Остановимся подробнее на некоторых из мероприятий, связанных с утилизацией теплоты вторичных энергоресурсов. Применительно к системам вентиляции и кондиционирования воздуха рассмотрим спо­собы утилизации теплоты вентиляционных выбросов.

Утилизация теплоты вентиляционных выбросов может осуществляться следующими способами:

♦ рециркуляцией части вытяжного воздуха;

♦ применением рекуперативных теплообменников-утилизаторов;

♦ применением регенеративных теплообменников-утилизаторов;

♦ применением двух рекуперативных теплообменников, использующих промежуточный тепло­носитель;

♦ применением теплопередающих труб.

Применение рециркуляции вытяжного воздуха с целью энергосбережения в центральной систе­ме кондиционирования воздуха

Назначение ЦСКВ — создание и поддержание нормируемой чистоты и метеорологических условий воз­духа в обслуживаемой или рабочей зоне помещений. Воздух внутри помещения должен иметь парамет­ры микроклимата в соответствии с санитарно-гигиеническими нормами. Эти нормы регламентируются СНиП 2.04.05.-91* и не могут быть заданы произвольно. Нормируемые параметры, температура їв и от­носительная влажность воздуха фв, называются расчетными параметрами внутреннего воздуха. Темпе­ратура и относительная влажность наружного воздуха могут изменяться, это влияет на теплопотребле — ние системой кондиционирования.

Установка ЦСКВ представлена на рис.17, а схема — на рис.18. Установка представлена двумя вентиля­торами приточной (7) и вытяжной вентиляции (1). Приточно-вытяжной блок обеспечивает смешение двух потоков воздуха и регулирование расходов свежего наружного воздуха (ін), отработанного воздуха, направляемого на смешение со свежим (/_р), и воздуха, удаляемого наружу. Воздух проходит очистку фильтром (4) и подогревается в калорифере 1-ой ступени (5). Подогрев воздуха осуществляется горя­чей водой, циркулирующей в трубках калорифера. Увлажнение воздуха в холодный период года проис­
ходит в сотовом увлажнителе (6). Окончательная доводка воздуха до требуемых кондиций (температуры и относительной влажности) происходит в калорифере блока воздухонагревателя второй ступени (6).

Рис.17. Установка центральной системы кондиционирования воздуха

Рис.18. Схема центральной установки кондиционирования воздуха.

£н 1 t

На рис.2 обозначены следующие параметры влажного воздуха: tM — температура наружного воздуха, °С; фн — относительная влажность наружного воздуха, %; tG — температура воздуха после смешения двух потоков (если степень рециркуляции равна 0, то она совпадает с tM), °С; ^.-температура воздуха после

Подогревателя первой ступени, °С; ^.-температура воздуха после увлажнителя, °С; ^2.и t^ — темпера­туры воздуха после подогревателя второй ступени (параметры приточного воздуха) по сухому и влаж­ному термометрам, соответственно, °С; 4.и tBe — температуры воздуха в обслуживаемом помещении по сухому и влажному термометрам, соответственно, °С; Gn = рп^п — массовый расход приточного воздуха, (кг/с); Gв — массовый расход горячей воды в калорифере первой ступени подогрева воздуха, (кг/с); G,3 — массовый расход рециркулирующего воздуха, (кг/с); 4х1.и 4ых1.- температуры воды на входе и на выходе из калорифера.

Процессы тепловлажностной обработки воздуха принято представлять в Н-d диаграмме. Для нанесения на диаграмму точки, соответствующей его состоянию, надо знать два из следующих четырех парамет­ров: температура t (°С), относительная влажность ф (%), абсолютное влагосодержание d (г/кг сух. возд.) и энтальпия Н (кДж/кг К). На диаграмме эти параметры представлены линиями, вдоль которых соответ­ствующий параметр остается постоянным.

Положение точки, отвечающей текущему состоянию воздуха, можно определить также, зная закономер­ности протекания и изображения процессов обработки воздуха на диаграмме. Так процессы нагрева (или охлаждения) воздуха в рекуперативных теплообменниках осуществляются при постоянном влаго — содержании d. На диаграмме такие процессы изображаются отрезками линии d = const, границы которо­го соответствуют начальному и конечному состоянию воздуха. К таким процессам относятся процессы нагрева воздуха в подогревателях первой и второй ступени. Процесс увлажнения воздуха происходит при постоянной энтальпии (адиабатное увлажнение) и изображается на диаграмме отрезком линии по­стоянной энтальпии (Н = const). В конце процесса адиабатного увлажнения относительная влажность воздуха находится в пределах 90-95% (теоретическое значение 100%).

Процесс обработки воздуха представлены на рис.18. На диаграмме изображены следующие процессы обработки воздуха в прямоточной системе кондиционирования воздуха: Н-П1 — процесс нагрева воздуха в подогревателе первой ступени, П1-О — процесс увлажнения воздуха в сотовом увлажнителе, О-П2 —
процесс нагрева воздуха в подогревателе второй ступени, П2-В — процесс политропного нагрева и ув­лажнения воздуха в обслуживаемой или рабочей зоне.

Для работы установки кондиционирования воздуха необходимы источники тепла (нагрев воздуха) и во­ды для увлажнения. Для перемещения воздуха в результате работы вентиляторов установка нуждается в подаче электропитания. Нагретый до нужной температуры наружный воздух подается в обслуживае­мую или рабочую зону, где его состояние изменяется в результате политропного процесса, в котором воздух нагревается из-за избытка тепла в помещении или охлаждается, если тепловой баланс помеще­ния отрицателен. Одновременно изменяется в ту или иную сторону и влагосодержание воздуха, в зави­симости от баланса влаги в помещении. Далее, отработанный воздух вытяжным вентилятором удаляет­ся наружу. Такая схема работы ЦСКВ называется прямоточной. С удаляемым воздухом наружу выбра­сывается и тепло, поэтому такая схема неэкономична и расточительна с точки зрения энергосбереже­ния. Для того, чтобы использовать теплоту вентиляционных выбросов применяют различные методы. Одним из таких методов является рециркуляция.

Рециркуляцией называется частичная подача отработанного вытяжного воздуха, имеющего объемный расход Lp, в приточно-вытяжной блок (2) для смешения его со свежим воздухом, поступающим снаружи и имеющим расход L0. Если степень рециркуляции (а = L^) равна 0, то есть Lp =0, то такая схема ЦСКВ называется прямоточной. Расход приточного воздуха (L^ равен сумме расходов рециркулирующего и свежего воздуха и в результате смешения двух потоков имеет параметры (температуру и влажность) средние между параметрами смешивающихся потоков воздуха. Если степень рециркуляции а = L^ = 0, то потребности ЦСКВ в теплоте будут максимальные.

Увеличивая степень рециркуляции, можно снизить затраты теплоты на подогрев наружного воздуха и доведение его параметров до нужных кондиций — температуры їп2 и относительной влажности фп2 при­точного воздуха. Здесь следует отметить, что степень рециркуляции не может быть увеличена выше определенного предела. Этот предел зависит от нормирования расхода свежего приточного воздуха, регламентируемого СНиП. Параметры приточного воздуха необходимо поддерживать постоянными, не­зависимо от изменяющихся условий наружной среды. Это можно обеспечить, изменяя степень рецирку­ляции или расход греющей воды в подогревателе первой ступени. При заданной степени рециркуляции нужные параметры приточного воздуха создаются в результате регулирования расхода воды в подогре­вателе, считая, что температура воды на входе в калорифер-подогреватель и в обратной линии под­держивается постоянной.

Экономия тепловой мощности наглядно демонстрируется и может быть количественно оценена с ис­пользованием Н-d диаграммы. Вновь обратимся к рис.19, на котором дополнительно к процессу обра­ботки воздуха в прямоточной системе показаны процессы при частичной рециркуляции с различной сте­пенью. В этих случаях необходимо показать процессы смешения потоков наружного и отработанного (вытяжного) воздуха. Точка, соответствующая на диаграмме состоянию воздуха после смешения («С’» или «С»» на рис.3), принадлежит отрезку, соединяющему точки «Н» и «В». Указанные точки отвечают состояниям наружного и вытяжного воздуха. Параметры приточного воздуха после смешения могут быть вычислены по заданной степени рециркуляции. Другой путь — непосредственное измерение одного из параметров, например, температуры. Расчетные значения энтальпии и влагосодержания получаются из материального и теплового баланса.

Рп-п = Рн-н + Рв-р (12)

Рп-пН = Рн-нН +Рв1-рНв (13)

Рп^п = Рн-н^н +РвМв (14)

В приведенных уравнениях L — объемный расход воздуха (м3/с), Н — энтальпия (кДж/кг), d — влагосодержание возду­ха (г/кг сух. возд.), р — плотность воздуха (кг/м3). Энтальпия и влагосодержание перед подогревателем первой ступе­ни согласно (12)-(14) будут:

Нс = аНв +(1 — а) (15)

Dc = adв +(1- а)н (16)

(17)

Где а = р^р/р^п — степень рециркуляции. Из уравнения (4) следует, что

Нс — Нн

—с————- н = а

Нв — Нн

Расчет потребности системы кондиционирования в теп­лоте.

Ф = 100%

Яв

ЯО = const

Const

Ян Dj= const

Рис.19. Процессы обработки воздуха в ЦСКВ.

Из диаграммы следует, что для нагрева воздуха в прямо­точной системе необходима тепловая мощность (кВт), равная

Опр = РпЦ (H0 — Нн ) + РпЦ (Нп2 — H0 ) = Рп-п (Нп2 — Нн ) . (18)

При применении такого энергосберегающего метода, как рециркуляция, необходимая для нагрева воз­духа тепловая мощность (кВт) будет

Qp = РпЦ Н — Нс )+ РпЬп (Нп2 — Н0 ) = РпЦ (Нп2 — Нс ) (19)

Энергосберегающий эффект от применения рециркуляции составит

AQ3 = Qпp — Qp =РпЦ (Нс — Нн) (20)

С учетом (15) из уравнения (18) следует, что

^э = Рп1-п(аНв + (1 — а)Нн — Нн) = РпЬпв(Нв — Нн) (21)

Зависимости (18)-(21) получены при условии, что параметры приточного воздуха (точка «П2») поддер­живаются постоянными независимо от изменяющихся внешних условий и степени рециркуляции. Это соответствует действительности, поскольку эти параметры зависят только от санитарно-гигиенических норм, предъявляемых к воздуху в рабочей зоне, и избытков тепла (ДО, кВт) и влаги (AW, г/c) в обслужи­ваемом помещении. В частности, для известных из тепловлажностных балансов помещения величин ДО и AW значения параметров приточного воздуха (т. «П2») рассчитываются по зависимостям:

AQ AW Нп2 = Нв———— Q, ^2 = dв w.—————— (22)

Рп-п Рп-п

Неизменные параметры приточного воздуха при различных степенях рециркуляции можно обеспечить, изменяя количество теплоты, подводимой к воздуху в подогревателе первой ступени (Ов), это следует из уравнения (19):

Н0 — Нц

-1

(23)

А(Нв — Нн)

(

Qв = Рп-п • а(Нв — Нн)•

Эта тепловая мощность обеспечивается регулированием расхода горячей воды, который определяется из уравнения теплового баланса теплообменника первого подогрева:

( Н — Н ^

Qв =Рп-п • а(Нв — Нн) ( " ) -1 = GвСp(tвx1 — tвЫx1). (24)

Iа(Нв — Нн) )

Где GB-массовый расход (кг/с) воды, Ср — теплоемкость воды, ївх1 и 4ых1 — температуры на входе и на вы­ходе из теплообменника.

Тепловые балансы для помещения, системы кондиционирования воздуха и для помещения и системы кондиционирования записываются так:

Qп — Q, +AQ = 0 (25)

QM + Qв +AQ — Qп — Qy = 0 (26)

Qв = Qy — AQ-Qн (27)

Уравнение (27) получено при совместном рассмотрении (25)-(26). Составляющие теплового баланса (27) следующие:

Qв = G( — Нс), Qy = G(1 — а)Нв, Qн = G(1 — а)Нн, AQ = G(Hв — Нп2).

С учетом (6) коэффициент полезного действия установки кондиционирования воздуха можно опреде­лить по формуле:

Н — Н

П = НН^ (28)

Нп2 — Нс

Зависимость (18) показывает, что минимальный коэффициент полезного действия или показатель энер­гетической эффективности СКВ будет при а = 0 (Нс = Нн), то есть для прямоточной системы. С ростом степени рециркуляции растет разность энтальпий (Нс — Нн), и, следовательно, такой показатель энерге­тической эффективности, как кпд установки.

Расчеты энергосберегающего эффекта и затрат тепловой мощности по нагреву воздуха в подогревате­ле первой ступени проводятся по формулам (21) и (23). Баланс теплообменника-подогревателя первой ступени проверяется по соотношению (24), а баланс установки в целом — по соотношению (27). Полу­ченные результаты позволяют рассчитать КПД установки по соотношению (28).

Применение теплообменников-утилизаторов в системах вентиляции и кондиционирования воз­духа.

Рециркуляция представляет собой наиболее доступный и дешевый способ утилизации теплоты вытяж­ного воздуха, но степень рециркуляции, как отмечалось выше, ограничена в силу требований к чистоте приточного воздуха. Объемный расход рециркуляционного воздуха ограничен соотношением ір < іп —

L

MHH і мин ~

Н , в котором LH — минимальным расход свежего наружного воздуха, величина которого определяет­ся санитарно-гигиеническими нормами.

Естественное желание использовать теплоту вытяжного воздуха с наибольшей пользой в этой ситуации требует разделения потоков приточного и вытяжного воздуха в теплоутилизирующем устройстве. Это реализуется при применении рекуперативных (рис.20,а) и регенеративных теплообменников — утилиза­торов (рис.20, б) или двух теплообменников с промежуточным теплоносителем (рис.20, в). Принципи­альные схемы систем вентиляции, в которых применены указанные способы утилизации теплоты, при­ведены на рис.20.

Рис.20 (а) и (б) используется, когда приточный и вытяжной воздуховоды могут быть сведены в одном месте (в месте установки теплообменника-утилизатора). Применение воздухо-воздушного теплообмен­ника (рис.20 а) представляет самое простое и экономное решение. Срок окупаемости составляет 1-2 года. Конструктивно все элементы схемы (а) компонуются в виде единого блока общеобменной венти­ляции с пластинчатым теплообменником-утилизатором, схема приведена на рис.21.

Наличие предварительного подогревателя на рис.20 (а, б) связано с эксплуатацией систем при низких температурах наружного воздуха. Если температура удаляемого воздуха на выходе из теплообменника понижается ниже 0 °С, то конденсирующаяся влага вытяжного воздуха будет превращаться в лед и за­купоривать проходное сечение для воздуха. В этом случае надо или пускать приточный воздух по об­водному каналу, или предварительно, до теплообменника, подогревать его. В схеме с двумя теплооб­менниками и промежуточным контуром в качестве теплоносителя применяется антифриз. Степень утилизации теплоты зависит от эффективности теплообменника, которая может быть опреде­лена, как

T -1

Є= ‘н2 ^ . (29)

T -1

У 1н1

Для пластинчатых воздухо-воздушных теплообменников этот показатель находится в пределах от 0,4 до 0,7.

Более высокие показатели имеют регенеративные теплообменники с вращающейся насадкой (є = 0,7­0,85). Повышение эффективности регенеративного теплообменника по сравнению с пластинчатым реку­перативным теплообменником объясняется дополнительным переносом теплоты из-за конденсации во­дяного пара из удаляемого воздуха. В этом случае эффективность регенеративного теплообменника записывается через разности энтальпий потоков воздуха

Hн2 — Hн1

Є _ —————- S. L (30)

Hу — Hні

А)

6

QU

Б)

Рис.20. Принципиальные схемы систем вентиляции с теплообменниками-утилизаторами.

В)

1 — предварительный подогреватель, 2 — рекуперативный теплообменник, 3 — подогреватель (калорифер), 4 — приточный вентиля­тор, 5 — вентилируемое помещение, 6 — вытяжной вентилятор, 7 — регенеративный теплообменник с вращающейся насадкой, 8 — рекуперативные теплообменники «воздух-жидкость», 9 — циркуляционный насос.

Наименьшую эффективность утилизации теплоты имеет схема с двумя теплообменниками и промежуточным контуром (є = 0,4-0,5). Применение этой схемы оправда­но, если вытяжной и приточный воздуховоды располо­жены на значительном удалении друг от друга. В этом случае сведение их в месте установки теплоутилизаци­онной установки связано с прокладкой воздуховодов большой протяженности, ростом аэродинамического сопротивления сети и мощности вентиляторов.

Энергосбережение при применении рекуперативного теплообменника-утилизатора теплоты вентиляционных выбросов.

При анализе энергосберегающего эффекта от применения рекуперативного теплообменника в системе механической общеобменнной вентиляции будем полагать, что в помещении присутствуют внутренние тепловыделения общей мощностью, равной Q (Вт). Мощность тепловых потерь через ограждающие конструкции обозначим Q^. Для определенности положим, что Q > Qro-r. Объемные расходы приточного и вытяжного воздуха равны, соответственно, іп и Ц, а массовые расходы — Єп и (примем Сп = Су = G). Остальные обозначения соответствуют обозначениям на рис.4 (а). Тогда уравнения тепловых балансов для теплообменника-утилизатора, вентилируемого помещения и системы в целом будут:

TOC o "1-3" h z Оу = С(Ин2 — Нні) = 0(Иу1 — Ну2) (31)

С(Нп -Нуі)+ Q — ОпОТ = 0 (32)

СНн + Q + Q2 + СНуї — СНп — СНу2 = 0 (33)

Где Q1 и Q2 — тепловые мощности, подводимые к воздуху в подогревателях. С учетом (22) тепловой ба­ланс для системы можно записать, как

С(Ну2 — Нн)+X Оу +ДО = 0 (34)

где EQ^, = Q1 + Q2 — суммарная мощность, подводимая к воздуху от внешнего источника тепла, например от централизованно системы теплоснабжения, ДQ — избыточная тепловая мощность в вентилируемом помещении. Из уравнения (34) следует, что затраты тепловой мощности по обогреву воздуха в системе вентиляции с теплообменником утилизатором равны

X Оу = с(Ну2 — Нн )-ДО (35)

Для прямоточной системы общеобменной вентиляции затраты тепловой мощности по обогреву воздуха получаются из уравнений баланса (32)-(33), если принять Ну2 = Ну1

Вытяжка

Приток

Рис.22. Схема регенеративного теплообменника с вращающейся насадкой. 1 — корпус, 2 — вращающийся ротор, 3 — перегородка, 4 — патрубки.

X Q = с(Ну1 — Нн )-ДО (36)

Энергосберегающий эффект от применения теплообменника-утилизатора, в абсолютном исчислении (экономия тепловой мощности, подводимой от внешнего источника теплоснабжения) ДОэ будет

(37)

Соотношение (37) можно переписать с учетом эффективности теплообменника утилизатора (30)

(38)

При неизменных параметрах воздуха после предварительного подогревателя и воздуха на выходе из помещения энергосберегающий эффект будет пропорционален эффективности теплообменника — утилизатора.

Если в качестве показателя энергетической эффективности выбрать кпд системы вентиляции, то запи­сать его можно так

ДО

(39)

Где затраты тепловой мощности EQ даются формулой (36).