بهبود مصرف انرژی سيکل هوايی معکوس برايتون

جهت استفاده در سيستم‌های تهوية مطبوع منازل و ساختمانها

چکيده

در اين مقاله، ﺗﺄثير انواع ‌بازده‌های مکانيکی و حرارتي بر روی کارايی چرخة معکوس برايتون بطور نظری مورد بررسی قرار گرفته‌است. بر اساس نتايج بدست‌آمده در اين تحقيق، ﺗﺄثير بازده توربين برروی کارايی سيكل معكوس برآيتون بيشتر از ﺗﺄثير بازدة کمپرسور بكار برده شده در آن است. نتايج حاصله همچنين حاكي از آن است كه ﺗﺄثير بازده مبدل حرارتي دما- بالا برروی ضريب کارائی‌کل‌چرخه[1]، بيشتر از ﺗﺄثير بازده مبدل حرارتي دما- پايين آن است. بر اساس نتايج بدست آمده در اين تحقيق ميتوان نتيجه گرفت كه در سيستم‌های تهوية مطبوع منازل و ساختمانهاي اداري - تجاري، سيكلهاي تبريد هوايی برآيتون ميتوانند در صورت اصلاح راندمان اجزاي متشكلة آن از نظر مصرف انرژی بخوبي با سيکلهاي تبريد متداول از نوع تراکم بخار رقابت نمايند. 



مقدمه

تا قبل از سال ۱٩٣۰ميلادی، در صنايع برودتي از سيالاتی همچون آمونياک، دی‌اکسيدکربن، آب، هيدروکربن‌ها و هوا بعنوان سيال مبرد بطور وسيع استفاده مي شد]1-3[. سيالات مزبور همگي در طبيعت يافت ميشدند و در نتيجه سيالاتي ارزان، فراوان و در دسترس محسوب ميگردند. با تمامي اين اوصاف، به علت بازده کم، قابليت اشتعال و يا سمی بودن، اغلب اين مبردها پس از عرضة مبردهای مصنوعی به بازار (کلورو فلوروکربن‌ها[2] و هيدروکلوروفلوروکربن‌ها[3])، از صنعت سرمايش يا بكلي کنار گذاشته شدند و يا در مقياس بسيار كمتري مورد استفاده قرار گرفتند. ﻣﺗﺄسفانه بزودی اثرات تخريبی اين مبردهاي مصنوعي بر روی لاية ازن شناخته ‌شد و در همين رابطه بر طبق تفاهم‌نامة مونترآل در سال ۱٩۸٧ و الحاقات آن در ۱٩٩۰(لندن) و ۱٩٩۲(کپنهاگ) مقرر گرديد كه استفاده از کلوروفلوروکربن‌ها تا سال ۱٩٩۵ و استفاده از هيدروکلوروفلوروکربن‌ها تا سال ۲۰٣۰ خاتمه يابد]4-6[. كارخانجات توليد مبردهاي مزبور، به عنوان مبرد جايگزين، مبرد جديدی به نام هيدروفلوروکربن‌ را که بعلت فقدان كلرين در ساختار آن فاقد اثرات مخرب بر روی لاية ازن است به بازار عرضه کردند. متاسفانه بزودی مشخص‌شد که اين مبردها نيز دارای اثرات سوء گلخانه‌ای بوده و موجب گرم ‌شدن کرة‌ زمين می‌گردند]8[. از اينرو جاي تعجب نيست كه در سالهاي اخير شاهد گرايش مجدد به استفاده از مبردهای طبيعی همچون هوا و دي اكسيد كربن مي باشيم. 



از بين مبردهای طبيعي شايد بتوان به جرات ادعا نمود كه هوا (مبرد R-٧۲۸) تنها مبردی است كه هيچگاه استفاده از آن متوقف نخواهد شد. در واقع هوا بی‌خطرترين و ارزان‌ترين مبرد در ميان تمامي مبردهاي موجود در كرة زمين محسوب می‌شود. سيکل تبريدي كه از هوا بعنوان سيال مبرد استفاده مي نمايد در حقيقت بر اساس چرخة معکوس ژول يا برايتون كه در اوايل قرن نوزدهم ابداع شد کار می‌کند. اولين سردخانه اي که از هوا به عنوان مبرد استفاده می‌کرد در سال ۱۸٧٤به بازار عرضه‌شد و از آن در كشتيهاي ماهيگيري استفاده مي شد. پس از روی‌کار آمدن مبردهاي مصنوعي (کلوروفلوروکربن‌ها و هيدروکلوروفلوروکربن‌ها) استفاده از سيکل‌های سرمايش برآيتون در سيستمهاي برودت صنعتي عملاٌ منقرض گرديد اما استفاده از آن در صنايع هواپيمايي و فضايي همچنان ادامه دارد (علت کاربرد گستردة سيکل برودت برآيتون در سيستمهاي تهوية مطبوع هواپيماها موجود بودن هواي فشرده و در نتيجه عدم نياز به کمپرسور است که طبيعتاٌ منجر به کاهش قابل ملاحظه اي در اندازه و وزن سيستم می‌شود. در ضمن، سيكلهاي برودت هوايي عليرغم راندمان پايين آنها بسيار قابل اعتماد مي باشند و نياز به سرويس در فواصل زماني كوتاه ندارند). خوشبختانه در سال‌های اخير قابليت استفاده از سيکل برودت هوايی در صنايع ديگري همچون صنايع غذايی، تهوية مطبوع منازل و ساختمان‌ها، يخچالهاي صنعتي در سوپرماركتها و نيز در سيستم تهوية مطبوع خودروها مورد توجه قرار گرفته‌است. بطور كلي ميتوان براي سيکل‌ برودت هوايی مزاياي زير را برشمرد]1-3[:


هوا سيالي فراوان و رايگان است و برای محيط زيست کاملاً بی‌خطر است.
اجزای سيکل‌های برودت هوايی بسيار قابل اطمينان هستند و هزينه‌های نگهداری آنها نيز اندک است.
کارآيی سيکل‌های برودت هوايی در نقاطي دور از نقطة طراحی آنها چندان تحت ﺗﺄثير قرار نمی‌گيرد. 
سيکل‌های تبريد هوايی می‌توانند به عنوان سيکل‌های گرمايشی نيز به‌کار روند.



عليرغم مزاياي فوق الذكر، سيکل‌های برودت هوايي در مقايسه با سيکل‌های تراکم بخار داراي يك ايراد عمده مي باشند و آن مصرف انرژی نسبتاٌ بالاي آنها مي باشد. در اين مقاله نشان داده شده است كه چكونه ميتوان با اصلاح راندمان برخي از اجزاي متشكلة سيكل مزبور مصرف انرژي آن را پايين آورد و به مصرف انرژي سيكلهاي تراكم بخار نزديك ساخت. هدف اصلی اين مقاله در واقع نشان دادن چگونگی ﺗﺄثير پذيري عملكرد سيکل تبريد برآيتون از راندمان مکانيکی و حرارتي اجزای مختلف آن است. به کمک شبيه سازيهاي انجام شده در اين تحقيق ميتوان پي برد كه بهبود راندمان کداميك از اجزاي متشكلة سيكل مزبور از ﺗﺄثير بيشتری برروی کارآيی كل سيکل (COP) برخوردار است.



تئوری:

چرخة ايده‌آل برآيتون از دو فرآيند هم‌فشار و دو فرآيند با انتروپی ‌ثابت تشکيل شده ‌است]8[. چرخة برآيتون شامل يک توربين، يک کمپرسور و دو مبدل حرارتی است (شکل ۱). اين چرخه تا حد زيادي شبيه به چرخة رانکين است با اين تفاوت که در آن فرآيند اختناق با يک فرآيند انبساط (با انتروپي ثابت) در توربين جايگزين شده‌است. همچنين، برخلاف چرخة رانکين، سيال عامل همواره در فاز گاز باقی می‌ماند. اين تفاوت‌ها موجب برخی مزايا و برخی معايب در سيکل برآيتون می‌شود. مزيت عمدة سيكل برآيتون در اين است كه در فرآيند انبساط مقداري کار توليد ميشود كه ميتوان از آن برای گرداندن کمپرسور سيكل استفاده نمود. اما، از آنجا که سيال عامل در سرتاسر اين سيکل در فاز گاز باقی می‌ماند از اينرو براي ﺗﺄمين ميزان برودت مورد نياز، لازم است دبی جرمی هوا بالا برده شود. 



لازم بذكر است كه چرخة برايتون، بر حسب کاربرد، مي‌تواند بصورت باز و يا بسته باشد. در شکل 1 چرخه‌ای از نوع بسته نشان داده شده است. اختلاف چرخه‌ای از نوع باز با چرخة نشان داده شده در شكل 1 در اين است كه فاقد مبدل دما - ‌پايين است بطوريكه در آن هوای سرد شده مستقيماٌ وارد فضاي مورد نظر ميشود. بديهی است که چنين چرخه‌ای به سبب عدم نياز به مبدل دما- ‌پايين، قيمت کمتری دارد. بااين وجود، بحث‌های ترموديناميکی در سيکل‌های باز و بسته يکسان است و نمودار دما- انتروپی نشان داده ‌شده در شکل۲ برای هر دو نوع سيکل معتبر است. اين نمودار با در نظر گرفتن تمامي برگشت ‌ناپذيريهاي موجود در توربين، کمپرسور و مبدل‌هاي آن ترسيم شده‌است. در اين نمودار TH، دمای چاه‌حرارتی (محيط پيرامون) است که به طور طبيعی از دمای T3 کمتر می‌باشد. به طور مشابه، TL، دمای منبع حرارتی (محفظة سرد) است و طبيعتاٌ از T1 بزرگتر مي باشد. در اين مقاله براي سادگي دماهای TL و TH ثابت فرض شده‌اند ]8[ با اينوصف متذكر ميگردد كه قيد مزبور قيدي الزامي نيست و ميتوان تغييرات آنها را در صورت لزوم در نظرگرفت ]9-12[. 






همانطور که در شکل۱ نشان‌ داده‌شده است، هوا در نقطة ۱ وارد کمپرسور مي‌شود و در خروج از کمپرسور فشار و دمای آن افزايش می‌يابد. برای پايين آوردن دماي هواي خروجي از كمپرسور از يک مبدل حرارتي كه مبدل دما – بالا نام دارد استفاده ميشود. پس از خروج از مبدل مزبور، هوا وارد توربين (دستگاه منبسط كننده) ميگردد و دمای هوا کاهش بيشتری يافته تا به مقدار مطلوب و مورد نظر برسد. در مرحلة آخر، هوايی كه بدينوسيله سرد شده است با عبور از محفظة سرد كه مبدل دما – پايين نام دارد وظيفة خنک‌کردن را به انجام می‌رساند. در ضمن، فرآيند انبساط ﺗﺄمين‌کنندة قسمتی از کار مورد نياز کمپرسور است و بقية کار مورد نياز کمپرسور بايد از يک منبع خارجی ﺗﺄمين گردد. سئوالي كه در اينجا مطرح ميگردد اين است كه ضريب‌کارايي‌کل‌ چرخه[4] چقدر است. همانطور كه ميدانيم ضريب کارآيي چرخه‌ های تبريد به ‌صورت نسبت بار سرمايشی مفيد به کار خالص داده شده به چرخه (کار کمپرسور منهای کار توربين) تعريف می‌گردد. بعبارت ديگر داريم: 




براي محاسبة COP يك سيكل تبريد برآيتون واقعي لازم است به اين واقعيت توجه شود كه در سيکل‌ واقعي فرآيندهای تراکم و انبساط تا حدي برگشت‌ ناپذير هستند. در ضمن، فرآيندهای انتقال‌ حرارت در هر دو مبدل‌ حرارتي به ‌دليل تلفات اصطکاکي سيال مبرد در تماس با ديوارة لوله ها از نوع فشار- ‌ثابت نيست. از طرف ديگر، بعلت محدود بودن سايز مبدلها لازم است بين TH و T3 در مبدل دما – بالا و نيز بين دمای TL و T1 در مبدل دما – پايين مقداری اختلاف دما وجود داشته باشد. اين تفاوتها بين سيکل ايده‌آل و سيکل واقعی موجب افت کارآيي كلي چرخه می‌شود. برای بررسي نحوة ﺗﺄثير آنها بر روی کارآيي چرخه، چهار نوع بازده به‌صورت زير تعريف مي‌شوند:






در روابط فوق بازده توربين، بازده کمپرسور، بازده مکانيکی مبدل‌ها (ملاکی برای ميزان افت فشار در مبدل‌ها)، و بازده حرارتی مبدل‌هاست. با در نظر گرفتن راندمانهاي فوق الذكر ميتوان براحتي به رابطة زير در مورد ضريب COP يك چرخة معكوس برآيتون در عمل رسيد:




در رابطة فوق داريم:


لازم بذكر است که در روابط بالا انديس L مربوط به مبدل دما - پايين[5] و انديس H مربوط به مبدل دما - بالا[6] مي‌باشند. در ضمن، بازدة حرارتي مبدل‌های دما - پايين و دما - بالا به صورت زير تعريف ميشوند [8]:






در روابط فوق، QH آهنگ دفع حرارت به چاه حرارتی (همان محيط اطراف) است. QL نيز آهنگ جذب حرارت از محتويات محفظة سرد است. با توجه به اين تعاريف می‌توان در رابطة ٤، T1 و T3 را به TL و TH به صورت زير مربوط کرد:




نتايج بدست آمده و تحليل آنها

با استفاده از روابط فوق ميتوان تاثير پارامترهاي مختلف را بر روي ضريب‌کارآيي يك چرخة تبريد برايتون واقعی (که شامل انواع مختلف برگشت ‌ناپذيريهاست) بررسي نمود. در شکل3 اثر نسبت فشار بر روی ضريب‌کارآيي سيكل مزبور در چندين TH مختلف نشان داده شده‌است. همانطور که در اين شكل مشاهده ميشود در هر دمای TH معيني، يک نسبت فشار بهينه وجود دارد که به ‌ازای آن ضريب کارايي سيكل ماکزيمم می‌شود. در ضمن شكل مزبور نشان ميدهد كه با افزايش TH نسبت فشار بهينه افزايش مي يابد. شکل4 اثر افزايش TH بر ضريب‌کارآيي ماکزيمم چرخه را نشان ميدهد. شكل مزبور نشان ميدهد كه با افزايش TH ضريب‌کارآيي ماکزيمم چرخه پايين مي آيد. در شكل 5 نيز اثر مخرب افزايش TH بر روی دماي هوا در خروج از كمپرسور (دماي ماکزيمم سيکل) نشان ميدهد. اين نمودارها، به‌خوبی اهميت دمای چاه حرارتی (TH) را برروی کارآيي چرخة تبريد هوايي نشان می‌دهند. از اين نمودارها می‌توان نتيجه گرفت که کاهش دادن دمای چاه حرارتی از چند جهت سودمند است: 1) ضريب کارايي چرخه افزايش می‌يابد. 2) دمای خروجی کمپرسور کاهش می‌يابد. 3) نسبت فشار مورد نياز در نقطة کار چرخه کاهش مي‌يابد (که خودبخود موجب كاهش قيمت كمپرسور مورد نياز و نيز كاهش در ميزان سر و صدای آن ميگردد). 



در شکل 6 ﺗﺄثير برگشت ‌ناپذيريهاي موجود در توربين و کمپرسور چرخه برروی COP نشان داده شده‌است. ﺗﺄثيرپذيري شديد ضريب کارآيي چرخه از بازدة توربين و کمپرسور در اين نمودارها كاملاٌ مشخص است. از اين نمودارها ميتوان نتيجه گرفت كه ﺗﺄثير بازده توربين برروی کارايي چرخه، در مقايسه با کمپرسور، از اهميت بيشتری برخوردار است. 



شکل 7 ﺗﺄثير افت فشار جريان هوا در گذر از مبدل‌ها را برروی ضريب کارايي چرخه نشان ‌می‌دهد. همانطور که انتظار می‌رفت، افت فشار مزبور ﺗﺄثير قابل ملاحظه‌ای برروي کارايي چرخه دارد بطوريکه انتخاب مبدل مناسب از اهميت بسياری در سيكلهاي تبريد هوايي برخوردار است. 

شکل 8 چگونگی ﺗﺄثير راندمان حرارتی مبدل‌ها را برروی عملکرد سيکل نشان می‌دهد. نکتة جالبی که از مقايسة شيب اين دو منحنی درمی‌يابيم اين است که بهبود بازدة حرارتی مبدل دما - بالا نسبت به مبدل دما – پايين از اهميت بيشتری برروی کارآيي چرخه برخوردار است.



موارد كاربرد سيكل تبريد هوايي:

بر اساس نتايج بدست آمده در اين تحقيق، ميتوان نتيجه گرفت كه با متمركز شدن بر روي بهبود راندمان اجزاي خاصي از يك سيكل تبريد هوايي ميتوان شاهد بهبود قابل ملاحظه اي در COP آن بود. در حقيقت به نظر ميرسد كه در ساية چنين تمهيداتي بتوان سيكلهاي تبريد هوايي را از نظر مصرف انرژي بخوبي قابل رقابت با سيكلهاي تبريد از نوع تراكم بخار ساخت. بعنوان مثال، همانطور كه ميدانيم در حال حاضر صنايع تبريد صنعتي به شدت وابسته به سيستمهای تراکم بخار از نوع آمونياکی مي باشند]13[. با اينوصف استفاده از چنين سيستم‌ تبريدي ميتواند در برخي از موارد همچون انجماد مواد غذايي (مثال: گوشت) موجب کاهش قابل ملاحظه‌ای در وزن محصول در اثر تبخير[7] گردد که طبيعتاٌ موجب افت ارزش گوشت می‌شود. در چنين مواردي اگر به جاي سيكل آمونياكي از سيکل هوايي از نوع باز استفاده شود نه تنها نياز به اواپراتور[8] حذف می‌شود بلكه می‌توان هوای سرد را به ‌صورت فوق اشباع در تماس مستقيم با مواد غذايي قرار داد بدون اينكه چيزي از وزن آنها كم شود. در ضمن، لازم به ذکر است که در چنين سيستم تبريدي، بر خلاف سيستم‌های خنک کنندة مرسوم آمونياکی، به علت عدم وجود مبدل ‌دما - پايين، نيازی به عمليات يخ‌زدايي[9] از سيستم سرمايش نيز وجود ندارد كه به بهبود مصرف انرژي سيكل كمك ميكند]14-18[. 



روش مرسوم ديگر در سيستمهاي انجماد صنعتي استفاده از نيتروژن مايع است. با اينوصف بايد در نظر داشت كه در چنين روشي، قيمت تمام شدة کل سيستم، شامل هزينة توليد، نگهداری و حمل ‌و نقل نيتروژن مايع نيز می‌گردد. با در نظر گرفتن كلية اين پارامترها ميتوان گفت كه در مقايسه با سيستم‌های سرمايش مکانيکی (آمونياكي و يا هوايي) سيستم‌های نيتروژنی تقريباٌ به اندازة بيست برابر داراي مصرف انرژی بالاتري مي باشند. محاسبه اي ساده حاكي از آن است كه COP يك سيستم نيتروژني در حدود 0.07 است و اين در حالي است كه COP يك سيستم تبريد هوايي بطور نمونه برابر با 0.5 است. 



نتيجه گيری کلی

بر اساس بحث‌های مطرح شده در بالا، به نظر می‌رسد که در برخی از کاربردهای خاص مثل سيستم‌های تبريد صنعتی، استفاده از سيکل‌های تبريد باز هوايي به‌جای سيستم‌های مرسوم آمونياکی يا نيتروژن مايع از ارجحيت برخوردار باشد. البته بايد اذعان کرد که هنوز برای مقرون ‌به‌صرفه‌ کردن سيکل‌های تبريد هوايي لازم است تلاش‌های بيشتری صورت‌پذيرد. در سال‌های اخير برای رسيدن به اين هدف پيشرفت‌های شايان توجهی نيز صورت‌گرفته ‌است]18-20[. بعنوان نمونه ميتوان از سيستمهاي ساخته شده توسط شرکت ژاپنی KAJIMA و شرکت TNO در اين زمينه نام برد. در هر صورت آنچه كه حائز اهميت است اين است كه با بهبود بخشيدن به طراحی مکانيکی و حرارتی برخی از اجزاي متشكلة يک سيکل تبريد هوايي (به ويژه توربين و مبدل دما - بالای آن) می‌توان انتظار داشت که ضريب‌کارآيي سيکل مزبور بطور قابل ملاحظه‌ای افزايش‌يابد و قابل رقابت با ساير سيكلهاي تبريد گردد. 


 

مراجع

1- R. Thevenot, A history of refrigeration throughout the world, International Institute of Refrigeration, Paris (1979).

2- G. Lorentzen, Natural refrigerants: a complete solution, Annual Meeting of Norwegian Society of Refrigeration (1993).

3- S. B. Riffat, C. F. Afonso, A. C. Oliveira and D. A. Reay, Natural refrigerants for refrigeration and air-conditioning systems, Appl. Thermal Eng., Vol. 17, No. 1, pp. 32-42 (1979).

4- IEA, Energy technologies for reducing emissions of greenhouse gases, Proc. Seminar Paris OECD/IEA (1990)

5- P. D. Fairchild and W. Fulkerson, Energy Technology R&D and greenhouse effect, Saito, pp. 231-241 (1989).

6-Production, sales and atmospheric release of CFCs by 1993. Alternative Fluorocarbons Environmental Acceptability Study- AFEAS (1995).

7- G. H. A. Cole, Thermal power cycles, Edward Arnold, London, (1991).

8- C. Wu, Heat exchanger effect on a gas refrigeration cycle, Energy Convers. Mgmt. Vol. 39, No. ½, pp. 117-125 (1998).

9-L. Chen, C. Wu and F. Sun, Cooling load versus COP characteristics for an irreversible air refrigeration cycle, Energy Convers. Mgmt. Vol. 39, No. ½, pp. 117-125 (1998) 

10- F. Sisto, The reversed Brayton cycle heat pump- a natural open cycle for HVAC applications, ASME transactions: J. Eng. Power, Vol. 101, pp.162-167 (1979).

11- L. Chen, F. Sun, C. Wu, and R. L. Kiang, Theoretical analysis of the performance of a regenerative closed Brayton cycle with internal irreversibilities, Energy Convers. Mgmt. Vol. 38, No. 9, pp. 871-877 (1997).

12- G. Angelino, and C. Invernizzi, Prospects for real-gas reversed Brayton cycle heat pumps, Int. J. Refrig., Vol. 18, No. 4, pp. 272-280 (1995).

13- G. Eggen, Commercial refrigeration with ammonia and CO2 as working fluids, IEA Annex 22 workshop on compression systems with Natural Working Fluids, Gatlinburg, Tennessee, USA, October (1979).

14- E. Granyard, Research and development of systems with natural working fluids in Sweden, IEA Anex 22 Workshop on Compression systems with Natural Working Fluids, Trondheim, Norway (1995).

15- M. Kauffeld, H Koening and H. Kruse, Theoretical and experimental evaluation of air cycle refrigeration and air-cooling. Proc. 18th int. congress of Refrigeration, Montreal, Vol. 3, pp. 1124-1129 (1991).

16- T. Saito, Research and development of systems with natural working fluids in Japan, IEA Annex 22 workshop on Compression Systems with Natural Working Fluids, Trondheim, Norway (1995).

17- R.J.M van Gerven and M.J.E Verschoor, Air as Refrigerant, IEA Annex 22 workshop on compression systems with Natural Working Fluids, Gatlinburg, Tennessee, USA, October (1979).

18- S. Sicars and H. Kruse, Air cycle systems for transport refrigeration, IIR/IIF Conference: New Applications of Natural Working Fluids in Refrigeration and Air Conditioning, Hanover, Germany, May (1994).

19- H. Kruse, Current status of natural working fluids in refrigeration, A/C and heat pump systems. Application of Natural Refrigerants. IIR/IIF Conference, 3-6 September 1996, Aarhus, Denmark.

20- A. Gigiel, R. Gibbs, D. Butler and D. Holder, Air cycle technologies for building services. Application for natural refrigerants. IIR/IIF, 3-6 September 1996, Aarhus, Denmark.




[1] COP

[2] Chlorofluorocarbons (CFCs)

[3] Hydrochloroflourocarbons (HCFCs)

[4] Coefficient of Overall Performance (COP)

[5] Low-Temperature Heat Exchanger

[6] High-Temperature Heat Exchanger

[7] Evaporative Weight Loss

[8] Evaporator

[9]

نظرات شما عزیزان:

نام :

آدرس ایمیل:

وب سایت/بلاگ :

متن پیام:

نظر خصوصی

 کد را وارد نمایید:

 

 

 

عکس شما

آپلود عکس دلخواه: