Новая энергоэффективная схема СКВ для офисных и многофункциональных зданий

М. Г. Тарабанов, канд. техн. наук, директор НИЦ «Инвент», вице-президент НП «АВОК»

Все современные системы кондиционирования воздуха, несмотря на кажущееся многообразие, можно разделить на три основные группы по способу обработки воздуха:

• центральные прямоточные;
• центральные с переменной или постоянной рециркуляцией;
• центральные с местными доводчиками.

В третьей группе в качестве доводчиков могут быть:

• VRV или сплит-системы;
• вентиляторные конвекторы (фэнкойлы);
• эжекционные доводчики;
• моноблоки со встроенными холодильными машинами;
• пассивные и активированные охлаждающие балки.

Выбор того или иного типа СКВ и способа обработки воздуха зависит от многих объективных и субъективных факторов, включая уровень подготовки проектировщиков, однако в последнее время основную роль при выборе наряду со стоимостью начинают играть энергетические показатели: потребляемая мощность, расходы теплоты и холода.

Известно, что в Советском Союзе доля электроэнергии, потребляемой системами кондиционирования и вентиляции, достигала 16–17 % от ее суммарного количества, вырабатываемого всеми электростанциями страны. Сегодня таких оценок никто не приводит, но полагаем, что эта доля не стала меньше, несмотря на значительное сокращение производства. Просто вместо промышленных объектов основными потребителями энергии становятся системы вентиляции и кондиционирования жилых и общественных зданий.

В современных офисных и многофункциональных зданиях в холодный период года удельные теплопоступления составляют 50–70 Вт/м², а удельные теплопотери даже при развитой поверхности остекления обычно не превышают 30–40 Вт/м², поэтому даже в холодный период года в таких зданиях требуется искусственное охлаждение внутреннего воздуха. Для этой цели системы кондиционирования проектируют с холодильным оборудованием, которое работает круглый год, даже когда температура наружного воздуха -28 °С, или с сухими охладителями и фэнкойлами, причем оба варианта требуют больших энергетических и капитальных затрат.

В НИЦ «Инвент» разработана принципиально новая схема обработки воздуха в центральных кондиционерах с использованием в качестве доводчиков местных адиабатных увлажнителей, что позволяет полностью отказаться от искусственного холода в зимний период и значительно уменьшить энергетические и капитальные затраты.

Рассмотреть все указанные выше варианты СКВ и дать им сравнительную оценку в рамках одной статьи очень сложно, поэтому сравним три известные схемы и новую:

• схема 1 – центральная прямоточная СКВ;
• схема 2 – центральная СКВ с переменной первой рециркуляцией;
• схема 3 – центральная СКВ с вентиляторными конвекторами (фэнкойлами);
• схема 4 – центральная СКВ с местными адиабатными увлажнителями.

Сравнение целесообразно провести на конкретном примере для одного офисного помещения:

• площадь помещения 100 м²;
• высота от пола до подшивного потолка 3,3 м;
• расчетные теплоизбытки в холодный период года 7 кВт;
• количество людей в помещении 16 человек;
• расчетные параметры наружного воздуха t_н = -28 °С, J_н = -27,5 кДж/кг с.в.;
• расчетные параметры внутреннего воздуха в холодный период t_вн = +22 °С, φ_вн = 35%
• допустимые параметры внутреннего воздуха в переходный период t_вн.п = +24 °С, φ_вн.п = 45 % (в данном случае переходным считается режим, требующий включения холодильной машины).

Строим процесс обработки воздуха на J-d диаграмме и выполняем необходимые расчеты для схемы 1.

Примем температуру приточного воздуха t_пр = +14 °С.

При смесительной вентиляции, высоте помещения 3,3 м и схеме воздухообмена сверху-вверх такое значение t_пр позволяет обеспечить требуемые значения температуры и относительной влажности в обслуживаемой зоне при подвижности воздуха не более 0,25 м/с.

Построение процесса обработки воздуха для схемы 1 показано на рис. 1.

Рисунок 1. Построение процесса обработки воздуха для схемы 1

Рисунок 2. Построение процесса обработки воздуха для схемы 2

Рисунок 3. Построение процесса обработки воздуха для схемы 3

Количество приточного наружного воздуха равно

Количество теплоты для нагревания наружного воздуха в воздухонагревателе первого подогрева:

Мощность, потребляемая вентилятором центрального кондиционера при полном давлении 1 000 Па:

где P_v – полное давление вентилятора, кПа;

L – расход воздуха, м³/с;

η_в – КПД вентилятора;

η_п – КПД передачи.

Мощность, потребляемая насосом секции увлажнения центрального кондиционера:

где  Н – напор насоса, кПа;

G_w – расход воды, м³/с;

η_н – КПД насоса;

В – коэффициент орошения, отношение количества циркуляционной воды к количеству воздуха, кг/кг.

Мощность, потребляемая вытяжным вентилятором при полном давлении 500 Па:

Строим процесс обработки воздуха для схемы 2 (рис. 2) при минимальном расходе наружного воздуха G_н = 1 200 кг/ч, G_рец = 1 900 кг/ч.

Обращаем внимание, что температура смеси больше 0 °С, а относительная влажность ~80 %, то есть в смесительной секции не будет конденсации влаги и обмерзания секции.

Определяем количество теплоты в воздухонагревателе первого подогрева:

Мощность, потребляемая приточным и рециркуляционно-вытяжным вентиляторами, в схеме 2 такая же, как и в схеме 1.

Мощность, потребляемая насосом секции увлажнения центрального кондиционера, примерно в полтора раза меньше, чем в схеме 1, т. к. требуемый коэффициент эффективности адиабатного увлажнения:

Подробно построение такого процесса приведено в [2].

Строим процесс обработки воздуха для схемы 3 (рис. 3). При t_вн = +22 °С и φ_вн = 35 % температура точки росы внутреннего воздуха t_р = +5,85 °С. Следовательно, при температуре холодной воды +8…+13 °С процесс охлаждения воздуха в фэнкойлах будет идти при постоянном влагосодержании без конденсации влаги. Конечная температура на выходе из фэнкойлов t_пр.ф = +13,5 °С. В качестве источника холода в холодный период используем сухой охладитель (dry-cooler), работающий на 45 % растворе этиленгликоля с параметрами +5…+10 °С.

Для получения холодной воды используем пластинчатый теплообменник. Определяем ассимилирующую способность наружного воздуха:

Определяем количество приточного воздуха, подаваемого от фэнкойлов:

Принимаем к установке 4 фэнкойла с расходом воздуха при средних оборотах по 410 м³/ч с явной холодопроизводительностью 1,64 кВт и уточняем требуемое значение явной холодопроизводительности фэнкойла:

Так как фактическая холодопроизводительность подобранного фэнкойла выше требуемого значения, то фэнкойл обеспечит необходимое охлаждение воздуха и подбор на этом можно закончить.

Для схемы 3 необходимо учесть затраты энергии на вентиляторы центрального кондиционера, фэнкойлов, сухого охладителя и насосы, подающие раствор этиленгликоля в пластинчатый теплообменник, а также холодную воду от пластинчатого теплообменника к фэнкойлам.

Расход теплоты на нагревание наружного воздуха в теплообменнике первого подогрева равен

Затраты энергии на вентиляторы кондиционеров определяем так же, как для схем 1 и 2, а затраты энергии на вентиляторы сухого охладителя и указанные выше насосы определяем по удельным показателям на 1 м² помещения, полученным после компьютерного подбора более мощного оборудования ведущих фирм-производителей при температуре наружного воздуха -1 °С. Полученные данные приведены ниже в сводной таблице.

Построение процесса обработки воздуха на J-d диаграмме для новой схемы 4 выполняем в следующей последовательности. На J-d диаграмме наносим точки с параметрами внутреннего и наружного воздуха: t_в = +22 °С, φ_в = 35 %; t_н = -28 °С, J_н =- 27,5 кДж/кг с.в. и находим для этих точек необходимые недостающие параметры: d_н = °С. Принимаем тип адиабатного увлажнителя, который будет применен в проекте, в данном примере это роторный пластинчатый тепломассообменник [1], для которого адиабатный коэффициент эффективности Е_а = 0,88, и вычисляем значение температуры воздуха на выходе из увлажнителя:

Через точку В проводим луч адиабатного увлажнения до изотермы +14,1 °С и получаем точку П_у с параметрами J_пу = 37,24 кДж/кг с.в.; d_пу = 9,124 г/кг с.в. Наносим точку П с параметрами смеси приточного воздуха t_п. = +14 °С; d_п = 5,87 г/кг с.в. Через точки П_у и П проводим прямую до пересечения с линией влагосодержания наружного воздуха d_н = 0,28 г/кг с.в. и получаем точку П_н с параметрами приточного наружного воздуха: t_пн. = +13,8 °С; _пн= 0,28 г/кг с.в.,

Количество наружного воздуха принимаем такое же, как для схем 2 и 3, G_н = 1 200 кг/ч, и из уравнения баланса влагосодержаний определяем количество воздуха, подаваемого в помещение после увлажнителя:

0,28 • 1200 + Х • 9,124 = 5,87 (Х + 1 200),
откуда Х = G_пу = 2 060 кг/ч, или 1 720 м³/ч.

Проверяем полученное значение по балансу энтальпий:

1 200 • 14,59 + 2 060 • 37,24 - 3 260 • 28,90 ≈ 0,

то есть построение процесса выполнено правильно.

Заметим, что суммарный расход приточного воздуха:

несколько больше, чем в схемах 1, 2, 3. Поэтому уточняем ассимиляционную способность воздуха:

то есть требуемые параметры внутреннего воздуха будут поддерживаться при удельных теплоизбытках 74 Вт/м².

Определяем расход теплоты в воздухонагревателе наружного воздуха:

Потребителями электроэнергии в новой схеме являются вентиляторы: приточный, вытяжной и адиабатного увлажнителя, аэродинамическое сопротивление которого при скорости воздуха во фронтальном сечении 4,3 м/с составляет всего 100 Па [1].

Кроме того, 100 Вт электроэнергии потребляет привод мотор-редуктора РПТМ.

Суммарное потребление электроэнергии указанными выше вентиляторами составляет всего 0,74 кВт.

Полученные результаты представлены в таблице.

Основные показатели схем для офисного помещения площадью 100 м2

Параметр Схема 1 Схема 2 Схема 3 Схема 4 Суммарный расход приточного воздуха, м3/ч 2 600 2 600 2 500 2 720 Расход наружного воздуха, м3/ч 2 600 1 000 1 000 1 000 Расход теплоты на первый подогрев, кВт 48,3 14,4 18,7 14,0 Расход холода при tнар = –28 °С, кВт – – 4,3 – Мощность, потребляемая:         - вентиляторами 1,59 1,59 1,54 0,74 - насосами 0,2 0,14 0,45 0,1*

* мощность, потребляемая электроприводом ротора увлажнителя

Как видно, предложенная новая схема обработки воздуха в СКВ позволяет снизить расход теплоты почти на 34 % по сравнению с традиционной схемой с фэнкойлами и более чем в два раза уменьшить расход энергии. Следует обратить внимание, что не очень большие валовые значения экономии теплоты (18,7 - 14,0 = 4,7 кВт) и электроэнергии (1,99 - 0,84 = 1,15 кВт) относятся к помещению площадью всего 100 м², то есть для современного офисного здания площадью 10 000 м² эти показатели составят 470 и 115 кВт соответственно.

Анализ схемы процесса, приведенной на рис. 4, показывает, что при повышении температуры и влагосодержания наружного воздуха точка приточного воздуха П, а за нею и точка внутреннего воздуха В, будут смещаться вверх и вправо. Для определения граничного состояния наружного воздуха, при котором возможна работа предложенной схемы, выполним построения процесса, приведенного на рис. 5.

Рисунок 4. Построение процесса обработки воздуха для схемы 4 в холодный период

Рисунок 5. Построение процесса обработки воздуха для схемы 4 в переходный период

Предварительно принимаем, что максимальные допустимые параметры внутреннего воздуха в переходный период до включения холодильных машин составляют t_в = +24 °С; φ_в = 45 %. Наносим точку В на J-d диаграмме и определяем для нее недостающие параметры: d_в = 8,556 г/кг с.в.; J_в = 45,913 кДж/кг с.в.; t_мв = +16,2 °С. Через точку В проводим луч адиабатного увлажнения воздуха и при коэффициенте эффективности Е_а = 0,88 находим точку П_у, характеризующую параметры приточного воздуха на выходе из увлажнителя: t_пу = 17,136°С; d_пу = 11,40 г/кг с.в.; J_пу = 46,103 кДж/кг с.в.

Через точку В проводим луч процесса в помещении по линии d_в = const = 8,556 г/кг с.в. до пересечения с изотермой t_п = +16 °С, сохраняя рабочую разность температур Δt_р = 24 - 16 = +8 °С такую же, как и для расчетного холодного периода (22 - 14 = +8 °С).

Определяем значение энтальпии в точке П J_п = 37,742 кДж/кг с.в. и уточняем расход приточного воздуха:

что точно соответствует значению для расчетного холодного периода. Из уравнения баланса влагосодержаний определяем значение влагосодержания наружного воздуха d_н

1 200 · d_н + 2 060 · 11,4 = 3 260 · 8,556,

откуда

d_н = 3,674 г/кг с.в.

Проводим через точки П_у и П прямую до пересечения с линией d = 3,674 г/кг с.в. = const и получаем точку П_н, характеризующую параметры приточного наружного воздуха:

t_пн = +14,02 °С; d_пн = 3,674 г/кг с.в.;

J_пн = 23,389 кДж/кг с.в.

Определяем температуру точки росы t_рпн. = -0,6 °С, которая характеризует границу переходного периода для новой схемы, то есть при температуре наружного воздуха -0,6 °С  и относительной влажности φ_в = 100 % необходимо включать холодильные установки и переходить на летний режим работы СКВ. Отметим, что для схемы 3 переход на такой режим осуществляется при температуре наружного воздуха примерно -1 °С, так как при более высокой температуре уже нельзя охладить раствор этиленгликоля в сухом охладителе или его размеры выходят за разумные пределы.

Очень важно дать ценовую оценку предложенной схемы. Для ее реализации в помещении 100 м² требуется адиабатный увлажнитель с РПТМ, по внешнему виду аналогичный канальному фэнкойлу, в котором вместо поверхностного теплообменника установлен ротор, собранный из размещенных на горизонтальном валу с определенным зазором плоских дисков, выполненных из хорошо смачиваемого материала, и два или три небольших радиальных вентилятора с одним общим двигателем.

Для рассматриваемого примера при расходе воздуха 1 720 м³/ч высота аппарата не превышает 220 мм, длина по ходу воздуха менее 600 мм и ширина около 800 мм. Общая стоимость такой установки не превышает 30 000 руб., то есть при стоимости подключения 1 кВт электроэнергии 100 000 руб. система окупается уже на стадии первичных капитальных затрат, без учета стоимости сухого охладителя, пластинчатого теплообменника, насосов и других элементов, необходимых в схеме 3 с фэнкойлами.

В заключение рассмотрим опыт применения предложенной схемы не только в холодный, но и в теплый период года при решении сложной практической задачи для перемоточного цеха завода синтетического волокна.

По технологическим требованиям в цехе площадью 100 х 100 м² высотой 5,6 м необходимо круглый год поддерживать температуру t_в. = +22 °С  и относительную влажность φ_в = 60 %. При повышении температуры и уменьшении относительной влажности резко возрастает обрывность нити, увеличивается объем брака и сокращается объем производства.

Первоначально суммарные расчетные теплоизбытки в цехе составляли 1 530 кВт (153 Вт/м²), и для их ассимиляции в венткамере за стеной цеха были установлены три центральных кондиционера производительностью по 200 000 м³/ч, в которых смесь наружного и рециркуляционного воздуха охлаждалась до +14,5 °С в форсуночных камерах и с параметрами точки П (рис. 6) подавалась в цех. При этом фактический расход воздуха практически точно соответствовал расчетному:

По решению руководства завода установленные в цехе перемоточные станки были заменены на более производительные. Теплоизбытки в цехе возросли до 2 040 кВт, а температура поднялась до +25,5…+26 °С, в результате производительность цеха не только не увеличилась, а наоборот, снизилась.

Рисунок 6.

Нетрудно подсчитать, что для ассимиляции увеличенных теплоизбытков в цех надо подать:

то есть добавить еще один центральный кондиционер производительностью 200 000 м³/ч, что в условиях действующего производства сделать практически невозможно, учитывая, что только поперечное сечение такого кондиционера В х Н = 5,2 х 4,7 м, а приточного воздуховода – 7 м². Кроме того, необходимо установить рециркуляционно-вытяжной вентилятор (на заводе для этой цели использовали осевые шахтные вентиляторы с диаметром рабочего колеса 2,5 м), мощный центробежный насос и другое оборудование.

Конечно, температуру воздуха в цехе можно понизить за счет уменьшения температуры приточного воздуха до +13,3 °C вместо +15,5 °С, но при этом относительная влажность в цехе будет равна 50 %, то есть на 10 % ниже требуемой для технологического процесса. При таком варианте требуется доувлажнение внутреннего воздуха, причем необходимо дополнительно подать

Известные способы увлажнения воздуха (пароувлажнение и распыливание влаги непосредственно в цехе форсунками со сжатым воздухом) в силу технических сложностей не позволяли решить задачу. В самом деле, для подачи такого количества пара надо было построить специальную котельную, а вариант с пневматическими форсунками был отвергнут заказчиком после ознакомления с такими форсунками на Камышинском хлопчатобумажном комбинате.

В результате упорных поисков было найдено решение, защищенное авторским свидетельством [3] как способ кондиционирования воздуха. В частности, было предложено сохранить действующие центральные кондиционеры, понизив температуру и влагосодержание приточного воздуха, и дополнительно установить в цехе местные адиабатные увлажнители. Для реализации этой идеи нужны были компактные, высокопроизводительные, надежные и простые в эксплуатации увлажнители.

Именно таким и оказался роторный пластинчатый тепломассообменник (РПТМ) [4], первые образцы которого были изготовлены специально для перемоточного цеха.

Построение расчетного процесса при количестве воздуха, подаваемого центральными кондиционерами, G_к = 720 000 кг/ч и местными увлажнителями G_у = 240 000 кг/ч показано на рис. 7.

Рисунок 7. Построение расчетного процесса при количестве воздуха, подаваемого центральными кондиционерами, Gк = 720 000 кг/ч и местными увлажнителями Gу = 240 000 кг/ч

Для проведения натурных производственных испытания схемы в перемоточном цехе был выделен участок, на котором установили РПТМ и радиальный вентилятор с расходом воздуха 8 000 м³/ч. Увлажненный воздух подавали в нижнюю зону перемоточных станков к перфорированным панелям, на которых устанавливались бобины с нитью. Испытания, проведенные заводской производственной лабораторией, показали, что обрывность нити и объем брака сократились более чем в 10 раз.

Сравним энергетические затраты на обработку воздуха в центральном кондиционере L = 200 000 м³/ч, хотя в данном случае сравнение не совсем корректно, поскольку, как отмечено выше, установить в цехе такой кондиционер практически невозможно.

Тем не менее, мощность, потребляемая приточным вентилятором кондиционера:

Мощность, потребляемая рециркуляционно-вытяжным вентилятором, в два раза меньше:

N_вр = 48 кВт.

Мощность, потребляемая насосом форсуночной камеры орошения:

то есть суммарная потребляемая мощность для одного кондиционера:

ΣN_к = 97,5 + 48 + 52,9 = 198,4 кВт.

Мощность, потребляемая одним вентилятором адиабатного увлажнителя,

Суммарная мощность, потребляемая 25 установками, составляет

ΣN_у = 1,23 • 25 + 0,12 • 25 = 33,8 кВт,

где 0,12 – мощность привода РПТМ, кВт.

Затраты электроэнергии в схеме с адиабатными увлажнителями меньше почти в 6 раз, или на 164 кВт. Стоимость центрального кондиционера выше в два раза.

Таким образом, предложенная схема обработки воздуха позволяет в несколько раз сократить как капитальные, так и энергетические затраты в системах кондиционирования воздуха.

Литература

1. Тарабанов М. Г. Увлажнение воздуха в системах вентиляции и кондиционирования // Инженерные системы. АВОК-Северо-Запад. – 2009. – № 3 (41).

2. Тарабанов М. Г. Расчет систем кондиционирования воздуха с центральными кондиционерами и фэнкойлами. АВОК. – 2005. – № 2.

3. Тарабанов М. Г., Сергеев В. Ф. Способ кондиционирования воздуха. Авторское свидетельство SU № 1353990.

4. Тарабанов М. Г. и др. Устройство для тепловлажностной обработки воздуха. Авторское свидетельство SU № 1216576.