В настоящее время вопрос энергосбережения в зданиях и, в частности, в их системах обеспечения микроклимата имеет очень большое значение, в первую очередь в условиях действия Федерального закона №261-ФЗ «Об энергосбережении и о повышении энергетической эффективности и о внесении изменений в отдельные законодательные акты Российской Федерации». Оценке энергосберегающего потенциала различных мероприятий, направленных на снижение энергопотребления, посвящён целый ряд работ, как в нашей стране, так и за рубежом [1–6]. При этом утилизация теплоты вытяжного воздуха в системах механической вентиляции и кондиционирования воздуха по схеме с промежуточным теплоносителем является одним из самых малозатратных и быстроокупаемых инженерных решений, позволяющих обеспечить уменьшение расхода теплоты на подогрев притока в течение отопительного периода [7–10]. Однако для развёрнутого технико-экономического обоснования применения данного мероприятия необходимо, помимо прочего, уметь достаточно точно вычислять величину снижения энергопотребления при установке теплоутилизационного оборудования в приточных и вытяжных агрегатах, поскольку это является наиболее значительной составляющей годовых эксплуатационных издержек.
Простейший способ такого расчёта [8, 9], когда теплозатраты в отсутствие теплоутилизации умножаются на выражение (1 — kэф), где kэф — безразмерный коэффициент температурной эффективности теплоутилизатора, может давать заметную погрешность.
Дело в том, что при этом не учитывается, во-первых, конкретный способ дальнейшей обработки притока, что имеет существенное значение при кондиционировании воздуха, а во-вторых, изменение со временем положения на i-d-диаграмме точки Н, соответствующей текущим параметрам наружного воздуха. Сочетание обоих этих факторов приводит к тому, что фактическая разность температур, на которую производится догрев притока после калорифера-утилизатора, в действительности меняется во время холодного периода весьма сложным образом. Это ещё более усугубляется тем обстоятельством, что температура наружного воздуха tн [°C] распределяется при этом далеко не с равной вероятностью, и в различных источниках приводятся данные по числу часов zi стояния величины tн в различных диапазонах (tнi … tнi+1), что также необходимо учитывать при осреднении результата за весь рассматриваемый интервал времени.
Покажем, как можно выполнить более точную оценку снижения теплопотребления за счёт использования теплоутилизации, если учесть перечисленные выше соображения. Для упрощения вычислений сделаем допущение, что значение kэф является постоянным за отопительный период. Это оправдано, поскольку для заданного теплообменника данный параметр зависит в первую очередь от расходов теплоносителей, но расход воздуха в системах вентиляции и кондиционирования обычно поддерживается постоянным, а влияние изменения расхода промежуточного теплоносителя в процессе регулирования невелико.
Температурная эффективность аппаратов для осуществления теплоутилизации выражается коэффициентом [7–10]:
где tн и tу — температуры, соответственно, наружного воздуха и уходящего из помещения, то есть начальные температуры потоков на входе в теплоотдающую и теплоизвлекающую секции утилизатора, °C; tут — температура притока за утилизатором, °C. Номинальное значение kэф может указываться в технической документации. Впрочем, во всех случаях фактический расход воздуха через оборудование в некоторой степени отличается от номинального, поэтому и величина kэф будет другой, и её каждый раз нужно определять расчётом. В рассматриваемой работе было принято tн = −26°C по СП 131.13330.2020 «Строительная климатология» (далее — СП 131) для климатических условий города Москвы, tу = +20°C в соответствии с назначением помещений здания, а значение tут по уравнению теплового баланса, исходя из минимально допустимой температуры поверхности охлаждения теплоизвлекающей секции, равной +2°C [7, 10], было получено на уровне −9,77°C, откуда в расчётных зимних условиях имеем:
Ориентировочно суммарное потребление системой вентиляции тепловой энергии за отопительный период [МДж/г] вычисляется по следующей формуле [8, 10]:
Qгвент. 2 = ZрGпcвГСОП(1 — kэф)10–3, (2)
где ГСОП = (tв — tот)zот — градусо-сутки отопительного периода; tот и zот — средняя температура [°C] и продолжительность [сут.] отопительного периода в районе строительства по СП 131; tв — средняя температура внутреннего воздуха в здании, °C; Zр — продолжительность работы вентиляционного оборудования в часах за сутки в среднем за неделю отопительного периода; Gп — расход притока, кг/ч; cв = 1,005 кДж/(кг·К) — удельная теплоёмкость воздуха. В рассматриваемой работе было принято значение Gп = 865 кг/ч, ГСОП = 4325 К·сут. (для Москвы), а режим работы установки считался круглосуточным (Zр = 24 ч/сут.). Таким образом:
Qгвент. 2 = 24×865×1,005×4325×(1–0,353)×10–3 = 58395,44 МДж/г.
Проведём анализ работы теплоутилизатора, когда температура наружного воздуха будет меняться в течение отопительного периода. При этом положение точки Н на i-d-диаграмме будет смещаться вдоль климатической кривой [8], представляющей собой линию, соединяющую точки наиболее вероятного сочетания tн и относительной влажности наружного воздуха φн, и для каждого температурного диапазона есть средняя продолжительность периода его стояния zi [ч] по табл. 2.20 [11] в зависимости от района строительства. Поскольку эти данные получены по результатам круглосуточных наблюдений, для корректного сопоставления с ориентировочной оценкой по формуле (2) в ней приходится также принимать Zр = 24 ч/сут.
Нанесём на i-d-диаграмму климатическую кривую и построим текущие процессы теплоутилизации для разных tн. В нашем случае tн будет изменяться от −26 до +10°C. При этом сначала происходит нагревание наружного воздуха, а далее его увлажнение и подача в помещение без изменения с течением времени параметров приточного, внутреннего и удаляемого воздуха (точки П, В и У, соответственно). Затем уже начинается нагревание воздуха, а затем его подача в помещение с изменением параметров точек П, В и У (влагосодержания, энтальпии и относительной влажности), температуры же остаются постоянными и взяты как в расчётном периоде. Так будет происходить при повышении tн и соответствующем увеличении влагосодержания в точке Н, когда оно становится выше первоначально принятой для притока.
Дальнейшее построение и расчёт производятся с учётом [8, 9] в следующей последовательности:
- наносим на диаграмму точку Н по значениям tн и φн, соответствующим параметрам «Б» для холодного периода года по данным СП 131.13330.2020 для Москвы, а также точку У по результатам построения процесса изменения состояния воздуха в помещении, и определяем энтальпию в этой точке Iу [кДж/кг] и влагосодержание dу [г/кг];
- с учётом рекомендаций [7] наносим на линию φ = 100% точку F при предельной температуре поверхности теплоизвлекающего теплообменника tF, равной +2°C, из условия необмерзания его поверхности;
- соединяем точку У с точкой F и отмечаем на построенном отрезке точку O при φ = 90%, отвечающую состоянию воздуха после охлаждения в воздухоохладителе, затем определяем энтальпию в этой точке Iо и влагосодержание dо.
Для построения текущих точек Oj вычисляем энтальпию Iоj [кДж/кг]:
Ioj = Iy + kэф(Iy — Iнj), (3)
где Iу и Iнj — энтальпия удаляемого и наружного воздуха, соответственно, кДж/кг.
Далее на пересечении линии Iоj = const и прямой, соединяющей точку У с точкой F, будут располагаться точки Oj. Для построения точек tут находим температуры воздуха [°C] после теплоотдающей секции по формуле:
tутj = tнj + kэф(tу — tнj), (4)
где tу и tнj — температура удаляемого воздуха и текущие температуры наружного, соответственно, °C. Для того, чтобы построить точки tутj, необходимо провести прямые, соединяющие tнj и Kj. От точек Hj, располагающихся на климатической кривой, строим линии dнj = const до их пересечения c Iп = const. На пересечении tутj = const и линии, соединяющей tнj и Kj, ставим точки tутj.
Требуемое количество теплоты Qкj [Вт], передаваемое воздухонагревателем в зависимости от наружной температуры в интервале от tнj до tнj+1, возможно определить по следующей формуле:
Результаты расчётов приведены в табл. 1. Тогда суммарное потребление тепловой энергии за отопительный период системой вентиляции [МДж/г], в зависимости от режима работы теплоутилизатора, очевидно, вычисляется по следующей формуле [8]:
Qгвент. 1 = 3600∑(Qкjzj)10–6, (6)
где zj — число часов стояния наружной температуры в интервале от tнj до tнj+1, определяемое по климатическим данным [11]. В соответствии с табл. 1, для условий настоящей работы получаем:
Qгвент. 1 = 3600×11301709×10–6 = 40686,15 МДж/г.
Легко видеть, что эта величина существенно, примерно на 30%, ниже ориентировочного уровня Qгвент. 2, вычисленного по выражению (2).
Это можно объяснить тем обстоятельством, что продолжительность стояния интервалов относительно высоких tн, когда по построению получается малая разность температур для догрева притока после теплоутилизатора и, следовательно, малый текущий расход теплоты Qкj, значительно больше, чем для низких tн с высокими Qкj.
Таким образом, результаты расчётов показывают, что при сравнении ориентировочного количества теплоты за весь отопительный период без учёта изменения параметров наружного воздуха и требуемого количества теплоты, передаваемого воздухонагревателем в зависимости от наружной температуры в интервале от tнj до tнj+1, при использовании теплоутилизационного оборудования для систем вентиляции и кондиционирования воздуха общественных зданий, более точным оказывается метод с разными расчётными параметрами теплоутилизатора в зависимости от tн. Следовательно, неучёт изменения режимов теплоутилизатора в течение отопительного периода приводит к завышенной оценке суммарного энергопотребления и, следовательно, к занижению класса энергосбережения здания. При этом описанная методика имеет достаточно простой и инженерный вид и доступна для реализации в практике массового проектирования.
