Однако по сравнению с другими способами теплоутилизации, и прежде всего с помощью роторных аппаратов и в меньшей степени в пластинчатых рекуператорах, устройства с промежуточным теплоносителем дают все же более низкое значение kэф. Кроме того [3], они не позволяют передавать приточному воздуху влагу. Поэтому при необходимости увеличения влагосодержания притока используются теже приемы, что и в отсутствие утилизации, а это сохраняет значительные габариты приточной установки и к тому же требует дополнительных затрат энергии на испарение влаги или на перегрев воздуха перед адиабатным увлажнением. Решить данную проблему можно путем комбинации нескольких способов снижения энергопотребления. Но если говорить о малозатратных мероприятиях, среди них остается лишь применение рециркуляции, т.е. подмешивание части вытяжного воздуха к притоку. Здесь тоже происходит увеличение как температуры, так и влагосодержания приточного воздуха, а температурная и энтальпийная эффективность процесса ограничена только долей рециркуляционного воздуха в суммарном объеме притока. Основное достоинство рециркуляции заключается в практическом отсутствии дополнительных капитальных затрат, поскольку в конструкцию приточной и вытяжной установки добавляется соответственно лишь смесительная и разделительная секция и соединительный воздуховод, если установки непосредственно не контактируют друг с другом. Поэтому если рециркуляция допустима по санитарно-гигиеническим соображениям, ее целесообразно использовать как дополнение к теплоутилизации с промежуточным теплоносителем. Ниже рассмотрены наиболее характерные примеры таких комбинаций. Расчеты выполнены студентками О.П. Семенюк и И.А. Богомоловой в процессе разработки ими дипломных проектов. В работе [1] приводится энергоэффективная схема обработки приточного воздуха для помещения бассейна. Особенностью бассейнов являются значительные влаговыделения и, как следствие, необходимость расчета требуемого количества наружного воздуха, исходя именно из условия ассимиляции поступающей влаги. Вместе с тем, в бассейнах допустима рециркуляция. Исходя из этого, в [1] предлагается первичный подогрев наружного воздуха в теплоутилизаторе, затем его догрев в калорифере от внешнего источника и потом подмешивание рециркуляционного воздуха. При этом в смеси достигаются требуемые температура и влагосодержание притока. После отбора на рециркуляцию оставшаяся часть вытяжки пропускается через теплоизвлекающий теплообменник для первичного подогрева наружного воздуха. В этом случае удается за счет совместного использования утилизации и рециркуляции получить 80–85% полной теплоты, требуемой на обработку притока. Необходимость нагрева наружного воздуха именно до подмешивания рециркуляции связана здесь с высоким влагосодержанием вытяжки — примерно 14–14,5 г/кг, в результате чего при попытке непосредственного смешения такого воздуха с неподогретым наружным мы попадаем в область тумана. Однако недостатком такой схемы является то обстоятельство, что через теплообменники и в приточной, и в вытяжной установке проходит только количество воздуха, равное наружному, а через вентиляторы — полный расход с учетом рециркуляции. Это вынуждает для обеспечения рациональной массовой скорости воздуха около 3–4 кг/(м2 ?с) выполнять установки с переменным поперечным сечением, что при использовании современных каркасно-панельных агрегатов не технологично. Если же сохранять постоянное сечение, тогда теплообменники будут работать с пониженной скоростью воздуха, что приведет к уменьшению коэффициента теплопередачи и завышению поверхности теплообмена. Поэтому автором была предложена несколько иная схема, при которой вся вытяжка пропускается через теплоизвлекающий теплообменник и после охлаждения в нем частично направляется на рециркуляцию, а частично выбрасывается в атмосферу. Изображение процессов на i–d-диаграмме приведено на рис. 1. При этом подмешивание рециркуляции происходит сразу после подогрева наружного воздуха в утилизаторе, и только потом опять-таки суммарный расход пропускается через догревающий калорифер. Таким образом, из трех теплообменников только теплоотдающая секция утилизатора работает с пониженным расходом воздуха. С энергетической точки зрения данная схема эквивалентна рассмотренной в [1], но удобнее для компоновки. Кроме того, поскольку через теплоизвлекающую секцию проходит весь расход, удается подогреть наружный воздух в утилизаторе до температуры tут, более высокой, чем для схемы, рассмотренной в [1], т.е. около +10°С, и тем самым сократить возможность туманообразования при отключении теплоснабжения. При анализе рис. 1 следует иметь в виду, что расчетные теплоизбытки в помещении бассейна в холодный период приняты равными нулю, поскольку теплопоступления компенсируются снижением теплоотдачи от системы отопления, оборудованной автоматическими терморегуляторами. Поэтому процесс изменения состояния воздуха в помещении является изотермическим. Следовательно, температура притока tп должна равняться температуре tВ, принятой в обслуживаемой зоне помещения. Кроме того, воздух в помещении достаточно хорошо перемешивается. Поэтому, особенно с учетом изотермического характера процесса, можно считать точку «У», характеризующую состояние удаляемого воздуха, совпадающей с точкой «В», относящейся к воздуху обслуживаемой зоны. Другие обозначения на рис. 1: «Н» и «УТ» — состояние наружного воздуха до и после подогрева в утилизаторе; «О» — состояние вытяжного воздуха за теплоизвлекающим теплообменником,Qут— количество теплоты, Вт, передаваемое в утилизаторе. Для соблюдения баланса влаги в помещении и вентиляционных установках необходимо, чтобы охлаждение вытяжки проходило без выпадения конденсата, т.е. при условии постоянства влагосодержания: dо = dу. Точка «С» — состояние смеси рециркуляционного и подогретого в утилизаторе наружного воздуха, выбираемое таким образом, чтобы ее влагосодержание dс равнялось требуемому влагосодержанию притока dп, вычисляемому, исходя из имеющихся влаговыделений и принятого расхода наружного воздуха для их ассимиляции. Расчет расходов воздуха и параметров характерных точек производится по следующей схеме [4]. Принимаем с учетом i–d-диаграммы параметры точки «В» [5]: tВ = 2 8°С; ?В = 60%; dВ = 14,2г/кг; IВ = 64,2кДж/кг , и «Н» [6]: tH = –28°С; IH = –27,3 кДж/кг; dH = 0,3 г/кг. По санитарным нормам [7], наружный воздух должен подаваться в объеме не менее 80 м3/ч на 1 человека, поэтому минимальный его расход для 40 человек равен Lн = 40•80 = 3200 м3/ч, или Gн = 1,2Lн = 3840 кг/ч, где 1,2кг/м3 — плотность воздуха в точке «В». Найдем расход наружного воздуха для компенсации влаговыделений: Gн = W•103(dв – dн)= 94,6•103/(14,2 – 0,3)= 6806 кг/ч > 3840 кг/ч. Здесь W = 94,6 кг/ч — влаговыделения в помещении. Дальнейший расчет ведем по наибольшему расходу. Принимаем долю наружного воздуха 22% и долю рециркуляционного 78%. Найдем расход приточного воздуха: GП = 30900 кг/ч, и рециркуляционного: GР = GП – GН = 30 900 – 6806 = 24 094 кг/ч. Принимаем tут = 10°С. Определяем влагосодержание приточного воздуха двумя способами: 1. по балансу влаги в помещении: Dп = dв – W•103/Gп = 14,2 – 94,6•103/30900 = 11,2 г/кг; 2. для процесса смешения: dп = (Gнdн + Gрdв)/Gп = (6806•0,3 – 24094•14,2)/30900 = 11,2 г/кг. Поскольку результаты совпадают, доли наружного и рециркуляционного воздуха выбраны верно. Определяем энтальпию в точке «О» по уравнению теплового баланса: Iо = Iв – Gпсв(tут – tп)/Gп = 64,2 – 6806•1,005•(10 + 28)/30900 = 56 кДж/кг. Здесь св = 1,005 кДж/(кг?К) — удельная теплоемкость воздуха. Находим точку «О» и убеждаемся, что ?о = 95% < 100%, и в теплоизвлекающем теплообменнике нет конденсации. Определяем температуру в точке «С»: Tc = (Gпtус + Gрtо)/Gп = (6806•10 + 24094•20)/30900 = 17,9°С. Вычисляем суммарный коэффициент температурной эффективности: kэф = (tc – tн)/(tу – tн)= (17,9 + 28)/(28 + 28)= 0,82, что действительно лежит в диапазоне 0,8–0,85. Для помещений со значительными теплоизбытками и малыми влаговыделениями совместное применение теплоутилизации и рециркуляции позволяет при определенных условиях вообще обойтись без вторичного подогрева от внешнего источника и тем самым достичь максимально возможного энергосбережения. В этом случае необходима только электрическая энергия на привод вентиляторов и насосов. В работе [1] подобная схема не приводится, поэтому ниже будут рассмотрены предложенные автором процессы обработки воздуха для помещения машинного зала ЭВМ, где удается получить указанный результат. Изображение процессов на i–d-диаграмме показано на рис. 2. В отличие от бассейна, здесь влагосодержание вытяжки dу более низкое. Поэтому возможно непосредственное смешение рециркуляционного воздуха,прошедшего через теплоизвлекающий теплообменник (точка «О»), с наружным до его подогрева (точка «С») без риска образования тумана. Затем смесь подогревается в утилизаторе. В этом случае через все теплообменники проходит полный расход, и установки при постоянном сечении работают в условиях целесообразной скорости воздуха. Еще одной особенностью данного варианта по сравнению с предыдущим является необходимость решать систему уравнений для определения параметров характерных точек. Дело в том, что желание избежать вторичного подогрева смеси после утилизатора приводит к тому, что температура за утилизатором tут уже не может быть произвольной, а должна равняться температуре притока tп. Кроме того, как и в первом случае, заранее неизвестно соотношение между наружным и рециркуляционным воздухом, но если для бассейна первоначально вычисляется расход наружного воздуха по влаговыделениям, то здесь мы можем предварительно получить только суммарный расход притока по избыткам явной теплоты. При этом температура смеси до подогрева tс и вытяжки за охладителем tо тоже заранее не известна. Желательно еще для исключения из приточной установки оборудования для специального увлажнения притока добиться равенства влагосодержания смеси dс или, что то же самое, dут, требуемому влагосодержанию притока dп. В рассматриваемом случае это было достигнуто за счет местного парового доувлажнения непосредственно в помещении. Это снижает величину ?пом, делая отрезки П–У и Н–О параллельными. Одновременно мы получаем более чистый пар, чем, например, при адиабатном увлажнении в приточной установке, что существенно для машинного зала ЭВМ. Составляем систему уравнений [4], принимая для ее замыкания величину tут на 1°С ниже значения tо: Qут = Gпсв(tут – tп)/3,6 = Gусв(tу – to)/3,6; Tут = tо – 1; Gр = Gп – Gн; tc = (Gнtн + Gрto)/Gп; dc = нdн + Gрdo)/Gп. Параметры системы: расходы притока и вытяжки GП = GУ = 36400 кг/ч — вычисляются по выделениям явной теплоты при температурах притока tп = 14°С и удаляемого воздуха tу = 22°С. Значения tН = –2 8°С и dН = 0,3 г/кг принимаем, как в первом примере. Залы для ЭВМ относятся к помещениям «точного кондиционирования», в которых требуется поддержание температуры tв = 20±1°С и относительной влажности ?в= 60±15%. Назначая для холодного периода ?в на минимально допустимом уровне 45%, по построению получаем dу = dо = 6,6 г/кг. Таким образом, система имеет шесть уравнений и столько же неизвестных, а именно Qут, tо, tс, dс, GH и GР, поэтому имеет однозначное решение. Решая систему,получим: tо = 15°С, tс = tут – (tУ – tо)= 7°С, Qут = 70800 Вт, Gн = Gп(tо – tc)/(to – tн)= 7000 кг/ч = 0,19Gп, GР = Gп – Gн = 29400 кг/ч, dс = 5,4 г/кг. По первоначальному построению dп = 6,4 г/кг, поэтому в помещении требуется местное доувлажнение в количестве: Gн = Gп(dп – dc)•10–3 = 36,4 кг/ч. Общий коэффициент температурной эффективности: Kэф = (tут – tн)/(tу – tн)= (14 + 28)/(22 + 28)= 0,82. лежит на том же уровне, что и в первом примере. Таким образом, совместное применение рециркуляции и теплоутилизации с промежуточным теплоносителем действительно позволяет добиться экономии 80–85% энергии на нагрев и увлажнение притока в холодный период года, а в ряде случаев и полностью отказаться от внешнего источника теплоты и специального оборудования для увлажнения. Необходимо только тщательное построение оптимального процесса обработки воздуха на i–d-диаграмме, учитывающее особенности взаимного расположения точек «Н», «П» и «У», а также детальный расчет параметров остальных характерных точек и расходов воздуха. Только в этом случае удается добиться максимального снижения энергопотребления и предельного упрощения конструкции приточных и вытяжных установок 1. Кокорин О.Я. Современные системы кондиционирования воздуха.— М.: «Физматлит», 2003. 2. Самарин О.Д. Технико-экономическая оптимизация утилизации теплоты вытяжного воздуха в системах вентиляции и кондиционирования.— Журнал «С.О.К.», №1/2006. 3. Богословский В.Н., Поз М.Я. Теплофизика аппаратов утилизации тепла систем отопления, вентиляции и кондиционирования воздуха.— М.: «Стройиздат», 1983. 4. Отопление и вентиляция. Ч. II. Вентиляция. Под ред. Богословского В.Н.— М.: «Стройиздат», 1976. 5. ГОСТ 30494–96* «Здания жилые и общественные. Параметры микроклимата в помещении».— М.: ГУП ЦПП, 1999. 6. СНиП 23-01–99* «Строительная климатология».— М.:ГУП ЦПП, 2004. 7. СНиП 41-01– 2003 «Отопление, вентиляция и кондиционирование».— М.:ГУП ЦПП, 2004.