperaturabsenkung der Außenluft um 12 K ist es möglich Wärme aus dem Luftentfeuchtungsprozess im Zentralgerät abzuführen. Dies verspricht eine deutliche Verringerung des finanziellen sowie konstruktiven Aufwands des Klimagerätes mit sorptiver Luftentfeuchtung. Das vorgestellte System stellt somit eine Alternative zur Luftkonditionierung unter Einsatz einer Kältemaschine dar. Weitere Vorteile liegen in einer deutlichen Reduzierung der elektrischen Leistung im Sommer und einem verringertem Energiebedarf gegenüber Systemen mit einer Kompressionskältemaschine. Als Antriebsenergie für den sorptiven Entfeuchtungsprozess wird Wärme auf niedrigem Temperaturniveau benötigt. Die zusätzliche Nutzung des Umlaufwassers als Kühlwasser für den Entfeuchtungsprozess garantiert hohe Entfeuchtungsbreiten. Durch die Integration der Rückkühlung im Zentralgerät wird der Aufbau der Entfeuchtungseinheit verkleinert und die Kosten des Gesamtsystems minimiert. Auf eine externe Kühlung des Entfeuchtungsprozesses, z. B. über einen Kühlturm, kann verzichtet werden. Das diesem Bericht zugrundeliegende Vorhaben wurde mit Mitteln des Bundesministeriums für Wissenschaft und Technologie unter dem Förderkennzeichen N gefördert. Die Verantwortung für den Inhalt dieser Veröffentlichung liegt bei den Autoren. Verwendete Symbole und Indizes... Differenz Φ...Rückwärmzahl ρ L... Dichte der Luft η AK... Abkühlgrad ϕ... relative Feuchte c pd... spez. Wärmekapazität vom Dampf c pl... spez. Wärmekapazität von Luft c pw... spez. Wärmekapazität von Wasser h... spez. Enthalpie h... Kühlgrenzenthalpie p ges... Gesamtdruck p DS... Sättigungsdampfdruck q lat... latente Wärme der Außenluft q sens.. sensible Wärme der Außenluft r 0... Verdampfungsenthalpie t... Temperatur Literaturverzeichnis t AU... mittlere Außenlufttemperatur t... Kühlgrenztemperatur t ZU... Zulufttemperatur x... absoluter Wassergehalt x AU... mittlere Außenluftfeuchte x ZU... Zuluftfeuchte Z t... Zeit mit x AU > x ZU Z x... Zeit mit t AU > t ZU Indizes AU... Außenluft... Abluft f... feucht tr... trocken L... Luft W... Wasser [1] DIN 1946 Teil 2: Raumlufttechnik; Gesundheitstechnische Anforderungen (VDI-Lüftungsregeln). Berlin: Beuth Verlag GmbH,

12 [2] DIN 4710: Meteorologische Daten zur Berechnung des Energieverbrauchs von heiz- und raumlufttechnischen Anlagen. Berlin: Beuth Verlag GmbH, [3] Baehr, Hans Dieter; Thermodynamik. Springer-Verlag Berlin [4] Beitz, Wolfgang; Küttner, Karl-Heinz. Dubbel-Taschenbuch für den Maschinenbau. 17. Auflage. Springer Verlag Dipl.-Ing. Sönke Biel Wissenschaftlicher Mitarbeiter am Institut für Angewandte Thermodynamik und Klimatechnik, Leiter Prof. Dr.-Ing Fritz Steimle, Universität Gesamthochschule Essen Dr.-Ing. Jürgen Röben Leiter für Marketing und Vertrieb der Firma MENERGA Apparatebau GmbH, Mülheim an der Ruhr, Projektleiter für das BMBF geförderte Forschungsvorhaben mit dem Förderkennzeichen N 12