3.3. Воздушные трансформаторы теплоты в системах вентиляции и кондиционированиявоздуха производственных помещений.

К основным нормируемым характеристикам воздуха в помещениях относятся: температура, относительная влажность, содержание вредных примесей (окиси углерода  СО, углекислого газа  СО₂, сероводорода  Н₂S, метана  CН₄, окислов азота и др. ). Необходимая подача воздуха в помещение определяется на основании расчета балансов: теплового и материальных (по влаге и газовым примесям).

Поэтому основные энергетические, материальные и экономические затраты на подержание заданных условий микроклимата в зимний период определяются необходимостью подачи заданного количества воздуха в помещение и его нагрева от наружной температуры до расчетной.

В летний период нетрудно поддерживать нормативные значения по влажности и вредным примесям. Но для обеспечения оптимальных условий по температуре требуются большие энергетические затраты на охлаждение приточного воздуха (иногда значительно более высокие, чем в зимний период).

Традиционно необходимые параметры воздуха в зимний период обеспечиваются подачей расчетного количества воздуха, нагреваемого в калориферах, где в качестве греющего теплоносителя используются горячая вода или пар от водогрейных или паровых котельных.

Использование электроэнергии с целью превращения ее в теплоту в электронагревателях энергетически и экономически невыгодно. Простой расчёт показывает, что при сжигании 1 кг топлива с теплотой сгорания Q в котельной с КПД = 0,8 потребитель получает 0,8 Q теплоты, а с учетом затрат на транспортировку теплоты и потерь в теплосетях (~ 20 %) до потребителя доходит только 0,6 Q теплоты.

Сжигание такого же количества топлива (с той же теплотой сгорания) на электростанции с КПД = 0,35 обеспечивает выработку электроэнергии 0,35 Q. С учетом потерь в электросетях до 15…20 % до потребителя доходит только (0,3…0,28) Q энергии сжигаемого топлива.

Таким образом, при использовании электроэнергии с целью прямого преобразования её в теплоту происходит увеличение расхода сжигаемого первичного топлива в 2,3…2,5 раза.

Применение теплогенераторов, использующих жидкое топливо для непосредственного нагрева воздуха, в сравнении с традиционной системой теплоснабжения энергетически более выгодно. Как показывают расчеты, непосредственный нагрев воздуха в системе вентиляции продуктами сгорания топлива позволяет обходиться без тепловых сетей и обеспечивает снижение потребления топлива на 20 % и на 80 % электроэнергии на перекачку теплоносителя.

Однако, их экономическая неконкурентоспособность объясняется не только высокой стоимостью топлива, но и большими инвестициями, обусловленными тем, что для обеспечения требуемых параметров микроклимата в летний период необходима установка дополнительных вентиляторов, не работающих в зимний период.

Кроме того, ни одна из рассмотренных выше систем обеспечения микроклимата не является энергосберегающей, т.к. не решает проблему утилизации теплоты вытяжного воздуха, с которым выбрасывается до 80% потребляемых энергоресурсов.

Энергосберегающие системы обеспечения микроклимата с глубокой утилизацией теплоты вытяжного воздуха в зимний период и охлаждение приточного воздуха в летний период могут быть построены на базе применения парокомпрессионных или воздушных трансформаторов теплоты. Пример применения парокомпрессионной ТНУ в системе вентиляции и кондиционирования приведен выше (в разделе 3.2). Ниже приводятся примеры применения воздушных трансформаторов теплоты.

Система воздушного отопления.

Принципиальная схема воздушной ТНУ для зимнего режима показана на рис.33.

Рис. 33. Принципиальная схема воздушного отопления с трансформацией теплоты:

В – приточный вентилятор; Кл – калорифер; Т – турбина;

К – компрессор; Д – электродвигатель

Воздух из помещения с расходом V_в сжимается в центробежном компрессоре  К до давления Р₂ и температуры t₂, затем охлаждается в калорифере  Кл приточным воздухом, подаваемым вентилятором из атмосферы, до температуры t₃. Приточный воздух при этом нагревается до температуры t_пр , необходимой для обеспечения тепловлажностного баланса помещения. Охлажденный сжатый воздух после калорифера поступает в турбодетандер  Т, где расширяется, совершая работу, которая расходуется на привод компрессора. После турбины воздух выбрасывается в атмосферу с температурой t₄.

Несложные расчеты показывают, что при температуре наружного воздуха t_н =  25 ^оС и степени сжатия воздуха в компрессоре β = Р₂ /Р₁ = 2 могут быть получены следующие параметры воздуха в цикле: температура воздуха в помещении + 16 ^оС; температура воздуха на нагнетании компрессора и входе в калорифер + 60 ^оС; температура воздуха после калорифера + 15,6 ^оС; температура воздуха после турбины (выброс в атмосферу)  36 ^оС.

При тепловой мощности, передаваемой в помещение, Q_В = 214 кВт мощность привода компрессора составит 62 кВт, а коэффициент трансформации теплоты идеальной ТНУ (без учёта необратимых потерь) имеет величину:

При температуре наружного воздуха t_н = -15 ^оС необходимая тепловая мощность снижается до 125 кВт, которая обеспечивается степенью сжатия в компрессоре β =1,75;при этом мощность привода компрессора составляет 14,4 кВт; а коэффициент трансформации идеальной ТНУ возрастает до μ = 8,7.

Эта величина показывает, во сколько раз энергетическая эффективность ТНУ может превышать аналогичный показатель при использовании электрообогрева.

Увеличение степени сжатия в компрессоре и наличие необратимых потерь в компрессоре и турбине резко снижает эффективность воздушной ТНУ. На рис. 34 показана зависимость теоретического коэффициента трансформации ТНУ от степени сжатия воздуха в компрессоре.

Рис. 34. Зависимость коэффициента трансформации ТНУ от степени сжатия компрессора

Система воздушного охлаждения.

Воздушные трансформаторы теплоты могут быть использованы и для охлаждения воздуха в летний период. Принципиальная схема такой воздушной холодильной установки показана на рис. 35.

Воздух из атмосферы с температурой t_н и расходом G_х всасывается и сжимается компрессором  К до давления Р₂, при этом его температура повышается до t₂. Затем сжатый воздух охлаждается в калорифере  Кл вытяжным воздухом из помещения до температуры t₃, поступает в турбодетандер  Т, где его температура снижается до t₄ и подается в приточную шахту, где смешивается с атмосферным воздухом, охлаждая его до температуры t_пр.

Рис. 35. Принципиальная схема охлаждения воздуха в животноводческих

помещениях в летнем режиме:

В – вытяжной вентилятор; К_л – калорифер; Т – турбодетандер;

К – компрессор; Д – электродвигатель

При этом приточный вентилятор не нужен, т.к. необходимый подсос атмосферного воздуха будет обеспечиваться за счет естественной тяги в шахте и работы вытяжного вентилятора  В.

Вытяжной воздух, охлаждая сжатый воздух после компрессора, нагревается в калорифере до температуры t_ух и выбрасывается в атмосферу.

Предлагаемая схема позволит не только вдвое снизить затраты электроэнергии на привод компрессора обычной холодильной установки, но также избавиться от одного теплообменного аппарата и приточного вентилятора.

При температуре наружного воздуха t₁ = 30^oC, температуре воздуха в помещении +20 ^oC, воздух после компрессора можно охладить от 96,4 ^oC (после сжатия от Р₁ = 1бар до Р₂ = 2бара) до t₃ = 25 ^oC. При этом температура воздуха после расширения в турбодетандере составит t₄ = -28,5 ^oC, а холодильный коэффициент идеального цикла будет равен  = 4,57.

Комбинированная система отопления и охлаждения.

На рис. 36 показана схема, которая одновременно может быть применена в системе воздушного отопления жилых или производственных помещений и для выработки холода.

Рис. 36. Схема воздушного отопления или сушки с применением ТНУ

и использованием теплоты грунта:

ВШ – вытяжная шахта; ПШ – приточная шахта; В – приточный вентилятор; К – калорифер-конденсатор; У– увлажнительная камера; Н – насос; Т – турбина-детандер, Км – компрессор, Дв – двигатель, С – сепаратор; Гр – грунт; ГП – грунтовый подогреватель.

Система работает следующим образом. Приточный воздух подогревается в грунтовом подогревателе воздуха  ГП до температуры не менее 0 ^оС и приточным вентилятором  В подается в калорифер-конденсатор  К, где нагревается до расчетной температуры. При работе в режиме отопления помещений воздух увлажняется в оросительной камере  У до требуемой величины (φ_пр) и подается в помещение с температурой, которая позволяет компенсировать теплопотери помещения в окружающую среду, зависящие от температуры наружного воздуха в отопительный период. Охлажденный воздух из помещения сжимается компрессором  Км до расчетного давления. В результате адиабатного сжатия температура воздуха повышается и он подается в калорифер-конденсатор  К, где нагревает приточный воздух.

При охлаждении сжатого воздуха (в зависимости от параметров) может происходить конденсация влаги, которая отводится в сепараторе  С и удаляется в канализацию. Осушенный сжатый воздух подается в турбину-детандер  Т, имеющую общий вал с компрессором и двигателем и обеспечивающую значительную часть приводной мощности компрессора.

После расширения в турбине температура воздуха значительно ниже нуля ^оС и он может быть использован в холодильных камерах бытового или производственного назначения или охлаждать помещение в режиме летнего кондиционирования (при этом приточный воздух после охлаждения конденсатора-калорифера выбрасывается в атмосферу).

На рис. 37 показано изображение процессов, происходящих в элементах схемы, в h-d и Т – S диаграммах. Номера узловых точек процессов соответствуют номерам точек, нанесенных на схемы.

Рис.37 Изображение процессов в h-d и Т–S диаграммах:

1-2 нагрев воздуха в калорифере-конденсаторе; 2-3 процесс увлажнения и охлаждения (изобара); 3-4 сжатие в компрессоре; 4-5 охлаждение сжатого воздуха в калорифере-конденсаторе; 5-6 расширение в турбине.

Все параметры используемые в расчетах имеют индексы, соответствующие точкам процессов на диаграммах. Давление воздуха перед компрессором принято Р₁ = 1 бар. Давление сжатого воздуха после компрессора определяется расчетом адиабатного сжатия:

, (3.1)

где к = 1,4 показатель адиабаты воздуха, Т₄ – температура воздуха на входе в калорифер-конденсатор; Т₃ – температура воздуха в помещении.

Характеристики влажного воздуха в основных точках процессов определяются по термодинамическим соотношениям, в соответствии с которыми строится h-d диаграмма.

Энтальпия сжатого воздуха после калорифера-конденсатора определяется из теплового баланса последнего:

h5 = h4 – (h2 – h1) (3.2)

Температура сжатого воздуха после калорифера-конденсатора определяется из h-d диаграммы по энтальпии и влагосодержанию

Температура воздуха после адиабатного расширения в турбине определяется расчетом:

, (3.3)

где Т5 – температура воздуха после калорифера и сепаратора.

Удельная работа компрессора определяется как для процесса адиабатного сжатия

, (3.4)

где h₄ и h₃ – энтальпии влажного воздуха в соответствующих точках (до и после компрессора), _к = 0,8 КПД компрессора.

Удельная работа турбины определяется разностью энтальпий до и после расширения:

, (3.5)

где h₅ и h₆ – энтальпии влажного воздуха до и после расширения в турбине, _Т = 0,8 КПД турбины.

Коэффициент трансформации ТНУ определяется как отношение удельной теплопроизводительности ТНУ к работе двигателя, равной разности работ компрессора и турбины L_Д = L_К – L_Т

(3.6)

Для расчета схемы, применяемой в системах воздушного отопления, имеются некоторые особенности, связанные с теплопотерями помещения, зависящими от температуры наружного воздуха в отопительный период. Температура воздуха в помещении принята постоянной и равной 20 и 25 ^оС (t_вн=t_3’) при постоянной относительной влажности помещения φ_вн = 60 %.

Необходимый расход приточного воздуха определяются из теплового баланса помещения:

, (3.7)

где h_пр h_вн – энтальпии приточного воздуха и внутри помещения; q_F – удельные теплопотери помещения в расчете на1 м² площади.

Кратность воздухообмена в помещении определяется исходя из объема, приходящегося на один квадратный метр площади:

, (3.8)

где К_р, Gв, V₁ – кратность воздухообмена, массовый расход сухого воздуха (кг/( м²ч)) и объем помещения (м³), соответственно, приходящиеся на 1 м² площади;  - плотность воздуха, кг/м³.

Удельные теплопотери определяются в соответствии с нормативными показателями при высоте помещения Н = 3 м, включая пол и потолок. По данным [1] их величина составляет q_F = 1,74 Вт/( м²∙К). Для того, чтобы приточный воздух при компенсации теплопотерь охлаждался до нормативных температуры и относительной влажности в помещении, его темпратура и энтальпия должны соответствовать параметрам воздуха внутри помещения t_вн и φ_вн при влагосодержании d_вн. Значения рассчитанных величин для систем отопления приведены ниже в таблице 3.1.

Основные результаты расчета процессов отопления приведены для:

q_F = 1.74 Вт/(м²^оС); Н = 3м; _к = 0,8; _т = 0,8.

Таблица 3.1

№	tн	t1	t2	tпр	tвн	φвн	t4	t5	t6	q	Lд		Gв	Кр
1	-25	0	70	48,3	20	0,6	100	31,1	-34,2	70,1	31,8	2,2	9,8	2,7
2	-25	0	80	58,2	20	0,6	100	21,3	-41,9	80,1	33,4	2,4	7,3	2,0
3	-25	0	90	68,0	20	0,6	100	11,6	-49,5	90,1	35,3	2,6	5,8	1,6

Из этой таблицы видно, что коэффициент трансформации такой схемы довольно мал. В основном это связано с низкой влажностью воздуха в помещении и, соответственно на входе в компрессор.

Если увеличить влажность воздуха перед компрессором, то можно предложить аналогичную схему с использованием промежуточного теплообменника для водяного отопления.

На рис. 38 приведена схема, которая может быть применена в системе водяного отопления жилых или производственных помещений.

Рис. 38. Схема воздушной ТНУ для отопления с применением контактного подогрева воздуха перед компрессором:

ВП – приточный вентилятор; КТА – контактный теплообменный аппарат; Н1 – насос отопления; Н2 – насос КТА; Т – турбина-детандер, Км – компрессор, Дв – двигатель, СЕ – сепарирующая емкость; ТО1 – теплообменник системы отопления;

ТО2 - теплообменник –нагреватель воды КТА.

На рис. 39 показано изображение процессов для такой схемы в h-d диаграмме влажного воздуха.

Рис. 39. Изображение процессов в h – d диаграмме влажного воздуха:

0-1 нагрев и увлажнение воздуха в КТА; 1-2 сжатие в компрессоре; 2-3 охлаждение в ТО1; 3-4 охлаждение в ТО2; 4-5 сепарация влаги и расширение в турбине

В контактном теплообменнике  КТА происходит подогрев и увлажнение наружного воздуха, который затем сжимается компрессором  Км и при высокой температуре (за счёт адиабатного сжатия) подаётся в теплообменник  ТО1, где отдаёт свою теплоту, нагревая воду системы отопления. Затем сжатый воздух доохлаждается в ТО2, подогревая воду для КТА, сепарируется от влаги в сепараторе  СЕ, далее расширяется в турбине  Т и выбрасывается в атмосферу.

Воздушные трансформаторы теплоты в сушильных установках.

На рис. 40 приведена схема, аналогичная воздушному отоплению, отличающаяся тем, что при сушке материала калорифер-конденсатор  К работает без орошения. Кроме того, эта схема в течение всего года работает в постоянном режиме, за исключением того, что в летний период воздух не проходит через грунтовый подогреватель – ГП.

Рис. 40. Схема сушилки с применением ТНУ и использованием теплоты грунта:

ВШ – вытяжная шахта; ПШ – приточная шахта; В – приточный вентилятор; К – калорифер-конденсатор с оросительной камерой; Т – турбина-детандер, Км – компрессор, Дв – двигатель, С – сепаратор; Гр –грунт; ГП – грунтовый подогреватель воздуха.

Схема работает аналогично системе отопления, представленной на рис. 36, но коэффициент трансформации такой системы значительно выше.

Некоторые результаты расчета процессов сушки при различных температурах воздуха на входе в сушилку и влажности после неё: _к = 0,8; _т = 0,8 приведены в таблице 3.2.

Таблица 3.2.

№	t1	t2	t3	φ3	t4	t5	t6	P2	q	Lд	
1	0	70	30	0,60	100	32,0	-25,3	2,07	70,1	12,2	5,7
2	0	80	30	0,74	100	24,7	-31,2	2,07	80,1	7,3	10,9
3	0	90	30	0,87	100	24,8	-31,1	2,07	90,1	7,6	11,8
4	0	70	30	0,60	110	42,0	-23,8	2,27	70,1	18,1	3,9
5	0	80	30	0,74	110	32,9	-31,1	2,27	80,1	12,2	6,6
6	0	90	30	0,87	110	27,2	-35,6	2,27	90,1	8,6	10,4

Как видно из таблицы, коэффициент трансформации сильно зависит от температуры воздуха на входе в сушилку и степени сжатия в компрессоре, от которой зависит температура воздуха на его нагнетании.

Изображение этих же процессов в h-d диаграмме влажного воздуха показано на рис. 41.

Рис.41 Изображение процессов сушилки с применением ТНУ

в h-d диаграмме влажного воздуха:

1-2 нагрев воздуха в калорифере-конденсаторе; 2-3 процесс сушки или увлажнения; 3-4 сжатие в компрессоре; 4-5 охлаждение сжатого воздуха в калорифере-конденсаторе; 5-6 расширение в турбине (с осушением и понижением температуры).

В расчетах для упрощения рассматриваются процессы идеальной сушки (адиабатное увлажнение воздуха в сушилке без потерь на нагрев материала и в окружающую среду).