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Titel:

Prozesskühlung bei der sorptivenLuftentfeuchtungDipl.-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 derLuft mittels Berührung mit wäßrigen hygroskopischen Salzlösungen. Bei diesersorptiven Luftentfeuchtung entsteht sensible Wärme, die dem Prozess wiederentzogen werden muss. Es wurde eine zentrale Verdunstungskühleinheit zurLufttemperaturabsenkung und Prozesskühlung entwickelt. Im folgenden Artikelwerden die Messergebnisse zur Bewertung der Effektivität der indirektenVerdunstungskühlung vorgestellt.

Schlüsselwörter:

Lufttemperaturabsenkung, Rückkühlung, sorptive Luftentfeuchtung,Verdunstungskühlung, Wärmerückgewinnung

Title:

Process Cooling with Sorptive AirDehumidificationDipl.-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 contactwith aqueous hygroscopic brine. At this sorptive air dehumidification sensible heatwill be produced which has to be extracted from the process. A central evaporativecooling unit was developed in order to lower the air temperature and for processcooling. In the following report we introduce the results of the measures in order toassign a value to the effectiveness of the indirect evaporative cooling:

Keywords:

air temperature lowering, closed circuit cooling, sorptive air dehumidification,evaporative cooling, heat recovery

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Prozesskühlung bei der sorptivenLuftentfeuchtungDipl.-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 derLuft mittels Berührung mit wäßrigen hygroskopischen Salzlösungen. Bei diesersorptiven Luftentfeuchtung entsteht sensible Wärme, die dem Prozeß wiederentzogen werden muß. Es wurde eine zentrale Verdunstungskühleinheit zurLufttemperaturabsenkung und Prozesskühlung entwickelt. Im folgenden Artikelwerden die Meßergebnisse zur Bewertung der Effektivität der indirektenVerdunstungskühlung vorgestellt.

EinleitungIn der heutigen Zeit rückt das Abführen von Wärmelasten, bedingt durchvermehrten Einsatz von elektrischen Geräten und hohen solaren Lasten durchgroße Fensterflächen, aus den Gebäuden immer mehr in den Mittelpunkt. Für dasWohlbefinden des Menschen sind in der DIN 1946 Teil 2 [1] unter anderemRichtwerte für die Lufttemperatur und Luftfeuchtigkeit festgelegt. Aus diesenVorgaben läßt sich das Behaglichkeitsfeld in ein h, x - Diagramm einzeichnen. Indem Bild 1 sind neben dem Behaglichkeitsfeld außerdem ca. 95% aller amStandort Essen auftretenden Außenluftzustände eingetragen.

100%

50%

90% 80% 70% 60%

40%

30% 20% 15% 10% 5%

Relative Feuchte

-10

-5

0

5

10

15

20

25

30

35

40

45

Tem

pera

tur i

n [°C

]

Mollier h, x-Diagramm für feuchte Luft bei 1000mbar

0 5 10 15 20

Enthalpie

Wasserdampfgehalt in [gWasser/kgtr.Luft]

Behaglich-keitsfeld

Bild 1: Darstellung von ca. 95% aller am Standort Essen auftretendenAußenluftzuständeFür die Lufterneuerung im Sommer muß mit Hilfe einer RLT-Anlage warme,feuchtebelastete Außenluft abgekühlt und entfeuchtet werden. Die Abkühlung undEntfeuchtung der Außenluft erfolgt bei Klimaanlagen meistens überOberflächenkühler. Die dafür erforderlichen Temperaturen werden in der Regeldurch den Einsatz von Kaltdampf-Kältemaschinen bereitgestellt.

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Im Bild 2 ist das Verhältnis von latenter und sensibler Kühllast der Außenluft imSommer für ausgewählte Orte der Bundesrepublik Deutschland dargestellt. Manerkennt, daß der latente Kühllastanteil in allen Orten höher als der sensible ist. FürEssen ergibt sich ein latenter Anteil von 1,61 kWh/((m³/h)a) und ein sensiblerAnteil von nur 0,69 kWh/((m³/h)a). Die im Bild 2 dargestellten Kühllasten derAußenluft lassen sich mit Hilfe der meteorologischen Daten aus der DIN 4710 [2]und folgenden Gleichungen berechnen:

( ) xLZUAUlat Zrxxq ⋅⋅⋅−= ρ0 (1)

( ) tLpLZUAUsen Zcttq ⋅⋅⋅−= ρ (2)

Die mit den Gleichungen (1) und (2) berechneten Kühllasten gelten für einemaximale Zulufttemperatur von 19°C und eine Zuluftfeuchte von 8 gWasser/kgtr.Luft.Es wurde dabei auf die Daten aus der DIN 4710 für einen Betrachtungszeitraumvon 7.00 bis 18.00 Uhr zurückgegriffen.

Berlin

Hamburg

München

Essen

FrankfurtTrier

Bremerhaven

Braunschweig

Mannheim Nürnberg

sensibellatent

Gießen

Stuttgart Regensburg

Bezugspunkt:tZU = 19°CxZU = 8 gWasser/kgtr.Luft

Vergleiche DIN 4710 [2], Daten der Messung von 7.00 bis 18.00 Uhr

Bild 2: Sensible und latente Kühllasten für ausgewählte Orte der BundesrepublikDeutschlandIm Sommer wird somit der Energieaufwand einer Klimaanlage hauptsächlichdurch die Entfeuchtung der Außenluft bestimmt. Aus diesem Grund ist esnotwendig, nach alternativen Verfahren zur Luftbehandlung zu suchen. DieTrennung von Kühlen und Entfeuchten der Außenluft ist aus energetischenGesichtspunkten von größter Wichtigkeit.

ProblemstellungIm Kühl- und Entfeuchtungsbetrieb der sorptiven Klimaanlage sorgt eineBefeuchtungseinheit im Abluftsektor des Wärmerückgewinners (WRG) für dieTemperaturabsenkung der Zuluft (indirekte Verdunstungskühlung (VDK)). Die mitVerdunstungskühlung erreichbaren Zulufttemperaturen sind abhängig von derFeuchtkugeltemperatur der Abluft, sowie der Güte der eingesetzten Komponenten.Die Verdunstungskühlung hat ihre natürliche Grenze durch die Sättigungslinie derfeuchten Luft. Bei herkömmlichen indirekten Verdunstungskühlsystemen erfolgt

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die Temperaturabsenkung in zwei Schritten. In einem Befeuchter wird die Luft aufeine relative Feuchte kleiner 100% befeuchtet. Anschließend wird die abgekühlte,ungesättigte Luft zur Wärmeübertragung im Wärmerückgewinner verwendet. BeiSystemen dieser Art ist der über den Wärmeübertrager abzuführendeWärmestrom durch die maximale Auffeuchtung bis zur Sättigungslinie begrenzt.Durch den Einsatz eines Platten-Wärmeübertragers der Firma MENERGA ist esmöglich die Luft im Abluftkanal zu übersättigen und das Potential derVerdunstungskühlung zu erhöhen. Das Wasser für die Verdunstungskühlung wirddirekt in den Wärmerückgewinner eingespritzt, was zur Absenkung derAblufttemperatur führt. Neben der Temperaturabsenkung der Außenluft ist esdarüber hinaus möglich Wärme aus dem Luftentfeuchtungsprozess imZentralgerät abzuführen. Durch die Integration der Rückkühlung im Zentralgerätwird der Aufbau der Entfeuchtungseinheit verkleinert und die Kosten desGesamtsystems minimiert. Auf eine externe Kühlung desEntfeuchtungsprozesses, z. B. über eine Kühlturm, kann verzichtet werden. Bild 3zeigt den schematischen Aufbau der Einheit zur Lufttemperaturabsenkung undRückkühlung.

Regenerator

Absorber

W_aus

W_ein

Salzlösungs- -kühler, -erhitzer

AB

ZU AU

FO

Verdunstungskühlungund Wärmerückgewinnung

LösungspumpeWasserpumpe

Bild 3: Aufbau des Versuchsstandes zur Bestimmung der Temperaturabsenkungund RückkühlleistungEin weiterer Vorteil des eingesetzten Wärmerückgewinners liegt in dervollständigen Trennung der Luftkanäle, wie sie bei regenerativen Systemen nichtder Fall ist. Diese ermöglicht die Ventilatoren in der gezeigten Anordnung zuinstallieren. Die Anordnung der Ventilatoren ist so gewählt, daß im Sommergeringe Zulufttemperaturen mit Hilfe der Verdunstungskühlung garantiert sind.

Wärmerückgewinnung und ProzeßkühlungDie Verdunstungskühlereinheit hat die Aufgabe, die Abluft zu befeuchten, umdiese abzukühlen, was zur Temperaturabsenkung der Zuluft führt. Bei einemRückkühlwerk besteht die Aufgabe in erster Linie darin, einen Prozeß mit Wasseraus der VDK zu kühlen. Um die Temperaturabsenkung der Außenluft inVerbindung mit dem indirekten Verdunstungskühlsystem und demWärmerückgewinner bewerten zu können, wird die Rückwärmzahl ΦAU

* berechnet.

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KGAU

ZUAUAU

tttt

−−=Φ* (3)

Die Rückwärmzahl ΦAU* beschreibt den Temperaturwirkungsgrad, bezogen auf die

Temperatur der Abluft bei 100% Befeuchtung bis auf die Sättigungslinie.Bezugsgröße ist die Feuchtkugeltemperatur bzw. Kühlgrenztemperatur der AblufttKG.

Die Bewertung eines Rückkühlwerkes erfolgt über den Abkühlgrad ηAK der dasVerhältnis der erreichten Abkühlung des Wassers (Kühlzonenbreite) zur maximalmöglichen Abkühlung (Kühlgrenzabstand) darstellt.

KGeinW

ausWeinWAK tt

tt−

−=η (4)

Beeinflusst werden die Rückwärmzahl und der Abkühlungsgrad vom Verhältnisder Massenströme Luft/Wasser. Zur Berechnung der Bewertungsgrößen wird inbeiden Fällen die Kühlgrenztemperatur benötigt, deren Bestimmung ein iterativesBerechnungsverfahren erfordert. Der Berechnungsgang zur Bestimmung derKühlgrenztemperatur wird im folgenden vorgestellt.Der Luftzustand vor dem Befeuchter wird entsprechend dem betrachtetem Systemmit AB indiziert. Für die Berechnung wird angenommen, daß dieZustandsänderung im Befeuchter entlang der Nebelisothermen verläuft. DerVerlauf der Zustandsänderung und die damit verbundene Änderung derspezifischen Enthalpie ergibt sich damit aus:

KGpWABKG

ABKG tcxxhh

xh ⋅=−

−=∆∆ (5)

Daraus folgt für die Kühlgrenztemperatur

pWABKG

ABKGKG cxx

hht 1⋅

−−= (6)

Im Schnittpunkt der Nebelisothermen mit der Sättigungslinie ist dieKühlgrenztemperatur der Verdunstungskühlung erreicht. Sie stellt die tiefste durchVerdunstungskühlung zu erreichende Temperatur dar und eignet sich somit alsBezugsgröße. Der Wärmeinhalt bzw. die spezifische Enthalpie der feuchten Luft in[J/kgtr L] setzt sich zusammen aus der Summe der spezifischen Enthalpie dertrockenen Luft und der des in der Luft enthaltenen Wasserdampfes. Für dieungesättigte und die trocken gesättigte feuchte Luft gilt:

( )0rtcxtch ipDiipLi +⋅⋅+⋅= (7)

Durch Einsetzen von (7) in (6) folgt für die minimale Temperatur hinter demBefeuchter:

( ) ( ) ( )( ) pWABKG

ABKGABABKGKGDpABKGLpKG cxx

xxrxtxtcttct

⋅−−⋅−⋅−⋅⋅+−⋅

= 0 (8)

Unbekannte Größen dieser Gleichung sind die Kühlgrenztemperatur und dieabsolute Feuchte am Luftaustritt xKG. Eine Berechnungsgleichung für denWasserdampfgehalt erhält man durch Anwendung des idealen Gasgesetzes fürdas Luft/Wasserdampf-Gemisch. Es ergibt sich ein Ausdruck für den absoluten

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Wasserdampfgehalt in Abhängigkeit der relativen Feuchte, des absoluten Druckesund des Wasserdampfpartialdruckes:

)()(622,0

iDSiges

iDSi

L

Wi tpp

tpkgkgx

⋅−⋅⋅

⋅=

ϕϕ (9)

Der Wert 0,622⋅[kgW/kgL] entspricht dem Verhältnis der Gaskonstanten RL/RD bzw.der molaren Massen LD MM ˆˆ der Gemischkomponenten. Der unbekannteWasserdampfgehalt im Sättigungspunkt xS kann, da ϕ = 1, bei Kenntnis desSättigungsdampfdruckes bestimmt werden. Der Sättigungsdampfdruck pDS ist eineFunktion der vorliegenden Temperatur. Als Näherungsformel für denSättigungsdampfdruck mit relativen Abweichung kleiner 0,8% kann nach[4, S. 212] im Bereich von 0,01°C bis 70°C die folgende Funktion angegebenwerden:

( )

+

−

⋅= 25,23695,4064016,19

100 tDS etp in [Pa] (10)

Die explizite Lösung der Gleichungen (8), (9) und (10), zur Bestimmung derKühlgrenztemperatur, ist nicht möglich. Daher wird die Regula falsi als iterativesLösungsverfahren angewandt. Die Regula falsi ist ein Nullstellensucher. Für dieNäherung wird eine Sekante durch zwei in der Nähe der Nullstelle befindlichePunkte (x0, f(x0)) und (x1, f(x1)) gelegt. Der Schnittpunkt der Sekante mit der x-Achse liefert den Wert x2. Dieser bildet eine neue Stützstelle und somit einenweiteren Näherungswert x3 für die Nullstelle. Nach [4, Seite A 107, Gl. (16)] gilt fürdie Näherung:

( ) ( )( ) ( )1

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−

−+ −

−⋅−=ii

iiiii xfxf

xxxfxx (11)

Liegt das Intervall der Stützstellen [xi-1; xi] so, daß es einen Vorzeichenwechselvon f(xi) enthält, also f(xi-1) < 0 und f(xi) > 0, konvergiert die Regula falsi immer fürdie als stetig vorausgesetzte Funktion. Durch die Iteration wird erreicht, daß dieNullstelle zwischen den beiden letzten Näherungswerten liegt.Zur Bestimmung der Kühlgrenztemperatur unter Anwendung der Regula falsi wirddie Gleichung (8) zu Null gesetzt. Die unbekannte Größe xKG = f(tKG) wird über dieGleichungen (9) und (10) als Funktion der Kühlgrenztemperatur wiedergegeben:

( ) ( ) ( ) ( )( ) 010 =−

⋅⋅−−⋅−⋅−⋅⋅+−⋅

=ii

iiii

iKGpWABKG

ABKGABABKGKGDpABKGLpKG tcxx

xxrxtxtcttctf (12)

Das beschriebene iterative Lösungsverfahren ermöglicht die Berechnung der beider Verdunstungskühlung zu erreichenden Temperaturen als Funktion desProzessluftzustandes und des Befeuchtungsgrades.

Auswertung und MeßergebnisseDie Bewertung des Wärmerückgewinners und der Verdunstungskühlung erfolgtefür die im Kühl- und Entfeuchtungsbetrieb relevanten Lastzustände imAuslegungspunkt. Die Meßreihen werden in Abhängigkeit desAußenluftvolumenstromes dargestellt. Als veränderliche Parameter gehen zudemdie Menge des Umlaufwassers und die dem Umlaufwasser zugeführte Wärme indie Betrachtungen ein. Die eingestellten Werte entsprechen den im Auslegungsfallzu erwartenden Randbedingungen in Deutschland mit einer Außenlufttemperatur

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von tAU= 32°C, einer Ablufttemperatur von tAB= 26°C und einer Abluftfeuchte vonxAB= 8,0 gW/kgtr.L. Das Massenstromverhältnis von der Abluft zur Außenluft wurdekonstant mit ξ = 1,0 gehalten.Ausgangspunkt der Messungen ist der Betrieb ohne Rückkühlung. Dieser Betriebist in den Diagrammen durch den Zusatz (0 kW) gekennzeichnet. Dabei wird dieMenge des Umlaufwassers zwischen 1200 lW/h und 1750 lW/h variiert. DieBezeichnung der Meßreihe [1200 (0 kW)] kennzeichnet somit die Messungen beieinem trockenem Luftmassenstromverhältnis von 1.0, einem Volumenstrom desUmlaufwassers von 1200 lW/h und 0 kW Heizleistung über den betrachtetenLuftvolumenstrombereich. Um konstante Zustände bei der Rückkühlung einstellenzu können, wurde die beim Entfeuchtungsprozess frei werdende Wärme mit Hilfeeines Heizregisters simuliert. Über das Heizregister erfolgt stufenweise eineWärmezufuhr von 2 kW, 4 kW und 6 kW. Bild 4 zeigt die erreichbarenRückwärmzahlen und Abkühlgrade als Funktion der genanntenRandbedingungen.

R.B.: tAU=32°C; tAB=26°C; xAB=8,0 g/kg; ζζζζAU/AB=1,0

10%15%20%25%30%35%40%45%50%55%60%65%70%75%80%85%90%95%

100%

600 700 800 900 1000 1100 1200Volumenstrom AU [m³/h]

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)

Abkühlgrad

Rückwärmzahl WRG

Bild 4: Rückwärmzahl Φ*AU und Abkühlgrad ηAK bei Verdunstungskühlung und

Rückkühlung im AuslegungsfallIm Gegensatz zu dem Verlauf der Rückwärmzahlen eines WRG im trockenenLauf, zeigt sich bei Befeuchtung der Abluft im Wärmerückgewinner eine Zunahmeder Rückwärmzahl mit steigendem Luftvolumenstrom. Der Grund hierfür liegt inder Steigerung des Verhältnisses der Massenströme Luft/Wasser. Durch dieSteigerung des Luftmassenstromes kann mehr Wasser verdunsten und somitmehr Wärme abgeführt werden. Dadurch verringert sich die Temperatur desumlaufenden Wassers(vergleiche Bild 6). Die Temperaturabsenkung des Wassershat direkten Einfluß auf die Zulufttemperatur und dadurch auch auf dieRückwärmzahl.

Bei reinem Verdunstungskühlbetrieb ist die Rückwärmzahl Φ*AU fast konstant

zwischen 90% und 95%. Eine Wärmeleistung von 4 kW entspricht bei dembetrachteten System einer Entfeuchtungsbreite von 4,3 gW./kgtr. L. Bei derEinspeisung von 4 kW in das VDK-System liegt die Rückwärmzahl noch bei ca.

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80%. Dieser im VDK-Betrieb erzielte hohe Gütegrad ist bei herkömmlichen VDK-Systemen nur mit sehr guten Komponenten und nur ohne gleichzeitigeRückkühlung erreichbar.Durch die Zufuhr von Wärme in den Wasserkreislauf sinkt die Rückwärmzahl.Dabei ist es für die luftseitige Wärmeübertragung unerheblich, ob derVolumenstrom des Umlaufwassers bei 1200 l/h oder 1750 l/h liegt. Der Einfluß desWasservolumenstromes auf den Abkühlgrad ist jedoch ausgeprägt. Der niedrigsteAbkühlgrad ergibt sich für einen hohen Wasservolumenstrom, bei einerWärmeeinspeisung von 2 kW. Die Verringerung des Wasservolumenstromesergibt bei einem Wärmestrom von 6 kW einen maximalen Abkühlgrad von 40% fürden maximalen Luftvolumenstrom. Die aus der Meßreihe resultierendenWassertemperaturen werden nachfolgend erläutert (vgl. Bild 6).Entscheidend für den Einsatz und die Funktion des vorgestellten Systems ist dieohne Kältemaschine erreichbare Zulufttemperatur und die Temperatur desUmlaufwassers. Bei einer Außenlufttemperatur von 32°C, entsprechend demAuslegungspunkt für den Sommerbetrieb, und einem Abluftzustand von 26°C beieiner Feuchte von 8,0 gW./kgtr. L, läßt sich ohne den Betrieb der Rückkühlung eineZulufttemperatur von 17,7°C einstellen (vgl. Bild 5). Bei der Inbetriebnahme derRückkühlung und einem Luftvolumenstrom von 1150 m³/h steigt dieZulufttemperatur um etwa 0,5 K pro kW Wärme, die dem Umlaufwasser zugeführtwird. Die Absenkung des Luftvolumenstromes führt zu einer weiteren Steigerungder Zulufttemperatur. Eine Erhöhung der Abluftfeuchte auf 10 gW./kgtr. L führt zueiner Erhöhung der minimalen Zulufttemperatur von 17,7°C auf 19,5°C (nichtabgebildet). Der Gradient der Zulufttemperatursteigerung durch Zugabe vonWärme entspricht auch bei höheren Abluftfeuchten dem in Bild 5 dargestelltenWerten.

R.B.: tAU=32°C; tAB=26°C; xAB=8,0 g/kg; ζζζζAU/AB=1,0

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600 700 800 900 1000 1100 1200Volumenstrom AU [m³/h]

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)

Bild 5: Zulufttemperatur mit Verdunstungskühlung und Rückkühlung imAuslegungsfall bei einem Abluftzustand von 26°C und 8,0 gW./kgtr.Luft

Wie bei der Rückwärmzahl ist auch die Zulufttemperatur unabhängig von derumlaufenden Wassermenge. Bei der Nutzung des VDK-Systems Rückkühlung des

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Umlaufwassers muß darauf geachtet werden, daß die sich durch die Wärmezufuhreinstellende Zulufttemperatur nicht zu hoch wird. Ein Wärmestrom von 4 kWentspricht bei dem Auslegungsvolumenstrom von 1150 m3/h einerEntfeuchtungsbreite 4,3 gW/kgtr.L. Somit läßt sich eine Entfeuchtung der Außenluftvon 12 gW./kgtr. L auf eine Zuluftfeuchte von 7,7 gW./kgtr. L bei isothermerZustandänderung erreichen. Unter der Annahme einer steilen Raumkennlinie liegtdie Abluftfeuchte dementsprechend bei etwa 8 gW./kgtr. L. Die eingestelltenRandbedingungen entsprechen somit den sich einstellenden Bedingungen beimKühl- und Entfeuchtungsbetrieb. Bei diesen Randbedingungen läßt sich mit demvorgestellten System eine Zulufttemperatur von 20°C erreichen. Damit werden diein der Klimatechnik geforderten Leistungsdaten auch ohne eine Kältemaschinegarantiert.Für die Temperatur des Umlaufwassers ist der Wasservolumenstrom von großerBedeutung. Um die Absorption bei niedrigen Temperaturen stattfinden zu lassen,sollte die Wassertemperatur möglichst gering sein. Je niedriger die Temperatur beider absorptiven Luftentfeuchtung desto größer sind die erreichbarenEntfeuchtungsbreiten. Niedrige Wassertemperaturen lassen sich nur bei hohenUmlaufwassermengen einstellen. In Bild 6 sind die Temperaturen desUmlaufwassers in Abhängigkeit des zugeführten Wärmestroms und derUmlaufwassermenge dargestellt. Die Beschriftung der x-Achse bezeichnet mit Aden Außenluftvolumenstrom von 600 m³/h, B = 800 m³/h, C = 990 m³/h undD = 1150 m³/h.

R.B.: tAU=32°C; tAB=26°C; xAB=8,0 g/kg; ζζζζAU/AB=1,0

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30

31

32

A B C D A B C D A B C D A B C D A B C D A B C D

t_VDK_W_ein

t_VDK_W_aus

2 kW

1200 l/h 1750 l/h

4 kW

1200 l/h 1750 l/h

6 kW

1200 l/h 1750 l/h

Bild 6: Temperaturen des Umlaufwassers in Abhängigkeit des zugeführtenWärmestroms bei 1200 lWasser/h und 1750 lWasser/hBei einer Wärmeabfuhr von 4 kW und 1200 lW/h beträgt die Kühlzonenbreite(tW_ein-tW_aus) bei einem Luftvolumenstrom von 1150 m³/h 3,0 K, mit tW_ein = 24,6°Cund tW_aus = 21,6°C. Erhöht man den Wasservolumenstrom auf 1750 lW/h,verringert sich die Kühlzonenbreite auf 2,0 K, mit tW_ein = 23,3°C undtW_aus = 21,3°C. Bei allen Versuchen ist die Kühlzonenbreite für eine Wärmezufuhrund Wasservolumenströme unabhängig vom Luftvolumenstrom.

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Die Meßreihen zeigen, daß die für die sorptive Entfeuchtung eingesetzteSalzlösung mit Wassertemperaturen von 21°C bis 23°C gekühlt werden kann. AufBasis dieser prozessinternen Rückkühlung kann die Temperatur der Sole aufWerte von 25°C eingestellt werden. Diese niedrige Prozeßtemperatur garantierthohe Luftentfeuchtung, wie erste Messungen an einem Testabsorber gezeigthaben. In diesen konnten im Auslegungsfall, bei den oben genanntenRandbedingungen, bereits Entfeuchtungsbreiten von 5 gW./kgtr. L, bei isothermerLuftzustandsänderung, erzielt werden.Der Energieaufwand für die Pumpe ändert sich bei Aufschaltung der Rückkühlungfür den Luftentfeuchtungsprozess nur minimal im Vergleich zur reinenVerdunstungskühlung. Wohl aber ändert sich der erforderliche Wasserbedarf, inAbhängigkeit von des zugeführten Wärmestroms. Der für die Klimatisierungerforderliche maximale Wasserbedarf im Auslegungsfall Sommer ist in Bild 7dargestellt.

R.B.: tAU=32°C; tAB=26°C; xAB=8,0 g/kg; ζζζζAU/AB=1,0

4.04.55.05.56.06.57.07.58.08.59.09.5

10.010.511.011.512.012.513.0

550 650 750 850 950 1050 1150Volumenstrom AB [m³/h]

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)

Bild 7: Wasserbedarf bei Verdunstungskühlung und Rückkühlung in Abhängigkeitdes Abluftvolumenstromes und des zugeführten WärmestromsDer Wasserbedarf steigt mit zunehmendem Luftvolumenstrom. Bei reinerVerdunstungskühlung verdunsten bei dem Luftvolumenstrom von 1150 m³/h,unabhängig von der umlaufenden Wassermenge, etwa 8 lW/h imWärmerückgewinner. Pro kW zugeschalteter Wärme erhöht sich derWasserbedarf um etwa 0,75 lW/h. Unter den in Bild 6 angegebenenRandbedingungen ergibt sich bei 1150 m³L/h und einer Wärmeleistung von 4 kWentsprechend einer Entfeuchtungsbreite von 4,3 gW./kgtr. L ein Wasserbedarf von11,0 lWasser/h.

ZusammenfassungDie in Deutschland durch Luftfeuchte entstehenden latenten Außenluftlastenhaben einen größeren Anteil an der Gesamtkühllast der Frischluft als diesensiblen. Durch den Einsatz alternativer Entfeuchtungsverfahren läßt sich daher

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der Energiebedarf einer Klimaanlage senken. Die sorptive Luftentfeuchtung bietetdazu eine geeignete Möglichkeit.Bei einer Außenlufttemperatur von 32°C läßt sich, bei einer Wärmezufuhr imUmlaufwasser von 4 kW, in Verbindung mit dem vorgestelltenVerdunstungskühlsystem eine Zulufttemperatur von 20°C einstellen.Das eingesetzte System erreicht somit im Auslegungsfall Sommer einenbehaglichen Zuluftzustand. Neben der Temperaturabsenkung der Außenluft um12 K ist es möglich Wärme aus dem Luftentfeuchtungsprozess im Zentralgerätabzuführen. Dies verspricht eine deutliche Verringerung des finanziellen sowiekonstruktiven Aufwands des Klimagerätes mit sorptiver Luftentfeuchtung.Das vorgestellte System stellt somit eine Alternative zur Luftkonditionierung unterEinsatz einer Kältemaschine dar. Weitere Vorteile liegen in einer deutlichenReduzierung der elektrischen Leistung im Sommer und einem verringertemEnergiebedarf gegenüber Systemen mit einer Kompressionskältemaschine. AlsAntriebsenergie für den sorptiven Entfeuchtungsprozess wird Wärme aufniedrigem Temperaturniveau benötigt.Die zusätzliche Nutzung des Umlaufwassers als Kühlwasser für denEntfeuchtungsprozess garantiert hohe Entfeuchtungsbreiten. Durch die Integrationder Rückkühlung im Zentralgerät wird der Aufbau der Entfeuchtungseinheitverkleinert und die Kosten des Gesamtsystems minimiert. Auf eine externeKühlung des Entfeuchtungsprozesses, z. B. über einen Kühlturm, kann verzichtetwerden.Das diesem Bericht zugrundeliegende Vorhaben wurde mit Mitteln desBundesministeriums für Wissenschaft und Technologie unter demFörderkennzeichen 032 9151 N gefördert. Die Verantwortung für den Inhalt dieserVeröffentlichung liegt bei den Autoren.

Verwendete Symbole und Indizes∆ ....... DifferenzΦ∗ .......RückwärmzahlρL ...... Dichte der LuftηAK ...... Abkühlgradϕ ....... relative FeuchtecpD .... spez. Wärmekapazität vom DampfcpL..... spez. Wärmekapazität von LuftcpW.... spez. Wärmekapazität von Wasserh ....... spez. EnthalpiehKG.... Kühlgrenzenthalpiepges ... GesamtdruckpDS.... Sättigungsdampfdruckqlat..... latente Wärme der Außenluftqsens .. sensible Wärme der Außenluftr0....... Verdampfungsenthalpiet ........ Temperatur

t AU ... mittlere AußenlufttemperaturtKG..... KühlgrenztemperaturtZU ..... Zulufttemperaturx........ absoluter Wassergehaltx AU ... mittlere AußenluftfeuchtexZU .... ZuluftfeuchteZt....... Zeit mit xAU > xZUZx ...... Zeit mit tAU > tZU

IndizesAU .... AußenluftAB..... Abluftf ........ feuchttr ....... trockenL ....... LuftW ...... Wasser

Literaturverzeichnis[1] DIN 1946 Teil 2: Raumlufttechnik; Gesundheitstechnische Anforderungen

(VDI-Lüftungsregeln). Berlin: Beuth Verlag GmbH, 1994.

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[2] DIN 4710: Meteorologische Daten zur Berechnung des Energieverbrauchs vonheiz- und raumlufttechnischen Anlagen. Berlin: Beuth Verlag GmbH, 1982.

[3] Baehr, Hans Dieter; Thermodynamik. Springer-Verlag Berlin. 1981.[4] Beitz, Wolfgang; Küttner, Karl-Heinz. Dubbel-Taschenbuch für den

Maschinenbau. 17. Auflage. Springer Verlag 1990.

Dipl.-Ing. Sönke Biel

Wissenschaftlicher Mitarbeiter am Institut für AngewandteThermodynamik und Klimatechnik, Leiter Prof. Dr.-Ing FritzSteimle, Universität Gesamthochschule Essen

Dr.-Ing. Jürgen Röben

Leiter für Marketing und Vertrieb der Firma MENERGAApparatebau GmbH, Mülheim an der Ruhr,Projektleiter für das BMBF geförderte Forschungsvorhaben mitdem Förderkennzeichen 032 9151 N