Воздухо-воздушные теплообменники

R. Besant, C. Simonson, Американское общество инженеров по отоплению, охлаждению и кондиционированию воздуха (ASHRAE)

Эти вопросы совсем не простые, поскольку при проектировании систем климатизации должны учитываться многие факторы. Кроме того, речь идет не просто о системе, которая должна надежно работать для покрытия максимальных летних и зимних нагрузок. В системе климатизации, разработанной для обеспечения наибольшей эффективности, предполагается использование утилизации теплоты, высокопроизводительных устройств, определенных методов и средств оптимизации.

В настоящей статье рассматриваются воздухо-воздушные устройства, экономически эффективно использующие вторичные источники теплоты в здании и являющиеся частью системы климатизации, которая может содержать один или несколько теплообменников, а также обычное оборудование для систем вентиляции и обеспечения комфортных параметров микроклимата помещений.

Для всех внутренних помещений, в которых находятся люди, необходима система вентиляции. Результаты последних исследований показывают, что существует заметная связь между качеством микроклимата помещений (температурой, влажностью, газовым составом воздуха) и производительностью труда людей, находящихся в здании. В настоящее время, используя различные воздухо-воздушные теплообменники, возможно поддерживать хорошее качество воздуха и комфортные условия в помещениях при меньших эксплуатационных и капитальных затратах по сравнению с традиционными системами климатизации.

Теплообменники

Теплообменники производят перенос ощутимой (явной) энергии благодаря разности температур на поверхностях.

Воздухо-воздушные теплообменники применяются в системах климатизации уже более 100 лет.

В вентиляционных установках обычно используется несколько типов воздухо-воздушных теплообменников: пластинчатые, с тепловой трубой, вращающиеся (регенеративные) и циркуляционные с водным раствором гликоля (табл. 1). Эти устройства характеризуются большой площадью теплообменной поверхности на единицу объема (например, от 100 до 4 000 м²/м³) и изготавливаются из недорогих материалов, не вступающих в реакцию с конденсатом из уходящего воздуха или водяного пара.

Для оценки производительности теплообменников используются такие показатели, как тепловая эффективность, падение давления, перетекание вытяжного воздуха в приточный и утечки приточного воздуха.

Тепловая эффективность характеризуется коэффициентом эффективности переноса ощутимой (явной) энергии ε_s, определяемым в установившемся состоянии как отношение:

(1)

где C_s = m_cp — массовый расход приточного (s) или вытяжного (е) воздуха, умноженный на удельную теплоемкость;

C_min — меньшая из величин C_s и C_e; ∆t_s = t₁ — t₂; ∆t_max = t₁ — t₃;

Индексы 1, 2, 3 и 4 относятся к потокам воздуха, обозначенным на рис. 1. Вообще, все цифровые индексы, используемые в этой статье, относятся к потокам, обозначенным на рис. 1, за исключением потоков, используемых в примерной конструкции и связанных с местами, определенными на рис. 2.

На рис. 1 показана схема одного из таких устройств с потоками приточного и вытяжного воздуха.

При с_p = const можно записать:

(2)

Значение ε_s, лежащее в пределах от нуля до единицы (0 ≤ ε_s≤ 1,0) увеличивается с возрастанием площади поверхности теплообмена и уменьшается с ростом скорости воздушного потока в сечении. В системах климатизации со сбалансированными потоками приточного и вытяжного воздуха значения этого показателя выше 0,85 неприемлемы с экономической точки зрения. В табл. 1 представлены типичные значения ε_s для каждого типа теплообменников. Для конкретного воздухо-воздушного теплообменника значение ε_s определяется в независимой испытательной лаборатории.

Рисунок 1.  Теплообмен между потоками приточного и вытяжного воздуха

Падение давления на воздуховоздушном теплообменнике не обязательно должно быть одинаковым для потоков приточного и вытяжного воздуха. Этот показатель для обоих потоков должен задаваться для всех значений скорости в сечении и температуры на входе. Типичные значения падения давления для каждого типа теплообменников представлены в табл. 1. Эти значения должны определяться в независимой лаборатории.

Рисунок 2.  Воздухообмен, тепло- и влагообмен

Перетекание вытяжного воздуха в приточный характеризуется коэффициентом передачи вытяжного воздуха (EATR, Exhaust Air Transfer Ratio), представляющего собой долю вытяжного (рециркуляционного) воздуха, перетекающего в приточный воздух в теплообменнике. Меньшее значение коэффициента EATR лучше, чем большее. Однако умеренные значения этого коэффициента могут быть приемлемы во многих случаях, когда в помещения подается смесь наружного и рециркуляционного воздуха, хотя это может потребовать и увеличения расхода вентиляционного воздуха для достижения нужного эффекта. Перетекание вытяжного воздуха в приточный существенно увеличивает долю рециркуляционного воздуха, подаваемого во внутренние помещения здания, поэтому в чистых комнатах больниц и исследовательских лабораторий даже небольшое значение EATR, отличное от нуля, может быть неприемлемым. Для сбалансированных по массе потоков воздуха выполняется следующее соотношение:

(3)

где с_i представляет собой концентрацию инертного пробного газа в воздушном потоке i (рис. 1). Значения коэффициента передачи вытяжного воздуха могут замеряться в независимой лаборатории. Типичные значения этого коэффициента приведены в табл. 1.

Таблица 1 (подробнее) Сравнительные характеристики воздухо-воздушных теплообменников

С помощью поправочного коэффициента для наружного воздуха (OACF, Outside Air Correction Factor) учитываются утечки приточного воздуха в воздуховоде воздухо-воздушного устройства. Для сбалансированных по массе потоков воздуха этот коэффициент равен:

(4)

При постоянной плотности подаваемого воздуха этот коэффициент равен отношению объемных расходов (рис. 1). Типичные значения поправочного коэффициента для наружного воздуха представлены в табл. 1 (при условии отсутствия утечек вытяжного воздуха в приточный). Если поправочный коэффициент больше 1, воздух переносится от впускного отверстия приточного воздуха к выпускному отверстию вытяжного воздуха и, таким образом, для обеспечения требуемого воздухообмена внутри здания подача наружного воздуха должна быть соответственным образом увеличена.

В холодную погоду в воздухо-воздушном теплообменнике любого типа может образовываться конденсат или наблюдаться промерзание оборудования, хотя различные технологии могут обладать разной устойчивостью к этим неблагоприятным явлениям. Если выпадение конденсата может иметь место при расчетных условиях, необходимо обеспечить дренаж для конденсата. Если замораживание может ухудшить работу системы вентиляции или повредить оборудование, необходимо установить систему контроля замораживания. Такой контроль может обеспечиваться при помощи различных методов, включая байпасирование приточного воздуха, применение дросселирования, предварительный подогрев воздуха, контроль скорости вращения вращающегося (регенеративного) теплообменника. Производитель должен решить проблему контроля замораживания для установок, применяемых в условиях холодного климата.

Рисунок 3.  Воздухообмен, тепло- и влагообмен при помощи роторного осушителя

Влагообменники

Роторные осушители, покрытые влагопоглотителем, предназначенные для осушения влажного воздуха, были запатентованы в 1974 году. Они широко применяются в установках с утилизацией теплоты. Могут использоваться различные типы влагопоглощающих покрытий, каждое из которых имеет свои достоинства и недостатки. Наиболее часто используются молекулярное сито 4А (ангстрема) и силикагель.

При теплой и влажной погоде одним из наиболее естественных методов уменьшения влажности воздуха является использование адсорбции водяного пара из воздуха, подаваемого в здание, и десорбции этой влаги потоком теплого вытяжного воздуха. Для ограничения передачи тепла в приточный воздух из вытяжного воздуха может быть использована небольшая секция продувки. Такие, покрытые влагопоглотителем роторные осушители поглощают водяной пар довольно медленно. Они обычно вращаются со скоростью менее 1 оборота в минуту, и для них необходима большая площадь поверхности влагообмена на единицу массового расхода подаваемого воздуха.

Чем выше температура вытяжного воздуха, тем меньшая поверхность необходима для регенерации. Часто она занимает только небольшую долю всей поверхности диска.

Таблица 2 (подробнее) Сравнительные характеристики тепловлагообменников

Для оценки эффективности роторных осушителей воздуха с влагопоглощающим покрытием часто используется коэффициент полезного действия (СОР). Этот коэффициент является отношением количества скрытой энергии, отводимой от приточного воздуха, к количеству энергии, необходимой для нагрева вытяжного воздуха. Обычные значения этого коэффициента лежат в пределах от 0,4 до 1, как можно видеть из данных табл. 2. Кроме того, можно определить СОР в форме, аналогичной выражению показателя тепловой эффективности теплообменников. Коэффициент эффективности влагообмена em роторных осушителей выражается как:

(5)

где ∆W_s = W₁ — W₂ выражает уменьшение удельной влажности в приточном воздухе, а ∆W_max = W₁ — W₃ выражает максимальное снижение удельной влажности в регенераторе (рис. 1). Так как между потоками воздуха имеется большая разность температуры, эффективность влагообмена может превышать 100 %, но для этого необходима большая затрата энергии, что выражается в низком значении СОР.

Для полной характеристики теплообменников должны использоваться и другие показатели их эффективности (например, падение давления, коэффициент передачи вытяжного воздуха и поправочный коэффициент для наружного воздуха). В табл. 2 приведены типичные значения этих показателей.

Известно, что влагопоглотители, наряду с водяным паром, имеют значительное родство со многими другими газами и парами. Поэтому влагопоглотители могут использоваться в роторных осушителях для ассимиляции некоторых нежелательных загрязнителей, имеющихся в приточном воздухе, таких как летучие органические смеси и, возможно, некоторые токсичные газы и пары. Выбор материала для влагопоглощающего покрытия становится более сложным, поскольку эффективность ассимиляции каждого газообразного или парообразного химического вещества зависит от типа влагопоглотителя и условий регенерации. В некоторых установках в качестве покрытий роторного осушителя могут использоваться влагопоглотители нескольких типов, поглощающие и водяной пар, и некоторые другие газы. В этом случае коэффициент эффективности (значение ε_ci, аналогичное приведенному в уравнении (5) должен определяться для концентрации c_i каждого химического вещества, удаляемого из приточного воздуха. По аналогии можно записать:

(6)

Тепловлагообменники

Роторный рекуператор, используемый как для тепло-, так и для влагообмена между приточным и вытяжным воздухом, был запатентован в 1978 году. Так как основной целью систем климатизации является поддержание требуемой температуры и влажности воздуха в помещении при обеспечении должной вентиляции, такой рекуператор может охлаждать и осушать приточный воздух в летнее время и подогревать и увлажнять в зимнее. Потенциальная экономия при охлаждении и осушении приточного воздуха летом при помощи роторных рекуператоров может быть настолько большой, что могут быть не только снижены эксплуатационные затраты, но и уменьшена мощность чиллера и котла.

Скорость вращения большинства рекуператоров с влагопоглощающим покрытием варьируется в диапазоне от 20 до 60 об/мин. Такая скорость необходима для достижения хороших показателей эффективности теплообмена (например, в пределах 60 < ε_s < 85 %). Следовательно, влагопоглощающие покрытия должны быть способны поглощать влагу приблизительно в 100 раз интенсивнее, чем роторные осушители с влагопоглощающим покрытием, предназначенные только для осушения воздуха, оптимальная скорость вращения которых составляет менее одного оборота в минуту.

В табл. 2 содержатся показатели эффективности роторных рекуператоров. Эти данные включают в себя семь показателей (три показателя эффективности, два показателя падения давления, коэффициенты EATR и OACF). Интересно, что три показателя эффективности, в общем, имеют разные значения. Они различаются, поскольку относятся к разным рабочим условиям. Для приведения всех данных к единым условиям стандарт, разработанный Американским институтом кондиционирования воздуха и холодильной техники (ARI), задает один набор рабочих условий для летних испытаний и другой набор — для зимних. Эти рабочие условия используются при испытаниях всех сертифицируемых теплообменников.

Для сравнения с роторными осушителями в табл. 2 приведены показатели эффективности утилизации энергии (RER) для роторных рекуператоров. Эффективность утилизации энергии (RER) определяется так же, как и степень энергетической эффективности (EER), используемая при сравнении чиллеров, т. е. показатель RER равен количеству утилизируемой в теплообменнике энергии (в условиях испытаний ARI), деленному на сумму общего количества электроэнергии, потребляемой вентиляторами, вспомогательными электродвигателями и нагревателями. Для типичных роторных рекуператоров значения RER варьируются в пределах от 40 до 100.

Пластинчатые теплообменники, способные переносить как водяной пар, так и тепло, используются уже в течение многих лет. Известны два типа влагопроницаемых теплообменных пластин. Пластины первого типа, выполненные из обработанной бумаги, пропускают воду сквозь поверхность, как газ или другую жидкость, благодаря наличию разности парциальных давлений водяных паров в приточном и вытяжном воздухе. Такие теплообменники имеют умеренную эффективность утилизации скрытой энергии (от 30 до 40 %). В теплообменниках второго типа применяются гидрофильные химические вещества, заключенные между очень тонкими влагопроницаемыми пластмассовыми пластинами. В теплообменниках этого типа достигается более высокая эффективность утилизации скрытой энергии. Соответствующие данные приводятся в табл. 2.

Системная интеграция

Раньше в традиционных системах климатизации обычно не использовались воздухо-воздушные теплообменники. Подогрев, охлаждение и осушение (или увлажнение) полностью обеспечивались за счет затрат энергии. В настоящее время в хорошо спроектированных системах климатизации при обработке приточного воздуха часто используются один или несколько воздухо-воздушных теплообменников. Примеры таких систем показаны на рис. 2, который демонстрирует использование рекуператора (8) и теплообменника (10), и на рис. 3, на котором представлена система с теплообменником (10) и роторным осушителем (14).

В системе, показанной на рис. 2, предполагается, что единственным используемым источником утилизируемой энергии является рециркуляционный и вытяжной воздух, в то время как в системе, приведенной на рис. 3, для работы роторного осушителя используется также теплый приточный воздух. Могут применяться и другие источники энергии, такие как горячая вода технологического процесса или пар, но в этом обзоре мы не рассматриваем такие источники. Рециркуляция воздуха (9) присутствует в системах на обоих рисунках, поскольку часто необходимо достижение комфортной температуры приточного воздуха с расходом, при котором обеспечивается хорошее перемешивание воздуха в каждом помещении. Иногда используются увлажнение и испарительное охлаждение воздуха. Эти процессы экономически эффективны, но они также здесь не рассматриваются, поскольку применяются сравнительно редко, и соответствующие устройства не относятся к типу воздухо-воздушных теплообменников.

В системе, представленной на рис. 2, предполагается, что тепло- и влагообмен в устройствах (8) и (10) контролируются направлением потока, зависящим от потенциальной разности температуры и давления водяного пара. Производится контроль электроснабжения вентиляторов (11), оборудования охлаждения (5) и нагрева (6), обеспечивающий необходимый массовый расход приточного воздуха (m), температуру и влажность в точке 7. Заслонки регулируют массовый расход приточного воздуха (m1). Естественно, в какой-либо конкретной системе или при определенных рабочих условиях может использоваться не все указанное оборудование. Часть оборудования может вообще отсутствовать в системе, поскольку оно никогда не будет использоваться или если комфортные параметры микроклимата в помещении достигаются другими методами (например, непосредственным отоплением помещения).

Процесс проектирования системы климатизации является последовательным и итеративным. Он начинается с определения требований к микроклимату помещений и расчетных параметров в летний и зимний периоды для данных климатических условий. Эта последовательность шагов проектирования, включающая определение требований к проекту по минимизации первоначальных затрат и затрат за весь срок службы оборудования, показана на врезке «Процесс проектирования системы климатизации».

Пример

Процесс проектирования системы климатизации наилучшим образом иллюстрируется на простом примере. Для определенного нового здания, расположенного в определенном месте, мы производим оценку первой итерации процесса проектирования, определяем параметры воздухо-воздушных теплообменников, вычисляем ожидаемую экономию мощности охлаждающего и отопительного оборудования и оцениваем ожидаемую годовую экономию энергии, как указано в первых трех шагах, приводимых в табл. 3. В этот пример не включены оценка стоимости всех установленных компонент и определение оптимальной конструкции для обеспечения взвешенного минимума первоначальных затрат и затрат на протяжении всего срока службы, поскольку для их выполнения необходимы дополнительные данные.

Таблица 3 (подробнее) Пиковые значения потребления энергии (t1 (1 %) = 34 °C, t1 (99 %) = –21 °C)

Таблица 4 (подробнее) Потребление энергии

Анализ для системы, указанной на рис. 2.

1. Местоположение здания: Чикаго.

а) Расчетные параметры наружного климата:

     лето:     t₁ (1 %) = 34 °С;

          t₁ по влажному термометру = 23 °С;

     зима:     t₁ (99 %) = –21 °С;

          t₁ по влажному термометру = –21 °С.

б) Параметры приточного воздуха:

     массовый расход    m₇ = 2 кг/с;

                   m₁ = 1 кг/с;

     лето: t₇ = 15 °С, Φ₁ = 0,60,

где Φ — относительная влажность;

     зима: 15 ≤ t₇ ≤ 23 °C, Φ₇ ≥ 0,15.

в) Параметры рециркуляционного воздуха:

     массовый расход    m₈ = 2 кг/с;

                   m₁₂ = 1 кг/с;

     лето: t₈ = 25 °С, f₈ = 0,55;

     зима: t₈ = 23 °С, f₈ = 0,20.

г) Тепловая нагрузка в помещении (обеспечиваемая плинтусными нагревательными приборами) в два раза превышает тепловую вентиляционную нагрузку без утилизации тепла, но имеющую пороговую температуру для здания (т. е. температуру, ниже которой необходимо включать отопление), равную t₁ = 10 °С.

д) Выбор из табл. 1 показателей эффективности воздухо-воздушного теплоообменника. Выбираются высокие, но реальные показатели эффективности для наибольшего увеличения потенциальной экономии энергии:

- ощутимая эффективность энергообменника ε_s,е = 0,75;

- скрытая эффективность энергообменника ε_m,е = 0,75;

- ощутимая эффективность теплообменника ε_s,h = 0,75

2. а) Вычисление интенсивности ощутимого и скрытого теплообмена для подаваемого воздуха при помощи определений эффективности энергообмена:

- интенсивность ощутимого теплообмена на роторном рекуператоре:

(7)

- интенсивность скрытого теплообмена на роторном рекуператоре:

(8)

- интенсивность ощутимого теплообмена на роторном рекуператоре:

(9)

б) Для летних расчетных условий критическая температура воздуха на выходе охлаждающего змеевика t5 определяется температурой и влажностью воздуха, подаваемого в помещение:

в) Определение зимних и летних параметров: окончательные отношения температуры и влажности на каждой станции, конструкция которых задана на рис. 2, определяются при помощи уравнений энергетического баланса. Результаты для зимних и летних расчетных условий приведены на рис. 4 и 5. Предполагается, что летом t₆ = 15 °С, при условии, что теплообменник (10) обеспечивает поддержание этой температуры. Зимой допускается повышение температуры t₆, но только в диапазоне 15 ≤ t₆ ≤ 23 °C. Предполагается также, что подводимая мощность вентилятора имеет пренебрежимо малое влияние на температуру воздуха.

Рисунок 4.  Показатели температуры и влажности при летних расчетных условиях

Рисунок 5.  Показатели температуры и влажности при зимних расчетных условиях

г) Определение потребления энергии зимой и летом.

Из уравнения п. а) получаем значения пикового потребления энергии на отопление и охлаждение зимой и летом. Соответствующие результаты приведены в табл. 3.

Результаты, представленные в табл. 3, демонстрируют значительное уменьшение необходимой мощности чиллера и котла при установке воздухо-воздушных теплообменников. Снижение мощности котла за счет использования таких теплообменников превышает мощность котла, необходимую для подогрева вентиляционного воздуха до расчетных значений. Это означает, что как при зимних, так и при летних расчетных условиях для нагрева воздуха перед его подачей в помещение здания до 16 °С (зимой) и 15 °С (летом) нет необходимости в использовании отопительного оборудования. Таким образом, в системе кондиционирования воздуха можно отказаться от нагревательной спирали (но все-таки необходима система отопления помещений). Для повышения зимой температуры воздуха на станции 5 до температуры подаваемого воздуха 15 °С теплообменник (10) может использоваться только на 30 % своей мощности. Аналогично, зимой требуется только 55 % производительности теплообменника. Поэтому этот теплообменник (10) должен контролироваться в режиме частичной нагрузки в течение всего летнего периода и некоторую часть времени зимой.

При удельной влажности W₁₂ = 1,3 г/кг зимой, скорее всего, могут возникать небольшие проблемы с замораживанием, поскольку удельная влажность насыщения равна 1,2 г/кг при t₁₂ = –13 °C. Для рекуператоров при таких условиях, скорее всего, эксплуатационные проблемы не возникнут, если только наружный воздух не будет перенасыщен, и в этом случае будет необходима защита от замораживания.

е) В табл. 3 приведены показатели дополнительного подогрева и охлаждения для расчетных условий. В последнем столбце даны значения уменьшения установленной мощности оборудования для данного примера. Зимой производительность котла может быть на 44 % ниже, чем в базовой конфигурации без воздухо-воздушных теплообменников. Летом производительность чиллера может быть снижена на 52 %.

3. Расчет годовых энергетических нагрузок производится посредством интегрирования по значениям длительности каждого набора рабочих условий за весь год. Так, без воздухо-воздушного теплообмена количество потребляемой за год энергии на нагрев вентиляционного воздуха равно:

где  для t₇ > t₁.

В табл. 4 представлены результаты таких вычислений для температуры и энтальпии при разных значениях потребления энергии на подогрев приточного воздуха, на отопление и охлаждение помещения, и для общего значения потребления. Эти результаты показывают, что общее потребление энергии для обогрева может быть снижено на 56 % зимой и 100 % летом, при этом достигается общегодовое сокращение потребления энергии на обогрев на 64 %. Общее количество энергии, потребляемое чиллером для охлаждения, может быть снижено на 31 %. Данные табл. 3 и 4 показывают, что воздухо-воздушные теплообменники позволяют отказаться от нагрева вентиляционного воздуха зимой и от подогрева этого воздуха летом. Следовательно, для этого примера экономия энергии, необходимой для нагрева вентиляционного воздуха, равна экономии энергии, необходимой для кондиционирования вентиляционного воздуха в течение всего года при температуре подаваемого воздуха 16 °С зимой и 15 °С летом. Так как поступающий в помещение воздух в отопительный сезон всегда подается при температуре выше 16 °С, плинтусные нагревательные приборы работают с меньшей мощностью, по сравнением со случаем, если бы поступающий воздух имел температуру 16 °С. Таким образом, общее потребление тепловой энергии остается неизменным при любой температуре наружного воздуха. Таким же образом, тепло, приобретаемое приточным воздухом при температуре наружного воздуха меньше 10 °С, снижает общую тепловую нагрузку котла, если температура приточного воздуха остается ниже 23 °С. Данные табл. 4 демонстрируют указанную экономию энергии.

Необходимая дополнительная мощность вентиляторов в результате использования теплообменников (8) и (10) и отказа от вспомогательного отопительного змеевика (13) при общей эффективности вентиляторов 50 % составляет около 180 Вт для электродвигателя вентилятора приточного воздуха и 540 Вт для вытяжного воздуха. Без байпаса в режиме частичной нагрузки для теплообменников эта дополнительная мощность постоянна в течение всего времени работы, в результате чего для заданных показателей расхода и при падении давления 200 Па для каждого воздушного потока в каждом теплообменнике потребление энергии за год равно 6 300 кВт•ч. Для вращения роторного рекуператора требуется дополнительная мощность около 200 Вт, что за год выражается в потреблении 1 750 кВт•ч энергии. Отношение всей сэкономленной в течение года энергии, деленное на дополнительную энергию для вентиляторов и вспомогательных электродвигателей, определяет сезонную эффективность утилизации энергии (SRER), равную 18,8.

Из этих результатов следует:

1. При утилизации тепла вытяжного воздуха и при повышении в результате этого температуры приточного воздуха с 15 до 23 °С приточный воздух приобретает значительное количество энергии (около 20 % всей утилизируемой в системе энергии).

2. Количество сэкономленной энергии для охлаждения составляет только 31 % общего количества энергии, используемой для охлаждения без воздухо-воздушной теплоутилизации, несмотря на тот факт, что ожидаемое понижение холодопроизводительности составляет 52 % (табл. 3). Этот результат, являющийся следствием того факта, что для осуществления утилизации энергии охлаждения энтальпия наружного воздуха должна быть выше энтальпии воздуха в помещении, означает, что чиллер, используемый совместно с воздухо-воздушной теплоутилизацией, работает в более узком диапазоне рабочих параметров и имеет более высокие средние показатели СОР и SEER (сезонную меру энергоэффективности).

Процесс проектирования системы климатизации

1. Перечислить все требования к системам климатизации в здании и все ограничения, включая ограничения на коммунальные затраты всех видов. Спроектировать процесс подачи приточного воздуха с использованием утилизируемой энергии удаляемого воздуха и других воздушных потоков. 2. На основании показателей производительности воздухо-воздушных теплообменников, приведенных в табл. 1 и 2, оценить характеристики каждой станции, а также определить снижение пиковых затрат энергии на тепло- и влагообмен при летних и зимних расчетных условиях. Используя эти результаты, оценить остающуюся величину пикового потребления энергии. 3. На основании оценок средней продолжительности и условий работы при частичной нагрузке оценить годовые энергетические нагрузки и эксплуатационные затраты. 4. На основании известных данных оценить уровень первоначальных затрат или затрат на установленное оборудование для всех компонентов системы. 5. Произвести итерацию шагов 2, 3 и 4, используя вышеуказанные оценки и цены производителей, а также данные производительности сертифицированного оборудования, тарифы на энергию, предоставляемую коммунальными службами, и, возможно, результаты моделирования, направленные на удовлетворение проектных требований по уменьшению капитальных затрат и затрат за весь срок службы.

Обсуждение полученных результатов

В примере вычисления воздухо-воздушной теплоутилизации в системе климатизации, представленной на рис. 2, может быть поставлено множество вопросов типа «что, если…». Что, если бы теплообменник не был установлен? Что, если бы система была в 10 раз больше? Что, если бы эффективность теплообменников была на 10 % ниже? Что будет, если один из теплообменников выйдет из строя? Мы надеемся, что эта статья и изложенный в ней пример способны дать ответы на эти вопросы.

Воздухо-воздушные теплообменники играют важную роль при работе системы как зимой, так и летом. Рассмотренный пример справедлив для систем любого размера, но небольшие системы могут иметь больший период окупаемости.

Если хотя бы один воздухо-воздушный теплообменник обладает значительно меньшей эффективностью, чем было задано при проектировании, система будет работать не так, как ожидалось, и пиковые проектные нагрузки достигнуты не будут. Чтобы избежать этих проблем с оборудованием, проектировщик должен задать условие, что может использоваться только сертифицированное оборудование. Выход из строя воздухо-воздушного теплообменника эквивалентен поломке котла или чиллера, поэтому для поддержания нормальной работы системы вентиляции, особенно при экстремальных зимних или летних условиях, вышедший из строя теплообменник должен быть отремонтирован или заменен в кратчайшие сроки.

В приведенном выше примере наименьшие расходы на установленное оборудование будут включать в себя, наиболее вероятно, затраты на установку теплообменников (10) и рекуператоров (8) (рис. 2) и исключать затраты на отопительный змеевик (6). Следовательно, на первый вопрос этой статьи о том, когда применение воздухо-воздушных теплообменников экономически эффективно, для систем равного или большего размера, по сравнению с системой приводимого примера в Чикаго, следует ответ «всегда». Это, конечно, справедливо при условии, что воздухо-воздушные теплообменники, так же как и котлы и чиллеры, работают в соответствии с их спецификациями.

Для зданий, возводимых в других климатических условиях, и для систем меньшей производительности может потребоваться более детальный анализ стоимости. Оптимизация затрат по всему сроку службы такой системы может позволить проектировщику несколько увеличить эффективность воздухо-воздушного теплообменника и/или расход наружного воздуха (m₁) для дальнейшего повышения годовой экономии и/или качества микроклимата помещений.

Заключение

В системах климатизации применяется несколько типов тепло- и влагообменников. При проектировании воздухо-воздушных теплообменников должны тщательно определяться такие параметры, как местоположение каждого устройства в системе, проектная производительность каждого устройства в условиях работы зимой и летом, общая годовая экономия энергии. При выполнении этих условий на примере системы в Чикаго можно продемонстрировать возможное значительное снижение необходимой мощности котла (на 44 %) и чиллера (на 52 %). При этом отпадает необходимость в каких-либо дополнительных устройствах подогрева приточного воздуха. В результате достигается годовая экономия энергии, составляющая 64 % для котла и 31 % для чиллера, и значительное сокращение эксплуатационных затрат.

 

Перепечатано с сокращениями из журнала «ASHRAE».

Перевод с английского Л. И. Баранова.

Научное редактирование выполнено канд. техн. наук А. Л. Наумовым,

тел. (095) 482-38-10