Basic principles of designing heat exchangers with heat pipes for air conditioning systems

Full Text

ВВЕДЕНИЕ

Теплоутилизатор — устройство, встраиваемое в систему вентиляции для экономии тепловой энергии, т.е. для использования дополнительной части теплоты удаляемого из помещения воздуха для нагрева (или охлаждения) приточного воздуха. При использовании теплоутилизаторов в системах кондиционирования воздуха (СКВ) возможно объединение процессов отопления и вентиляции в один процесс, при этом обеспечиваются повышение энергоэффективности системы и снижение затрат электроэнергии. Применение теплопередающих устройств (в данном случае теплоутилизатора в виде тепловой трубы) необходимо для перехода к интегральному теплоснабжению («климатизации»). Совершенствование теплонасосных технологий — это создание оптимальных параметров микроклимата внутри помещений. Эффективность, стоимость и класс энергопотребления системы зависят от способа утилизации излишней теплоты.

Среди известных вариантов теплоутилизаторов (пластинчатый, роторный, с промежуточным теплоносителем, тепловой насос, тепловая труба) теплоутилизатор в виде тепловой трубы [1, 2] применяется редко, поэтому главной целью данной работы является анализ методов расчёта и проектирования теплоутилизаторов указанного типа.

Области применения теплообменников на основе тепловых труб:

• рекуперация теплоты в устройствах кондиционирования воздуха;
• рекуперация теплоты из технологического выхлопного потока для предварительного нагрева воздуха и последующего обогрева помещения;
• рекуперация теплоты из потока отработавших газов технологического процесса для повторного использования в этом процессе.

ПРИНЦИП РАБОТЫ И КОНСТРУКЦИЯ ТЕПЛОВОЙ ТРУБЫ

Принцип работы тепловой трубы проиллюстрирован на рис. 1.

 

Рис. 1. Схема принципа работы и циркуляции рабочей жидкости термосифона.

Fig. 1. Diagram of the operating principle and circulation of the working fluid in a thermosiphon.

 

Компоненты тепловой трубы включают: герметичный корпус (стенка трубы и торцевые крышки), фитильная конструкция и небольшое количество рабочей жидкости, находящейся в равновесии с собственным паром. В тепловых трубах могут быть использованы такие типы рабочих жидкостей, как вода, ацетон, метанол, аммиак, натрий, фреоновые смеси (в зависимости от требуемой рабочей температуры). Основные части тепловой трубы (по длине): секция испарителя, адиабатическая (транспортная) секция, секция конденсатора (см. рис. 1). В тепловой трубе может быть несколько источников теплоты с адиабатическими секциями (или без них) в зависимости от способа применения и конструкции. Теплота, подаваемая извне на секцию испарителя, проводится через стенку трубы и фитильную конструкцию, где расходуется на испарение рабочей жидкости с увеличением давления пара. Пар под давлением поступает через адиабатическую секцию в конденсатор, где конденсируется с выделением скрытой теплоты испарения в предусмотренный для этих целей теплоотвод. Под действием капиллярного давления, создаваемого менисками в фитиле, конденсированная жидкость перекачивается обратно в секцию испарителя. Поэтому при обеспечении достаточного капиллярного давления для возврата конденсата обратно в испаритель применением тепловой трубы возможно непрерывное транспортирование скрытой теплоты испарения от испарителя к конденсатору [3, 4].

Термин «тепловая труба» также используется для описания устройств с высокой теплопроводностью, в которых возврат конденсата обеспечивается альтернативными способами, например центростремительной силой, осмосом или электрогидродинамикой (табл. 1).

 

Таблица 1. Способы возврата конденсата и вид тепловой трубы

Table 1. Condensate return methods and the type of heat pipe

Способ возврата конденсата	Вид тепловой трубы
Капиллярной силой	Стандартная
Центростремительной силой	Вращающаяся
Электрокинетическими силами	Электрогидродинамическая
Магнитными силами	Магнитогидродинамическая
Осмотическими силами	Осмотическая
Гравитационной силой	Термосифон
Пузырьковым насосом	Обратный термосифон

 

В теории тепловых труб внутренние тепловые процессы, протекающие в них, рассматриваются как термодинамический цикл, подчиняющийся первому и второму законам термодинамики. Количество теплоты Q_in подается в систему тепловых труб при средней температуре испарителя T_e. При постоянной работе такое же количество теплоты отводится при более низкой средней температуре конденсатора T_с. Внутри тепловой трубы производится работа, которая затем полностью расходуется для преодоления гидродинамических потерь в системе. Тепловая энергия преобразуется в механическую энергию за счет изменения фазы на границе раздела жидкость–пар путем создания напора давления.

Рабочее тело поступает в испаритель в виде жидкость высокого давления при температуре T₁ и выводится при температуре T₂ (в виде насыщенного пара) или T₂’ (в виде перегретого пара). Пар проходит паровой канал от испарителя к конденсатору под действием перепада давления пара в секциях испарителя и конденсатора (рис. 2, процесс 2–3 или 2–2’–3).

Затем пар поступает в секцию конденсатора в виде насыщенного пара или смеси жидкости и пара. Конденсат поступает в адиабатическую секцию в виде насыщенной жидкости (находящейся в равновесии с собственным паром при определенной температуре).

Из адиабатической секции жидкость поступает в испаритель при отрицательном перепаде давления вследствие сочетания воздействий капиллярной откачки и объёмных сил для завершения цикла. Работа, выполняемая с рабочей жидкостью во время ее циркуляции по тепловой трубе (см. рис. 2, цикл 1–4), представляет собой область, ограниченную диаграммой зависимости температуры от энтропии. Согласно второму закону термодинамики преобразование тепловой энергии в кинетическую связано с отводом теплоты при температуре ниже высокотемпературного резервуара в системе с коэффициентом полезного действия (КПД) менее 100%. В большинстве тепловых труб сквозная разница температур невелика по сравнению с теплообменниками других типов, однако даже идеальная тепловая труба не может быть полностью изотермической (это было бы нарушением второго закона термодинамики).

 

Рис. 2. Диаграмма термодинамического цикла тепловой трубы.

Fig. 2. Thermodynamic cycle of a heat pipe.

 

ВЫБОР КОНФИГУРАЦИИ ТЕПЛООБМЕННИКА С ТЕПЛОВЫМИ ТРУБАМИ

На начальном этапе проектирования теплообменника с тепловой трубой (ТТ) необходимо:

• исследовать и определить следующие рабочие параметры: тепловую нагрузку и геометрию источника теплоты, расположение теплоотвода, расстояние и ориентацию проектируемой тепловой трубы относительно источника теплоты, условия окружающей среды;
• подобрать основные компоненты тепловой трубы: рабочую жидкость, совместимый с рабочей жидкостью материал корпуса трубы, структуру фитиля;
• определить форму и габаритные размеры тепловой трубы.

В работе [5] предложена методология проектирования теплообменника с тепловой трубой (рис. 3). Процесс математического описания такого теплообмена является достаточно сложной процедурой с множеством качественных оценок и количественных расчётов.

 

Рис. 3. Блок-схема общей методологии теплового и гидравлического проектирования тепловой трубы.

Fig. 3. Block diagram of the general methodology for thermal and hydraulic design of a heat pipe.

 

ВЫБОР МАТЕРИАЛА КОРПУСА ТЕПЛОВОЙ ТРУБЫ

Основным фактором при выборе рабочей жидкости является диапазон рабочих температур ее паров. Одному диапазону может соответствовать несколько возможных рабочих жидкостей, при этом необходим учет множества характеристик для определения оптимального варианта. Основные требования к рабочей жидкости: совместимость с материалами фитиля и корпуса; высокая термическая стабильность; оптимальное давление пара (не слишком высокое или низкое в диапазоне рабочих температур); высокая скрытая теплота испарения; высокая теплопроводность; низкая вязкость жидкости и пара; высокое поверхностное натяжение; приемлемая температура замерзания или застывания.

Рабочие жидкости, свойства которых подходят для применения в СКВ: ацетон, вода, R134a, R404A.

ФИТИЛЬ ТЕПЛОВОЙ ТРУБЫ

Фитильная конструкция внутри тепловой трубы выполняет следующие функции: создание капиллярного напора для перемещения жидкости из конденсатора в испаритель; распределение жидкости по всему корпусу тепловой трубы; передача теплоты, вследствие теплопереноса, от внутренней стенки корпуса к поверхности раздела жидкость–пар.

Максимальный капиллярный напор, развиваемый фитилем, увеличивается с уменьшением размеров пор в фитиле.

При проектировании тепловой трубы одной из главных задач является выбор оптимальной толщины фитиля. Теплопередающая способность тепловой трубы повышается при увеличении толщины фитиля, однако повышенное радиальное тепловое сопротивление фитиля, создаваемое на этом этапе, будет влиять на ограничение ее производительности и на снижение допустимого максимального теплового потока испарителя. Общее тепловое сопротивление испарителя также зависит от теплопроводящих характеристик рабочей жидкости в фитиле. Таким образом, фитиль необходимо выбирать с учетом обеспечения необходимого проточного канала для возврата жидкости из конденсатора в испаритель тепловой трубы, с учетом создания капиллярного давления в поверхностных порах на границе раздела жидкость–пар, а также с учетом обеспечения теплового потока от внутренней стенки контейнера к границе раздела жидкость–пар.

Требования к фитильной структуре для обеспечения высокой теплопередающей способности – большая проницаемость K и малый радиус капиллярных пор r_c, что следует из уравнения для расчёта коэффициента теплопередачи капилляра

$QLcapillar{y}_{\max }=2\left(\frac{\sigma {\rho }_1\lambda }{{\mu }_1}\right)\left(\frac{K}{r_c}\right)\left(2\pi r_V{t}_W\right),$ (1)

где σ — коэффициент поверхностного натяжения; ρ₁ — плотность жидкости, кг/м³; λ — скрытая теплота парообразования; μ₁ — динамическая вязкость жидкости; K — эффективная проницаемость фитиля, м^–2; r_c — эффективный радиус пор, м; r_V — радиус поперечного сечения паровой области, м; t_W — толщина фитиля, м.

В правой части уравнения (1) первый множитель в скобках отражает свойства жидкости, второй — свойства фитиля, третий — площадь поперечного сечения фитиля.

Однородные фитили изготавливаются из одного типа материала или с использованием одной технологии механической обработки. Сетчатый фитиль (wrapped screen) — самый простой и распространенный тип фитильной конструкции — состоит из металлической или тканевой материи, оборачиваемой вокруг стержня и вставляемой в тепловую трубу. После размещения в трубе стержень снимается, оставляя фитиль, удерживаемый на внутренней стороне стенки трубы натяжением обернутого экрана (для металлической материи) или вставленной в тепловую трубу пружиной (для тканевой материи). Капиллярное давление, создаваемое сетчатым фитилем, определяется размерами прямоугольных пор между отдельными нитями. Проницаемость определяется числом обертываний и их неплотностью (через кольцевые зазоры может протекать конденсат).

В композитных фитильных структурах сочетаются преимущества небольших пор (для создания высоких давлений капиллярного перекачивания жидкости) и больших пор (для увеличения проницаемости пути возврата жидкости). Самый простой тип композитного фитиля — сетчатый композитный фитиль (Composite Screen) — схожий с однородным (за исключением использования двух экранов с разными размерами пор). Несколько оболочек экрана (с большим размером пор) «прилегают» к внутренней стенке трубы для обратного пути жидкости, а одна оболочка экрана (с гораздо меньшим размером пор) помещается рядом с паровым пространством для создания высоких капиллярных давлений. Поскольку экраном эффективно разделяются потоки жидкости и пара, унос жидкости в поток пара за счет межфазного сдвига практически исключается. Кроме того, композитный фитиль может применяться в неблагоприятных гравитационных полях (при которых сила тяжести направлена против направления движения рабочей жидкости), т.к. экраном создается необходимое капиллярное давление [6].

ВЫБОР МАТЕРИАЛА КОРПУСА ТЕПЛОВОЙ ТРУБЫ

При проектировании тепловой трубы важен учет совместимости материалов фитиля и контейнера с рабочими жидкостями во избежание химической реакции или разложения рабочей жидкости, а также коррозии или эрозии контейнера или фитиля.

При коррозии и эрозии контейнера и фитиля возможны изменение угла смачивания жидкостью, изменение проницаемости или размера капиллярных пор фитиля, а также осаждение твердых частиц (образующихся в результате коррозии и эрозии и переносимых потоком жидкости) в области испарителя.

ОГРАНИЧЕНИЯ ПО ПЕРЕНОСУ ТЕПЛОТЫ ТЕПЛОВЫХ ТРУБ

При проектировании ТТ необходимо учитывать пять основных ограничений на перенос ими теплоты (рис. 4), которые не зависят от типа ТТ. Эти пределы являются функциями многих переменных, включающих рабочую температуру, параметры фитиля, свойства жидкости и т.д.

 

Рис. 4. Диаграмма рабочих пределов тепловой трубы: 1–2 — предел вязкости; 2–3 — предел скорости звука; 3–4 — предел уноса рабочей жидкости; 4–5 — капиллярный предел; 5–6 — предел кипения рабочей жидкости.

Fig. 4. Diagram of the operating limits of a heat pipe: 1–2 — viscosity limit; 2–3 — sound speed limit; 3–4 — working fluid carryover limit; 4–5 — capillary limit; 5–6 — working fluid boiling limit.

 

Предел вязкости (давление пара)

В длинных трубах при низких температурах давление пара также низко, и влияние вязкого трения на поток пара может преобладать над силами инерции. Силы вязкости препятствуют потоку пара внутри тепловой трубы и, следовательно, ограничивают теплопередачу по трубе. Это может возникать из-за того, что тепловая труба работает вблизи тройной точки с очень низким давлением пара — тогда необходимо использовать другую рабочую жидкость. Далее приведена формула переноса теплоты с учетом давления пара (вязкой жидкости):

$Qv{p}_{\max }=\frac{\pi r_V^4{h}_{fg}{\rho }_{Ve}{P}_{Ve}}{12{\mu }_{Ve}{l}_{eff}},$ (2)

где r_V — радиус поперечного сечения паровой области, м; h_fg — скрытая теплота испарения, Дж/кг; ρ_Ve — плотность пара в испарителе, кг/м³; P_Ve — давление пара в испарителе, Па; μ_Ve — вязкость пара в испарителе; l_eff — эффективная длина тепловой трубы, м.

Предел скорости звука

При низком давлении пара скорость пара достигает скорости звука на выходе испарителя. Звуковой предел обусловлен тем фактом, что при низкой плотности пара соответствующий массовый расход в тепловой трубе может приводить к очень высоким скоростям пара — при этом возможно «состояние удушья» в канале для потока пара. Тогда при дальнейшем снижении давления в конденсаторе поток пара перекрывается, что ограничивает скорость потока пара. Основная причина данного ограничения — слишком большая мощность испарителя при слишком низкой рабочей температуре рабочей жидкости (на практике это заметно во время запуска тепловой трубы). Предел переноса теплоты внутри тепловой трубы с учетом максимальной скорости звука определяется формулой:

$Q{s}_{\max }=\mathrm{0,474}{A}_V{h}_{fg}{\left({\rho }_V{P}_V\right)}^{1/2},$ (3)

где A_V — площадь поперечного сечения паровой области, м²; ρ_V — плотность пара на выходе испарителя тепловой трубы, кг/м³; P_V — давление пара на выходе испарителя тепловой трубы, Па.

Капиллярный предел

Капиллярная структура фитиля обеспечивает циркуляцию выбранной рабочей жидкости до определенного предела, дальнейшее увеличение расхода циркулирующей жидкости ограничивается гравитационными, паровыми и жидкостными перепадами давления. Капиллярный предел зависит от выбора фитиля, проницаемости его структуры и свойств рабочей жидкости. Предел капиллярного переноса теплоты определяется формулой:

$Q{c}_{\max }=\left(\frac{{\rho }_1{\sigma }_1{h}_{fg}}{{\mu }_1}\right)\left(\frac{A_{W}K}{l_{eff}}\right)\left(\frac{2}{r_{c,e}}-\left(\frac{{\rho }_1}{{\sigma }_1}\right)g{L}_t\cos \psi \right),$ (4)

где ρ₁ — плотность жидкости, кг/м³; σ₁ — коэффициент поверхностного натяжения жидкости, Н/м; h_fg — скрытая теплота испарения, Дж/кг; μ₁ — вязкость жидкости, кг/(м·с); A_W — площадь поперечного сечения фитиля, м²; K — эффективная проницаемость фитиля, м^–2; g — сила тяжести, м/с³; L_t — длина тепловой трубы, м; r_c,e — эффективный радиус пор, м.

Предел уноса рабочей жидкости

При слишком сильном напоре потока пара жидкость (при течении в направлении, противоположном направлению потока пара) отделяется указанным потоком от фитиля. Если сила сдвига превышает удельное поверхностное натяжение жидкости, то потоком пара увлекаются мелкие капли жидкости (неустойчивость Кельвина–Гельмгольца) — при этом увеличивается циркуляция жидкости, но не теплопередача по трубе. Если капиллярная сила «не выдерживает» увеличенный поток, возможно пересыхание фитиля в испарителе. Причиной этого может быть нехватка парового пространства для заданной мощности тепловой трубы. Предел переноса теплоты определяется по формуле:

$Q_{e\max }=A_V{h}_{fg}{\left(\frac{{\rho }_V{\sigma }_1}{2r_{c.ave}}\right)}^{1/2},$ (5)

где A_V — площадь поперечного сечения паровой области, м²; ρ_V — плотность пара в испарителе, кг/м³; σ₁ — коэффициент поверхностного натяжения жидкости, Н/м; r_c.ave — средний радиус пор, м.

КИПЕНИЕ РАБОЧЕЙ ЖИДКОСТИ

При высоких температурах может происходить раннее закипание c образованием пузырьков пара в слое жидкости, закупориванием пор фитиля пузырьками и уменьшением потока пара. Кроме того, при наличии пузырьков уменьшается теплопроводность через слой жидкости, что ограничивает передачу теплоты (осуществляемую только теплопроводностью) от оболочки тепловой трубы к жидкости [7].

Предельная теплота кипения рабочей жидкости определяется по формуле

$Q_{b\max }=\frac{4\pi l_{eff}{T}_V{\sigma }_V}{h_{fg}{\rho }_1\ln \left(r_i/r_V\right)}\left(\frac{1}{r_n}-\frac{1}{r_{c,e}}\right),$ (6)

где T_V — температура пара, К; σ_V — коэффициент поверхностного натяжения, Н/м; h_fg — скрытая теплота испарения, Дж/кг; ρ_l — плотность жидкости, кг/м³; r_i — внутренний радиус трубки, м; r_V — радиус поперечного сечения паровой области, м; r_n — радиус области кипения жидкости, м; r_c,e — эффективный радиус пор, м.

ПРИМЕРЫ РАСЧЁТА И ПРОЕКТИРОВАНИЯ ТТ ОТ КОМПАНИЙПРОИЗВОДИТЕЛЕЙ И АВТОРОВ СТАТЕЙ

В результате поиска информации о проектировании тепловых труб было выявлено несколько компаний, занимающиеся производством оборудования для СКВ: Karyer (Турция), Clima Gold (Польша) и ACT (США), в ассортименте которых представлены теплообменники с тепловыми трубами.

Компанией ACT (США) в открытом доступе представлена информация по применению тепловых труб не только в СКВ, но и в космических аппаратах, и в охлаждении микроэлектроники: ресурсы, описывающие метод проектирования ТТ; примеры внедрения на реальных объектах (стадионы, отели, торговые центры, университеты и т.д.); патенты; брошюры и техническая документация. Выбрать и рассчитать конфигурацию тепловой трубы для требуемых параметров СКВ, а также задать начальные параметры теплообменника возможно с применением программы подбора.

Компания ACT производит теплообменники на основе тепловых труб для СКВ с конструкционными особенностями схем в зависимости от способа применения.

Типовая схема с тепловыми трубами воздух — воздух применяется в приточно-вытяжных установках (центральных кондиционерах) в качестве теплоутилизатора с раздельным или близким расположением потоков воздуха. Достоинства данной схемы: малый срок окупаемости (менее 20 месяцев); пассивная система (не требуется постоянного технического обслуживания); отсутствуют подвижные части; нет перекрёстного загрязнения воздушных потоков; используется энергия здания для предварительного охлаждения или подогрева в противоточных или сплит-системах.

Типовая схема с разделённым контуром и насосом в летний период работает в режиме термосифона, в зимний период для перемещения хладагента из зоны конденсации в зону испарения используется насос. Достоинства схемы с использованием насоса: возможность применения в больших системах и на больших расстояниях; энергоэффективность; возможность дополнительного контроля температуры (без применения байпаса); возможность контроля производительности; компактность; отсутствие перекрёстного загрязнения воздушных потоков.

Примеры расчёта теплообменника с тепловыми трубами представлены в приложении к учебнику [7], где не полностью, но достаточно подробно отражены процессы проверки работоспособности выбранной конфигурации теплообменника.

ПРИМЕНЕНИЕ ТЕПЛОВОЙ ТРУБЫ В СКВ

Теплообменники в виде тепловой трубы в СКВ применяются, когда недопустимо применение рекуператоров роторного типа в связи с недопустимостью смешения, перетекания вытяжного и приточного воздушных потоков; когда невозможно использование пластинчатых рекуператоров в связи с ограниченностью размеров вентиляционного агрегата (т.к. агрегаты с тепловой трубой более компактны); когда в воздухе помещений содержится большое количество влаги (в бассейнах, аквапарках и т.д.).

На рис. 5 приведена схема СКВ с применением тепловой трубы. Данная схема, разработанная для обеспечения кабинетов кафедры университета свежим приточным воздухом, работает в двух режимах: в зимнем режиме — для нагрева наружного воздуха до комфортной температуры, в летнем режиме — для охлаждения наружного воздуха до минимальной требуемой температуры приточного воздуха [8].

 

Рис. 5. Схема системы кондиционирования воздуха с применением тепловой трубы.

Fig. 5. Example of an air conditioning system using a heat pipe.

 

Результаты сравнения характеристик теплоутилизаторов трёх типов (пластинчатого, роторного и в виде тепловой трубы) на основе параметров работы реальных установок приведены в табл. 2.

 

Таблица 2. Сравнение характеристик теплоутилизаторов

Table 2. Comparison of the characteristics of heat exchangers

Тип теплоутилизатора	Расход воздуха, м3/ч	Температура воздуха, °С		Эффективность теплоутилизации, %	Тепловая мощность, кВт	Температура воздуха после теплоутилизатора, °С
		наружного	вытяжного
Пластинчатый	3000	–20	+20	55,0	22,2	2,1
Роторный	3000	–20	+20	68,3	34,3	7,3
Тепловая труба	3000	–20	+20	63,0	30,5	5,3

 

Из данных табл. 2 следует: СКВ с теплоутилизатором в виде тепловой трубы при заданных одинаковых начальных параметрах более эффективна, чем аналогичная система с пластинчатым рекуператором, но менее эффективна в сравнении с роторным регенератором [9].

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

Преимущества использования тепловых труб в СКВ для утилизации теплоты: нет перекрёстного загрязнения воздушных потоков; нет движущихся частей; не требуется постоянного технического обслуживания; лёгкость монтажа; большая теплообменная площадь в единице объёма; возможность рекуперации теплоты при малых разностях температур; реверсивность системы; пассивность системы (не требуется дополнительной электроэнергии).

При анализе различных методик проектирования тепловых труб выявлено: при расчёте необходимо учитывать множество различных факторов, параметров жидкости и пара, параметров проницаемости фитиля, что является объяснением редкого применения тепловых труб для утилизации теплоты; проектирование тепловой трубы — нетривиально и описание универсального поэтапного процесса создания теплообменника такого типа представляет определенную сложность.

В связи с изложенным направление для исследований применения теплоутилизаторов на основе тепловых труб является перспективным, однако в настоящее время применение теплоутилизаторов данного типа (по сравнению с применением других регенеративных и рекуперативных теплообменников) ограничивается сложностью проектирования и производства.

ДОПОЛНИТЕЛЬНАЯ ИНФОРМАЦИЯ

Вклад авторов. Все авторы внесли существенный вклад в разработку концепции, проведение исследования и подготовку статьи, прочли и одобрили финальную версию перед публикацией.

Источник финансирования. Отсутствуют.

Раскрытие интересов. Авторы заявляют об отсутствии отношений, деятельности и интересов за последние три года, связанных с третьими лицами (коммерческими и некоммерческими), интересы которых могут быть затронуты содержанием статьи.

Оригинальность. При создании настоящей работы авторы использовали ранее опубликованные сведения (текст, иллюстрации, данные) с разрешения правообладателей.

Доступ к данным. Редакционная политика в отношении совместного использования данных к настоящей работе не применима, новые данные не собирали и не создавали.

Генеративный искусственный интеллект. При создании настоящей статьи технологии генеративного искусственного интеллекта не использовали.

Рассмотрение и рецензирование. Настоящая работа подана в журнал в инициативном порядке и рассмотрена по обычной процедуре. В рецензировании участвовало два внешних рецензента.

ADDITIONAL INFORMATION

Author contributions: All the authors made substantial contributions to the conceptualization, investigation, and manuscript preparation, and reviewed and approved the final version prior to publication.

Funding sources: No funding.

Disclosure of interests: The authors have no relationships, activities or interests for the last three years related with for-profit or non-profit third parties whose interests may be affected by the content of the article.

Statement of originality: When creating this work, the authors used previously published information (text, illustrations, data) with permission from the copyright holder.

Data availability statement: The editorial policy regarding data sharing is not applicable to this work, and no new data has been collected or created.

Generative AI: Generative AI technologies were not used for this article creation.

Provenance and peer-review: This work was submitted to the journal on its own initiative and reviewed according to the usual procedure. The peer review process involved two external reviewers.

About the authors

Anton A. Zharov

Bauman Moscow State Technical University

Author for correspondence.
Email: zharov_a@bmstu.ru
ORCID iD: 0000-0001-9945-0850
SPIN-code: 8581-1809

Cand. Sci. (Engineering)

Russian Federation, Moscow

Artem V. Borisenko

Bauman Moscow State Technical University

Email: borart@bmstu.ru
ORCID iD: 0000-0002-4818-3702
SPIN-code: 2859-5006

Cand. Sci. (Engineering)

Russian Federation, Moscow

Anna V. Valiakina

Bauman Moscow State Technical University

Email: kholodtech@eco-vector.com
ORCID iD: 0000-0002-7709-1209
SPIN-code: 7679-2022

Cand. Sci. (Engineering), Assistant Professor

Russian Federation, Moscow

Sevastian M. Timashpolskiy

Hydrogen Technologies Center

Email: timsevmih@yandex.ru
ORCID iD: 0000-0001-5908-8105
Russian Federation, Moscow

Ian M. Timashpolskiy

Bauman Moscow State Technical University

Email: ian.timash@yandex.ru
ORCID iD: 0000-0003-3774-1825
Russian Federation, Moscow

References

Supplementary files