Mô phỏng hệ thống làm lạnh hấp phụ sử dụng năng lượng tái tạo

ng, dàn bay hơi, buồng hấp 
phụ chứa đầy chất hấp phụ và van tiết lưu. Chu trình nhiệt động lực học của hệ thống được hoàn 
thành bởi bốn quá trình liên tiếp: (i) gia nhiệt trước, (ii) giải hấp phụ, (iii) làm mát trước và (iv) 
hấp phụ. Sự phụ thuộc của áp suất công chất lạnh vào nhiệt độ trong chu trình làm lạnh được thể 
hiện trên Hình 2. Trong quá trình gia nhiệt trước (quá trình 1-2), buồng hấp phụ được cách ly với 
bầu ngưng và dàn bay hơi. Nước nóng từ bộ thu năng lượng mặt trời tuần hoàn qua bầu hấp phụ 
làm cho hơi nước thoát ra khỏi chất hấp phụ, áp suất trong đó tăng lên. Khi áp suất trong bầu hấp 
phụ vượt quá áp suất trong bầu ngưng (Pc), van thông giữa bầu hấp phụ và bầu ngưng mở ra, hơi 
công chất làm lạnh từ bầu hấp phụ sẽ đi sang bầu ngưng và quá trình giải hấp phụ bắt đầu (quá 
trình 2-3). Trong khoảng thời gian đã được đặt trước cho quá trình giải hấp phụ, áp suất trong bầu 
hấp phụ được duy trì gần như không đổi. Khi quá trình giải hấp phụ kết thúc, van thông giữa bầu 
hấp phụ và bầu ngưng sẽ đóng lại. Lúc này trong bầu hấp phụ sẽ diễn ra quá trình làm mát trước 
(quá trình 3-4). Nước nóng từ bộ thu năng lượng mặt trời ngừng tuần hoàn quá bầu hấp phụ, thay vào 
TNU Journal of Science and Technology 226(07): 3 - 10 
 5 Email: jst@tnu.edu.vn 
đó là vòng tuần hoàn của nước làm mát từ tháp tản nhiệt. Nhiệt độ trong bầu hấp phụ giảm xuống, 
làm giảm áp suất trong đó tới áp suất của dàn bay hơi (Pe). Lúc này van thông giữa bầu hấp phụ và 
dàn bay hơi mở ra, hơi công chất làm lạnh được sinh ra trong dàn bay hơi đi vào bầu hấp phụ bắt đầu 
quá trình hấp phụ (quá trình 4-1). Trong quá trình hấp phụ, buồng hấp phụ được làm mát liên tục bởi 
nước làm mát. Một chu kỳ công tác được hoàn thành khi quá trình hấp phụ kết thúc. 
Hình 1. Sơ đồ nguyên lý hệ thống làm mát hấp phụ 
sử dụng năng lượng mặt trời 
Hình 2. Đồ thị logP-T của chu trình làm lạnh hấp phụ 
Hơi công chất làm lạnh từ bầu hấp phụ đi sang bầu ngưng sẽ được ngưng tụ thông qua quá trình 
nhả nhiệt cho nước làm mát bầu ngưng. Công chất làm lạnh lỏng từ bầu ngưng qua van tiết lưu giãn 
nở làm cho áp suất và nhiệt độ của công chất giảm xuống (quá trình tiết lưu C-E). Công chất làm 
lạnh đi vào dàn bay hơi nhận nhiệt của nước lạnh thông qua quá trình bay hơi, lượng hơi này sẽ 
được hấp phụ bởi chất hấp phụ trong bầu hấp phụ như được mô tả trong quá trình hấp phụ (4-1). 
2.2. Mô hình toán 
Mô hình toán học của hệ thống làm lạnh hấp phụ được xây dựng dựa trên cân bằng năng 
lượng và khối lượng của hệ. 
Giả sử nhiệt độ, áp suất và nồng độ hấp phụ trong bầu hấp phụ là đồng nhất. Phương trình cân 
bằng năng lượng cho bầu hấp phụ được biểu diễn theo công thức: 
( ) 
( )
( )
,
,
, ,
WM pM s s s r v bed
st s s r v eva bed
f f bed in bed out
d
C WC W qC T
dt
dq dq
Q W WC T T
dt dt
m C T T

+ + =
+ −
+ −
 (1) 
 ( )
 −
 = + −
, , exp
bed
bed out bed bed in bed
f f
UA
T T T T
m C
 (2) 
Trong đó, δ = 0 hoặc δ = 1 khi bầu hấp phụ làm việc trong quá trình giải hấp phụ và hấp phụ. 
Giả sử tương tự đối với thiết bị ngưng tụ, ta có phương trình cân bằng nhiệt của thiết bị bay 
hơi như sau: 
( ) 
( )
( )
, , , ,
,
, , ,
con M con M con r r l con
d d
con s r v con bed
f con f con in con out
d
W C W C T
dt
dq dq
LW WC T T
dt dt
m C T T
+ =
− + −
+ −
 (3) 
TNU Journal of Science and Technology 226(07): 3 - 10 
 6 Email: jst@tnu.edu.vn 
 ( ), ,
,
exp con
con out con con in con
f con f
UA
T T T T
m C
−
= + −
 (4) 
Coi nhiệt độ và áp suất đồng nhất trong toàn bộ dàn bay hơi, cân bằng năng lượng của dàn bay 
hơi có thể được biểu diễn bằng các phương trình sau: 
( ) 
( )
( )
, , , ,
,
, , ,
eva M eva M eva r r l eva
a d
con s r v eva con
f chill f chill in chill out
d
W C W C T
dt
dq dq
LW WC T T
dt dt
m C T T
+ =
− + −
+ −
 (5) 
 ( )
 −
 = + −
, ,
,
exp evachill out eva chill in eva
f chill f
UA
T T T T
m C
 (6) 
Cân bằng khối lượng môi chất làm lạnh bên trong thiết bị bay hơi có thể được đánh giá bằng 
biểu thức sau: ,evap r a ds
dW dq dq
W
dt dt dt
= − + (7) 
Tốc độ hấp phụ được xác định theo công thức: ( )= −*
dq
kasp q q
dt
 (8) 
Trong đó: 
( )( )= − 

= 
2
0
exp /
15 /
s
s s p
kasp D Ea RT
D D R
 (9) 
Cân bằng khối lượng hơi hấp phụ được xác định bởi phương trình (B-S-K) như sau: 
( )
( )
 = 
*
BB
s v
s b
P T
q AA
P T
 (10) 
Trong đó: 
= + + +
= + + +
2 3
0 1 2 3
2 3
0 1 2 3
AA A AT AT AT
BB B BT B T B T
 (11) 
Áp suất bão hòa tính theo công thức Antonie và các hệ số Ai và Bi được trình bày trong [11]. 
2.3 Hiệu suất của hệ thống 
Quá trình công tác của hệ thống làm lạnh hấp phụ được đánh giá bởi hai thông số quan trọng 
là công suất làm lạnh riêng (SCP) tính bằng W/kg và hệ số công tác (COP). Các thông số này 
được xác định thông qua các phương trình (12) và (13) dưới đây. Cũng cần lưu ý rằng thành phần 
công suất tiêu thụ cho bơm nước nóng, bơm nước làm mát và bơm nước lạnh là nhỏ và như vậy 
các thành phần này đã được bỏ qua trong phương trình cân bằng năng lượng. 
( ) ( )−
=
 , ,
0
t
chill chill chill in chill out
s cycle
m Cp T T dt
SCP
M t
 (12) 
( ) ( )
( ) ( )
−
=
−
, ,
0
w w w, w,
0
t
chill chill chill in chill out
t
h h in h out
m Cp T T dt
COP
m Cp T T dt
 (13) 
Tổ hợp các phương trình (1) - (13) hình thành mô hình toán học của hệ thống làm lạnh hấp 
phụ đã được mô tả ở trên. Nghiệm của hệ phương trình này chính là các thông số nhiệt động lực 
TNU Journal of Science and Technology 226(07): 3 - 10 
 7 Email: jst@tnu.edu.vn 
học của hệ thống. Hệ phương trình vi phân này có thể được giải bằng các bộ giải phương trình 
khác nhau tùy theo gói phần mềm được sử dụng tương ứng với các điều kiện biên và điều kiện 
ban đầu xác định. Trong bài báo này, các tác giả sử dụng phần mềm Matlab để giải hệ phương 
trình này theo trình tự được trình bày trên lưu đồ thuật toán Hình 3. 
Hình 3. Lưu đồ thuật toán mô phỏng hệ thống làm lạnh hấp phụ 
3. Kết quả và thảo luận 
Bảng 1. Thông số thiết kế và điều kiện làm việc của hệ thống 
Tham số Tên gọi Giá trị 
Abed Diện tích trao đổi nhiệt của bầu hấp phụ 2,46 m2 
Ubed Hệ số trao đổi nhiệt bầu hấp phụ 1724,1 W/m2K 
WM Khối lượng thiết bị trao đổi nhiệt 51,2 kg 
Aeva Diện tích dàn bay hơi 1,91 m2 
Ueva Hệ số trao đổi nhiệt dàn bay hơi 2557,54 W/m2K 
Weva Khối lượng dàn bay hơi 12,45 kg 
Acon Diện tích bầu ngưng 3,73 W/m2K 
Ucon Hệ số trao đổi nhiệt bầu ngưng 4115,23 W/m2K 
Wcon Khối lượng bầu ngưng 24,28 kg 
mw Lưu lượng nước nóng/ làm mát 1,3 kg/s 
Wsg Khối lượng silica gel trong bầu hấp phụ 47 kg 
Ww,eva Khối lượng nước ban đầu trong dàn bay hơi 50 kg 
mchill Lưu lượng nước lạnh 0,7 kg/s 
Rp Bán kính hạt Silica gel 0,35×10-3 m 
Tcw Nhiệt độ nước làm mát 30 oC 
Thw Nhiệt độ nước nóng (60 ~ 90) oC 
Tch,in Nhiệt độ nước lạnh 14 oC 
tcycle Chu kì làm việc 900 s 
Để đơn giản hóa mô hình nghiên cứu đặt giả thiết như sau: nước nóng thu được từ bộ thu năng 
lượng mặt trời được chứa trong bình nước nóng có dung tích đủ lớn nên có thể giả sử nhiệt độ 
của nguồn nóng là ổn định. Với các thông số thiết kế được cho trong Bảng 1, các trường nhiệt độ 
tại cửa ra của nước nóng, nước làm mát và nước lạnh của hệ thống làm lạnh này đã được tính 
TNU Journal of Science and Technology 226(07): 3 - 10 
 8 Email: jst@tnu.edu.vn 
toán và thể hiện trên Hình 4. 
Hình 4. Nhiệt độ tại cửa ra của công chất 
và buồng hấp phụ theo thời gian 
Hình 5. COP và SCP của hệ thống theo nhiệt độ 
nguồn nhiệt 
Từ số liệu Hình 4 cho thấy, trong điều kiện hoạt động ổn định, nhiệt độ trung bình của nước lạnh 
tạo ra từ dàn bay hơi trong chu trình là khoảng 10 °C ứng với các điều kiện làm việc đã cho. Công 
suất làm lạnh riêng SCP đạt khoảng 268,2 W/kg silica gel và hệ số công tác COP là khoảng 0,45. 
Công suất làm lạnh riêng SCP và hệ số công tác COP phụ thuộc rất mạnh vào nhiệt độ của 
nguồn nhiệt cấp. Kết quả các giá trị SCP và COP khi thay đổi nhiệt độ của nguồn nhiệt cấp từ 60 oC 
đến 90 oC với điều kiện cố định nhiệt độ đầu vào của nước làm mát và nước lạnh, được thể hiện trên 
Hình 5. Từ đồ thị cho thấy, giá trị của SCP tăng tuyến tính từ 121,28 lên 307,27 W/kg silica gel khi 
tăng nhiệt độ nguồn nhiệt cấp từ 60 đến 90 °C còn đạt giá trị cao nhất trong khoảng 75 đến 90 °C. 
Điều này hoàn toàn phù hợp với giá trị đề xuất ban đầu cho nhiệt độ nguồn nhiệt cấp là 80 °C. 
4. Kết luận 
Bài báo trình bày về đặc điểm cấu trúc, nguyên lý làm việc của hệ thống làm lạnh hấp phụ - 
một hệ thống làm lạnh thay thế tiềm năng, đang nhận được sự quan tâm của các nhà nghiên cứu 
trong lĩnh vực năng lượng. Nghiên cứu đã thực hiện mô phỏng nhiệt động lực học cho một hệ 
thống làm lạnh hấp phụ với cặp công chất hấp phụ silica gel – hơi nước, với nguồn nhiệt cấp có 
nhiệt độ nằm trong khoảng từ 60 đến 90 °C. Kết quả cho thấy, công suất làm lạnh riêng tăng cùng 
với nhiệt độ nguồn nhiệt cấp, còn hệ số công tác COP sẽ đạt giá trị lớn nhất (khoảng 0,45) ở nhiệt 
độ nguồn nhiệt cấp xung quanh giá trị 80 °C. 
Nhiệt độ trung bình của nước lạnh tạo ra đạt khoảng 10 oC ứng với các điều kiện làm việc đã 
cho. Ở nhiệt độ này phù hợp với nhiệt độ của các dàn lạnh của hệ thống điều hòa không khí thông 
thường hiện nay. Từ đó có thể kết luận hệ thống làm lạnh hấp phụ hoàn toàn phù hợp với điều 
kiện khí hậu ở Việt Nam. 
Kết quả bài báo này có thể sử dụng để tham khảo khi thiết kế, chế tạo các hệ thống làm lạnh 
hấp phụ sử dụng các nguồn nhiệt thải công nghiệp và năng lượng mặt trời. 
Lời cảm ơn 
Nghiên cứu này được tài trợ bởi Trường Đại học Hàng hải Việt Nam trong đề tài mã số: 
DT20-21.37 
DANH MỤC KÝ HIỆU 
Ký hiệu Đơn vị Tên gọi 
Abed m2 Diện tích trao đổi nhiệt của bầu hấp phụ 
Ubed W/m2K Hệ số trao đổi nhiệt bầu hấp phụ 
WM kg Khối lượng thiết bị trao đổi nhiệt 
Aeva m2 Diện tích dàn bay hơi 
Ueva W/m2K Hệ số trao đổi nhiệt dàn bay hơi 
TNU Journal of Science and Technology 226(07): 3 - 10 
 9 Email: jst@tnu.edu.vn 
Ký hiệu Đơn vị Tên gọi 
Weva,M kg Khối lượng dàn bay hơi 
Acon W/m2K Diện tích bầu ngưng 
Ucon W/m2K Hệ số trao đổi nhiệt bầu ngưng 
Wcon,M kg Khối lượng bầu ngưng 
mw kg/s Lưu lượng nước nóng/ làm mát 
Ww,eva kg Khối lượng nước ban đầu trong dàn bay hơi 
mchill kg/s Lưu lượng nước lạnh 
Cf J/kgK Nhiệt dung riêng của nước 
Cf,chill J/kgK Nhiệt dung riêng của nước lạnh 
Cr,v J/kgK Nhiệt dung riêng của hơi nước 
CpM J/kgK Nhiệt dung riêng của thiết bị trao đổi nhiệt 
Cs J/kgK Nhiệt dung riêng của Silica gel 
hfg J/kg Nhiệt ẩn hóa hơi của nước 
Qst J/kg Nhiệt hấp phụ 
R J/kgK Hằng số khí 
Ea J/kg Năng lượng kích hoạt 
Dso m2/s Hệ số khuếch tán 
L kJ/kg Nhiệt ẩn hóa hơi 
Rp m Bán kính hạt Silica gel 
Tcw oC Nhiệt độ nước làm mát 
Thw oC Nhiệt độ nước nóng 
Tch,in oC Nhiệt độ nước lạnh 
tcycle s Chu kì làm việc 
Tbed oC Nhiệt độ bầu hấp phụ 
Tcond oC Nhiệt độ bầu ngưng 
Teva oC Nhiệt độ dàn bay hơi 
TÀI LIỆU THAM KHẢO/ REFERENCES 
[1] Vietnam Electricity (EVN), “Annual Report,” 2018. [Online]. Available: https://www.evn.com.vn/ 
userfile/User/tcdl/files/2019/8/EVNAnnualReport2018(1).pdf. [Accessed Jan. 12, 2021]. 
[2] R. Wang and R. Oliveira, “Adsorption refrigeration—An efficient way to make good use of waste heat 
and solar energy☆,” Prog. Energy Combust. Sci., vol. 32, no. 4, pp. 424-458, 2006, doi: 
10.1016/j.pecs.2006.01.002. 
[3] F. Meunier, “Solid sorption heat powered cycles for cooling and heat pumping applications,” Appl. 
Therm. Eng., vol. 18, no. 9-10, pp. 715-729, Sep. 1998, doi: 10.1016/S1359-4311(97)00122-1. 
[4] B. B. Saha, E. C. Boelman, and T. Kashiwagi, “Computational analysis of an advanced adsorption-
refrigeration cycle,” Energy, vol. 20, no. 10, pp. 983-994, Oct. 1995, doi: 10.1016/0360-5442(95)00047-K. 
[5] K. E. N’Tsoukpoe, H. Liu, N. Le Pierrès, and L. Luo, “A review on long-term sorption solar energy 
storage,” Renew. Sustain. Energy Rev., vol. 13, no. 9, pp. 2385-2396, Dec. 2009, doi: 
10.1016/j.rser.2009.05.008. 
[6] P. Goyal, P. Baredar, A. Mittal, and A. R. Siddiqui, “Adsorption refrigeration technology - An 
overview of theory and its solar energy applications,” Renewable and Sustainable Energy Reviews, 
vol. 53. pp. 1389-1410, 2016, doi: 10.1016/j.rser.2015.09.027. 
[7] E. Hastürk, S. J. Ernst, and C. Janiak, “Recent advances in adsorption heat transformation focusing on 
the development of adsorbent materials,” Current Opinion in Chemical Engineering, vol. 24, pp. 26-
36, 2019, doi: 10.1016/j.coche.2018.12.011. 
[8] A. Sapienza, G. Gullì, L. Calabrese, V. Palomba, A. Frazzica, V. Brancato, D. La Rosa, S. Vasta, A. 
Freni, and L. Bonaccorsi, “An innovative adsorptive chiller prototype based on 3 hybrid 
coated/granular adsorbers,” Appl. Energy, vol. 179, pp. 929-938, Oct. 2016, doi: 
10.1016/j.apenergy.2016.07.056. 
[9] G. Engel, “Sorption thermal energy storage: Hybrid coating/granules adsorber design and hybrid 
TCM/PCM operation,” Energy Convers. Manag., vol. 184, pp. 466-474, 2019, doi: 
TNU Journal of Science and Technology 226(07): 3 - 10 
 10 Email: jst@tnu.edu.vn 
10.1016/j.enconman.2019.01.071. 
[10] X. Q. Duong, N. V. Cao, W. S. Lee, and J. D. Chung, “Module integration in an adsorption cooling 
system,” Appl. Therm. Eng., vol. 155, pp. 508-514, 2019, doi: 10.1016/j.applthermaleng.2019.03.152. 
[11] B. B. Saha, E. C. Boelman, and T. Kashiwagi, “Computer simulation of a silica gel-water adsorption 
refrigeration cycle - the influence of operating conditions on cooling output and COP,” ASHRAE 
Transactions, vol. 101, no. Pt 2, pp. 348-357, 1995. 
[12] H. T. Chua, K. C. Ng, A. Malek, T. Kashiwagi, A. Akisawa, and B. B. Saha, “Modeling the 
performance of two-bed, silica gel-water adsorption chillers,” Int. J. Refrig., vol. 22, no. 3, pp. 194-
204, 1999, doi: 10.1016/S0140-7007(98)00063-2. 
[13] B. B. Saha, S. Koyama, T. Kashiwagi, A. Akisawa, K. C. Ng, and H. T. Chua, “Waste heat driven 
dual-mode, multi-stage, multi-bed regenerative adsorption system,” Int. J. Refrig., vol. 26, no. 7, pp. 
749-757, Nov. 2003, doi: 10.1016/S0140-7007(03)00074-4. 
[14] B. B. Saha, A. Akisawa, and T. Kashiwagi, “Solar/waste heat driven two-stage adsorption chiller: the 
prototype,” Renew. Energy, vol. 23, no. 1, pp. 93-101, May 2001, doi: 10.1016/S0960-1481(00)00107-5. 
[15] M. J. Pons and F. Poyelle, “Adsorptive machines with advanced cycles for heat pumping or cooling 
applications,” Int. J. Refrig., vol. 22, no. 1, pp. 27-37, 1999, doi: 10.1016/S0140-7007(97)00042-X. 
[16] Q. Pan, R. Wang, N. Vorayos, and T. Kiatsiriroat, “A novel adsorption heat pump cycle: Cascaded 
mass recovery cycle,” Int. J. Refrig., vol. 95, pp. 21-27, 2018, doi: 10.1016/j.ijrefrig.2018.08.004. 
[17] X. Q. Duong, N. V. Cao, S. W. Hong, S. H. Ahn, and J. D. Chung, “Numerical Study on the 
Combined Heat and Mass Recovery Adsorption Cooling Cycle,” Energy Technol., vol. 6, no. 2, pp. 
296-305, 2018, doi: 10.1002/ente.201700417.