Rekuperatory przeciwprądowe

• • 

     

     

     

     

     

    Artykuł ten opublikowany został w miesięczniku

    „Rynek Instalacyjny” nr 9/2009 na str.76

     

               Autor w swoich wcześniejszych publikacjach na łamach prasy branżowej [9, 10] , których polska wersja językowa dostępna jest również w internecie, wskazywał na przewagę rekuperatorów przeciwprądowych nad każdą z wersji rekuperatorów krzyżowych (pojedynczą i podwójną). Sygnalizował, że ich zalety można będzie szczególnie docenić w innych niż obecnie zastosowaniach. W niniejszym artykule przedstawiono kolejne argumenty przemawiające zdaniem autora za stosowaniem tych urządzeń.

             Należy podkreślić, że obecne stosowanie rekuperatorów przeciwprądowych ogranicza się wyłącznie do małych urządzeń wentylacyjnych, których nawet nie nazywa się centralami, gdyż przystosowane są one dla niewielkich strumieni powietrza - poniżej 500 m³/h W zakresie małych wartości strumienia powietrza dostrzeżono więc już powszechnie przewagę zalet rekuperatorów przeciwprądowych nad rekuperatorami krzyżowymi, w których wymiary płyt nie przekraczają 300 mm i w związku z tym długość drogi przepływu powietrza nawet w przypadku rekuperatorów podwójnych nie przekracza 0,6 m.

            Natomiast dla znacznie większych wartości strumienia powietrza - występujących w centralach wentylacyjnych - w rekuperatorze krzyżowym płyty mogą przyjmować wymiary 1,2 m, a nawet 3,0 m. Stąd w takim rekuperatorze podwójnym droga przepływu powietrza wydłuża się do 2,4 m, a nawet do 6 m. Jest to przyczyną nadmiernie dużych strat ciśnienia i skłania projektantów instalacji wentylacyjnych i konstruktorów central do przyjmowania nadmiernie dużych odległości między płytami rekuperatora – 4 mm a nawet 12 mm - co powoduje zmniejszenie intensywności wymiany ciepła, zwiększenie zużycia blachy na te płyty i nadmiernie duży wzrost kubatury tych rekuperatorów (mający największe znaczenie).

            Dlatego też można stwierdzić, że w miarę wzrostu wielkości rekuperatora krzyżowego, wzrastają jego wady w porównaniu z rekuperatorem przeciwprądowym. Potwierdzeniem słuszności dążenia do stosowania dostatecznie małej szerokości szczeliny między sąsiednimi płytami są regeneratory - szczególnie obrotowe, w których - np. w ofercie jednej z firm - dzięki krótkiej drodze przepływu dla strumienia powietrza - wynoszącej 0,2 m - szerokość tych szczelin zawiera się w przedziale od 1,5 mm do 2,5 mm.

             W jednej ze swoich wcześniejszych publikacji [10] autor stwierdził: „Można zgodzić się z tym, że większa intensywność wymiany ciepła w regeneratorach w porównaniu z rekuperatorami, wynika z występowania (w fazie nagrzewania powietrza) odparowania rosy z powierzchni masy akumulującej ciepło - nagromadzonej w fazie chłodzenia. Jest to jednak jedyna przewaga regeneratorów nad rekuperatorami przeciwprądowymi. Występuje więc ona jednak tylko w tym jednym ogniwie całego łańcucha parametrów mających wpływ na uzyskiwaną intensywność wymiany ciepła. Stąd ta jedyna przewaga nie może mieć tak znaczącego skutku w wyższych wartościach parametrów pracy, które uzyskiwane są wg danych katalogowych regeneratorów obecnie oferowanych na rynku”.

             Dziś przedostatnie zdanie tego akapitu może być znacznie dłuższe: Występuje więc ona tylko w jednym ogniwie całego łańcucha parametrów mających wpływ na uzyskiwaną intensywność wymiany ciepła, ale przede wszystkim dotyczy ona (ta przewaga) tylko marginalnej ilości przypadków stosowania tych regeneratorów w tak korzystnych dla nich warunkach, co może potwierdzić niżej opisany przykład.

                     

            Nieliczne przypadki wyższości regeneratorów wentylacyjnych nad rekuperatorami przeciwprądowymi

           Dla dowolnego strumienia powietrza – np. o takiej samej wartości dla powietrza świeżego i dla powietrza wywiewanego, np. 1 800 Nm³/h zastosowano regenerator obrotowy o średnicy 1000 mm w wykonaniu higroskopijnym ze szczelinami 2,0 mm i prędkości 10 obrotów/minutę. Dla trzech niezmiennych parametrów powietrza dopływającego do rekuperatora, to jest dla:

    - temperatury powietrza świeżego t_z1 = 0 ^oC – tak aby nie prowokować u czytelnika i tak nieuzasadnionych zastrzeżeń i zastanawiania się nad zakłóceniami pierwszego kroku tego przykładu - wynikającymi z ewentualnego szronienia tego rotora wraz z topnieniem tego szronu lub jego sublimacją,

    - wilgotności powietrza świeżego H_z1 = 70 %, która w przybliżeniu może być uznana, że należy do krzywej klimatycznej dla Warszawy,

    - temperatury powietrza wywiewanego z pomieszczenia t_w1 = 25 ^oC ,

    korzystając z dostępnego w internecie bezpłatnego programu komputerowego jednego z producentów tych regeneratorów, bardzo łatwo można określić parametry jego pracy dla charakterystycznych wartości wilgotności powietrza wywiewanego dopływającego do rekuperatora, to jest H_w1 = 18 %, 30 %, 60 %, 80 %. Parametry te naniesiono na wykres i – x pokazany na rys. 1, przy czym na podkreślenie zasługuje tutaj to, że dla wszystkich tych czterech przypadków wartości H_w1 sprawność temperaturowa jest prawie niezmienna i wynosi około 82 %.

    

    

    

     

     

                               Rys. 1. Zależność strumienia ciepła odzyskiwanego w regeneratorze od  wilgotności powietrza wywiewanego z pomieszczenia

     

     

     

                Natomiast wartości strumienia ciepła występującego w tym regeneratorze zmieniają się jednak w bardzo szerokim zakresie, to jest:

    Q₁₈ = 12 kW - dla H_w1 = 18 %, Q₃₀ = 13 kW - dla H_w1 = 30 %

    Q₆₀ = 22 kW - dla H_w1 = 60 % Q₈₀ = 28 kW - dla H_w1 = 80 %

    W/w charakterystyczne wartości wilgotności uwzględniono tutaj z następujących powodów:

    - Dla powietrza o temperaturze 25 ^oC i wilgotności 18 % temperatura rosy wynosi około 0 ^oC , a na pewno nie jest większa od 1,0 ^oC, więc dla t_z1 = 0 ^oC jest raczej pewne że nie wystąpi kondensacja pary wodnej z powietrza wywiewanego i parowanie tego kondensatu do powietrza świeżego. Przypadek ten może więc być punktem odniesienia, w którym występuje tylko „sucha” konwekcyjna wymiana ciepła.

    - Natomiast pozostałe wartości dotyczą:

    H_w1= 30 % - to jest dolnej granicy wilgotności względnej dla obszaru komfortu zakreskowanego na rys. 1,

    H_w1 = 60 % - j. w. lecz górnej granicy,

    H_w1 = 80 % - szczególny przypadek warunków pracy - np. w hali przemysłu włókienniczego, np. przędzalni lub tkalni bawełny.

              Ktoś korzystając z tych powyższych danych, mógłby postawić zarzut, że jest to niepodważalny dowód (28 kW / 12 kW = 2,33 - to jest ponad 2 – krotny wzrost, a nawet tylko 22/12 = 1,80 - czyli też bardzo duży) na szczególnie korzystne efekty parowania skroplin w regeneratorach, które to efekty powinny być dostatecznym argumentem dla promowania właśnie regeneratorów a nie rekuperatorów przeciwprądowych.

              Na marginesie można tutaj zasygnalizować, że uwzględniany w jednym podobnych programów komputerowych dla rekuperatorów, wpływ strumienia pary wodnej wykraplającej się z powietrza wywiewanego na intensywność wymiany ciepła jest pomijalnie mały (być może że jeszcze w tym roku będzie możliwe opisanie tego szerzej w innym artykule). Stąd można przypuszczać, że ten w/w bardzo duży, ponad dwukrotny wzrost strumienia ciepła wynika ze znacznie większego wzrostu współczynnika przejmowania ciepła od strony parujących skroplin. Jest to więc jeszcze jeden argument na korzyść regeneratorów.

              W ostatnim przypadku - z wilgotnością H_w1 = 80 % - trzeba przyznać, że zastosowanie regeneratora obrotowego jest szczególnie korzystne. Jednak mimo że takie hale przędzalni lub tkalni mogą być bardzo dużymi obiektami, to w porównaniu z całym spektrum i liczbą wszystkich innych urządzeń wentylacyjnych stanowią one pomijalnie mały margines.

             Przypadek z H_w1 = 60 % mógłby dotyczyć pływalni gdyby nie to, że w obiektach tych odzyskiwanie pary wodnej (a jak to niektórzy szumnie określają „odzyskiwanie entalpii”) jest wręcz szkodliwe. Stąd w zestawach wentylacyjnych dla tych obiektów, oferowanych przez wiodące w tym zakresie firmy, regeneratory nie występują.

             Ktoś mógłby tutaj postawić zarzut, że w hali pływalni temperatura może zawierać się w przedziale 30 do 34 ^oC , przy wilgotności względnej około odpowiednio od 54 % do 43 %, przy czym czytelnik mniej zorientowany w temacie pływalni może upewnić się o tym zaglądając do jednej z wielu publikacji z tym związanych, między innymi artykułów [12, 14]. Tak się jednak szczęśliwie złożyło, że w tym przykładzie współczynnik kierunkowy przemiany powietrza wywiewanego o parametrach początkowych 25 ^oC i 60 % jest taki, że punkty o w/w parametrach od 30 ^oC do 34 ^oC i o wilgotności odpowiednio 54 % do 43 % leżą w przybliżeniu na przedłużeniu tego odcinka przemiany. Dzięki temu dla niniejszej argumentacji możliwe było uproszczone sprowadzenie wartości tego strumienia ciepła do „wspólnego mianownika” - tj. tej samej temperatury t_w1 = 25 ^oC, dla bardziej klarownego porównywania z pozostałymi wartościami strumienia ciepła naniesionymi na rysunku 1.

    Natomiast to, że łączna suma wentylacyjnej mocy zamówionej dla wszystkich pływalni jest niewspółmiernie większa od sumy wentylacyjnej mocy zamówionej dla wszystkich przędzalni i tkalni bawełny oraz innych podobnych obiektów, a także to jak dużo jest obecnie w/w publikacji na ten temat są również ważnymi argumentami na rzecz dostrzegania większego znaczenia rekuperatorów niż regeneratorów - mając na uwadze w/w odpowiednią wyłączność stosowania tych urządzeń w tych odpowiednich obiektach.

             Można powiedzieć więcej: - trudno jest znaleźć takie przypadki (oprócz wyżej wymienionych) gdy temperatura powietrza wywiewanego z pomieszczenia wynosi 25 ^oC lub jest wyższa od 20 ^oC , gdzie w przedziale niższych wartości temperatury zewnętrznej, np. poniżej t_z1 = 15 ^oC, urządzenie do odzyskiwania ciepła wentylacyjnego jest przydatne. A nawet jeśli ktoś potrafiłby je jednak wskazać, to będą one bardzo nieliczne.

     

    Regeneratory wentylacyjne nie będą konkurencyjne

    dla rekuperatorów przeciwprądowych

     

               Mając na uwadze powyższe wnioski, w dalszym ciągu posługiwania się powyższym przykładem w/w cztery parametry powietrza dopływającego do regeneratora można więc ograniczyć do temperatury t_w1 = 20 ^oC .

    Dla tej wartości temperatury (20 ^oC), przy temperaturze zewnętrznej jw. t_z1 = 0 ^oC, w/w strumień ciepła występującego w regeneratorze, określony dzięki wspomnianemu programowi komputerowemu, wynosi odpowiednio Q₂₅ = 9,9 kW - dla konwekcji suchej, oraz Q₃₀ = 10,0 kW - to jest dla dolnej granicy obszaru komfortu. Oznacza to jedynie około 1 % wzrostu tego strumienia (i ewentualnie 2 % wzrostu intensywności wymiany ciepła od strony parującego kondensatu do powietrza świeżego) w porównaniu z suchą konwekcją. W przedziale wyższych wartości temperatury zewnętrznej ten wzrost jest jeszcze mniejszy i można przyjąć, że nie ma go w ogóle.

    Przy t_w1= 20 ^oC i wyższych wartościach wilgotności powietrza wywiewanego dopływającego do rekuperatora H_w1 = 40 % i więcej, nawet jeżeli wyższa wilgotność w wentylowanym pomieszczeniu występuje, to nie trzeba o nią zabiegać stosując regenerator, bo dla uzyskania obszaru komfortu wystarczy wilgotność H_w1 = 30 %. Powyższy przypadek - z warunkami jak dla przędzalni bawełny potwierdza, że dla wyższych wartości wilgotności tego powietrza, pomimo wzrostu strumienia ciepła wynikającego z osuszania powietrza wywiewanego, sprawność temperaturowa regeneratora nie wzrasta, więc także nie wzrasta strumień ciepła suchego (jawnego).

               Jednak – wracając do przypadku z H_w1 = 30 % przy t_w1 = 20 ^oC - wraz z obniżaniem temperatury powietrza świeżego dopływającego do regeneratora, korzystne efekty odparowania skroplin są nieco większe. Pojawiają się przy tym pewne wątpliwości, gdyż producent tych regeneratorów w swoim programie komputerowym dotyczącym rekuperatorów w oczywisty sposób zawyża wartości strumienia ciepła dla temperatury zewnętrznej poniżej około - 3 ^oC, - 5 ^oC. Można więc mieć wątpliwości czy dla tego przedziału temperatury zewnętrznej jego dane dotyczące regeneratorów również nie są nadmiernie optymistyczne. Gdyby jednak przyjąć, że te dane są prawdziwe, to ten w/w 1 %-owy wskaźnik wzrostu chwilowej wartości strumienia ciepła przy konwekcji z odparowaniem do strumienia ciepła w przypadku z suchą konwekcją, w miarę zmniejszania temperatury powietrza świeżego dopływającego do regeneratora, np. kolejno do - 2 ^oC, - 4 ^oC itd. w odstępach co 2 stopnie (przy czym przyjęto tutaj, że wilgotność względna tego powietrza przypisana tym kolejnym wartościom temperatury zewnętrznej, w przybliżeniu zgodnie z krzywą klimatyczną, będzie wzrastała co 2 % , tj odpowiednio 72 %, 74 % itd) - na podstawie danych uzyskanych z tego w/w komputerowego programu, przyjmie wartości odpowiednio: 0 %, 8,3 %, 7,7 %, 14,3 % i 13,3 % (dla t_z1 = - 10 ^oC - kończąc).

    Rozproszenie tych wartości wokół uśrednionej prostej jest zaskakujące, ale czytelnik po wprowadzeniu tych danych do komputera sam może się przekonać, że to rozproszenie naprawdę takie jest. Po naniesieniu tych wartości na wykres i uśrednieniu ich do tej prostej, można w/w coraz to niższym wartościom temperatury zewnętrznej: - 2 ^oC, - 4 ^oC itd. przypisać następujące wartości w/w wskaźników procentowych: 2,5 %, 5,5 %, 9 %, 12 % oraz 14 % (dla t_z1 = - 10 ^oC - kończąc) Są to jednak wskaźniki uwzględniające tylko wzrost intensywności wymiany ciepła uzyskiwany dzięki odparowaniu wody i sublimacji szronu do powietrza świeżego.

               Dla rzetelnego docenienia zalet np. tutaj przyjętego regeneratora (wynikających z większych wartości odzyskiwanego strumienia ciepła, przypisanych wymienionym ujemnym wartościom temperatury zewnętrznej) konieczne jest jeszcze uwzględnienie jego większej odporności na szronienie w porównaniu z rekuperatorem o tej samej sprawności 82 %, w którym przyjęto by że wpływ wykraplania pary wodnej na intensywność wymiany ciepła jest pomijalnie mały. Takiej ocenie większej odporności regeneratorów na szronienie powinny w dalszym ciągu towarzyszyć wątpliwości nadmienione dwa akapity wyżej. Wątpliwości te wydają się tym bardziej zasadne, gdyż niektórzy inni producenci regeneratorów jednak zalecają stosowanie nagrzewnicy wstępnej dla zabezpieczania ich przed szronieniem, co dla rekuperatorów było proponowane już przed piętnastu laty w artykule [ 7 ].

               Jeżeli więc ten przypadek regeneratora porównywano by z rekuperatorem przeciwprądowym również o sprawności 82 %, przy czym byłby on zabezpieczony przed szronieniem przy pomocy nagrzewnicy wstępnej, to te ostatnie wskaźniki procentowe powinny być zwiększone do odpowiednio: 8 %, 21 %, 36 %, 50 % i 64 % (dla tz1 = – 10 ^oC - kończąc).

    Ten wzrost wynika stąd, że w mianowniku ułamka pozwalającego na określenie tych wskaźników zawierających się w przedziale od 8 % do 64 %, zamiast kolejnych wartości strumienia Q₁₀ – tj przy wilgotności H_w1 = 10 % i stopniowo mniejszych wartości – będących punktami odniesienia (strumieniem ciepła, który zmienia się wraz ze zmianą temperatury t_z1), dla w/w wskaźników zawierających się w przedziale od 2,5 % do 14 %, należałoby uwzględnić nieco skorygowaną stałą w/w wartość Q₁₀ = 9,9 kW - do wartości 10,45 kW. Wartość tę skorygowano ze względu na temperaturę zewnętrzną niższą od 0 ^oC, której dotyczy wartość Q₁₀ = 9,9 kW - to jest t_{z1 =} – 1 ^oC , poniżej której pojawia się dla zagrożenie szronienia tego rekuperatora.

              Natomiast gdyby porównywany rekuperator przeciwprądowy o sprawności 82 % zabezpieczany był przed szronieniem przez zastosowanie by' passu, to wspomniane pięć wskaźników procentowych przyjęło by wówczas wartości: 13 %, 53 %, 92 %, 163 %, i 250 % (dla t_z1 = – 10 ^oC - kończąc). Wartości te mogą się wydawać szokująco duże, ale komuś, kto starałby się także z tego powodu promować regeneratory wentylacyjne, można odpowiedzieć, że wartości te przede wszystkim potwierdzają negatywną ocenę dla takiego – obecnie najbardziej powszechnego - zabezpieczania rekuperatora przed szronieniem, którym jest stosowanie by' passu rekuperatora dla powietrza świeżego i w niewielkim tylko stopniu wynikają z zalet regeneratorów.

               Mając powyższe na uwadze, wskazana jest więc tutaj dalsza argumentacja dotycząca tylko wartości tych w/w wskaźników zawierających się w w/w przedziale od 8 % do 64 %. Zwolennicy stosowania regeneratorów wentylacyjnych mogą zgodzić się z tym, że w polskich warunkach klimatycznych o wartości rocznego strumienia ciepła wentylacyjnego odzyskiwanego w rekuperatorach – wyrażanego w kWh/rok (szumnie w publikacjach i w w/w programach komputerowych producentów nazwanego energią, gdy precyzyjniej - gdyż nie każda energia jest ciepłem, natomiast każde ciepło jest energią - można to nazywać po prostu ciepłem lub właśnie rocznym strumieniem ciepła), decyduje przede wszystkim roczna suma przedziałów czasu z dodatnią temperaturą zewnętrzną.

    Natomiast ten roczny strumień ciepła w znacznie mniejszym stopniu dotyczy temperatury zewnętrznej zawierającej się w przedziale od - 10 ^oC do 0 ^oC. W polskim klimacie czasy trwania temperatury zewnętrznej poniżej – 10 ^oC są tak krótkie, że wynikająca z tych warunków część rocznego strumienia ciepła jest pomijalnie mała, co trzeba stwierdzić z ubolewaniem, bo gdyby tak nie było, to przyszła argumentacja - zmierzająca do zastąpienia układu z antyszronieniowym by' passem w/w układem z nagrzewnicą wstępną, lub układem z recyrkulacją powietrza świeżego z za nagrzewnicy przed rekuperator - byłaby jeszcze mocniejsza.

                Jak zasygnalizowano powyżej, w przypadku rekuperatora przeciwprądowego o sprawności około 80 % te dwie w/w części rocznego strumienia ciepła mogą być określane dla temperatury zewnętrznej powyżej t_z1 = - 1 ^oC, oraz dla temperatury zewnętrznej poniżej t_z1 = - 1 ^oC i wówczas stanowią one odpowiednio około 68 % i 32 % ich sumy w przypadku zastosowania w/w nagrzewnicy wstępnej oraz odpowiednio około 77 % i 23 % ich sumy w przypadku zastosowania w/w by' passu.

                Dla okresu występowania temperatury zewnętrznej np. dla Warszawy w przedziale od - 10 ^oC do - 1 ^oC średnia wartość tej temperatury dla tego przedziału – wynikająca z charakteru krzywej czasu trwania temperatury zewnętrznej wg artykułu [ 6 ] - wynosi około - 5,0 ^oC, więc z w/w przedziału wskaźników od 8 % do 64 % jako średnia miarodajna dla tego wskaźnika będzie wartość 30 % - to jest odnosząca się do tej średniej temperatury - 5 ^oC. Stąd w tym przypadku zastosowanie regeneratora zamiast tego rekuperatora stanie się przyczyną wzrostu rocznego strumienia ciepła do około 68 % + 1,30 x 32 % = 109,6 % , czyli o około 10 % .- pod warunkiem, że dla tego przedziału ujemnych wartości temperatury zewnętrznej dane tego producenta dotyczące strumienia ciepła nie są nadmiernie optymistyczne. Można zatem zgodzić się z tym, że ten 10 – procentowy (z w/w zastrzeżeniami) wzrost rocznego strumienia ciepła nie jest wart ponoszenia dodatkowych kosztów i uciążliwości, jakie związane są z regeneratorami.

               Wskaźnik ten może być nieco większy, ale nie będzie to istotny wzrost. Można przyjąć, że będzie on mniejszy od standardowego rozproszenia wyników dla poszczególnych najbardziej powszechnie spotykanych przypadków. Ten wzrost może wynikać stąd, że:

    - w/w przybliżone wskaźniki 68 % i 32 % określono na podstawie krzywych czasów trwania temperatury zewnętrznej opublikowanych w artykule [ 6 ] przed 30-tu laty, więc krzywych opracowanych na podstawie jeszcze wcześniejszych danych meteorologicznych, natomiast nie ulega wątpliwości, że w obecnym polskim klimacie zabrakło już tej pierzynki wytworzonej przez tak zapyloną atmosferę, jaka była w tamtym okresie i w związku z tym obecne okresy letnie są nieco cieplejsze, a okresy zimowe nieco zimniejsze, stąd występujący w obecnych latach udział tej części odzyskiwanego rocznego strumienia ciepła wentylacyjnego, który dotyczy okresu ujemnej temperatury zewnętrznej, jest dla tego przypadku nieco większy niż w/w orientacyjna wartość 32 %,

    - w przypadku bardziej precyzyjnych obliczeń celowe jest jednak aby uwzględnić nawet te krótkie czasy trwania temperatury zewnętrznej niższej od – 10 ^oC .

               Argumentacja przedstawiona w niniejszym artykule z uwagi na jego objętość może wywołać u czytelników wrażenie niedosytu, można ją więc potraktować jako postawienie tez, które w kolejnych artykułach publikowanych na łamach prasy branżowej będą potwierdzane bardziej szczegółowym i przekonującym opisem.

               Wskazane jest jeszcze dostrzeganie pewnego marginesu przypadków już tylko klimatyzowanych pomieszczeń, w których uśrednione w czasie zyski pary wodnej np. dla temperatury zewnętrznej np. t_z1 = – 6 ^oC nie będą przekraczać 2,2 g na każdy metr sześcienny wentylującego powietrza świeżego. W tych to przypadkach zastosowanie rekuperatora wymaga ponoszenia kosztów dodatkowego nawilżania powietrza dla skompensowania tych naturalnych niedoborów zysków pary wodnej, natomiast w centrali klimatyzacyjnej z regeneratorem koszty te nie wystąpią. Uzasadnienie marginalności tych przypadków wymaga jednak odrębnego artykułu.

               Niezależnie od tego jak bardzo przekonujące są dla czytelnika powyższe argumenty, można zgodzić się z tym, że w przytaczanym tutaj przykładzie regeneratora dla hali przędzalni, pomimo zwiększenia występującego w nim strumienia ciepła z 12 kW - w wersji suchej, do 28 kW - w wersji mokrej, jego sprawność temperaturowa nie wzrosła do 95 %, lecz ciągle posiadała wartość około 82 %.

                Można ponadto zwrócić uwagę zwolenników dalszego promowania regeneratorów obrotowych, o których napisano między innymi w artykułach [1, 2, 4, 5, 11, 12, 13] oraz nieobrotowych, jak między innymi w artykule [ 3 ] na to, że pomimo tego iż regeneratory obrotowe znane są już i doskonalone od wielu lat, to nie zdołały one wyprzeć z rynku tak złych układów central wentylacyjnych, jakimi są przede wszystkim centrale z pojedynczymi rekuperatorami krzyżowymi. A skoro rekuperatory przeciwprądowe są ewidentnie lepsze od krzyżowych - jak zasygnalizowano to w artykule [ 8 ], wstępnie wykazano to w artykule [ 9 ], a tutaj szerzej zasygnalizowano ich dalsze zalety, to można spodziewać się, że regeneratory nie mają szans na wygranie z nimi konkurencji. Natomiast regeneratory nieobrotowe, pomimo tego że są nowszą konstrukcją i w najbliższym okresie ich twórcy będą mogli dokonać ich udoskonalenia dla spełnienia wskazanej tutaj zasady aby długość drogi przepływu powietrza przez złoże akumulacyjne była jak najmniejsza, to posiadają one jeszcze inne wady, które również nie pozwolą im konkurować z rekuperatorami przeciwprądowymi.

     

    Podsumowanie

     

               Zdaniem autora za kilka lat zwolennicy dzisiejszych rozwiązań układów służących do odzyskiwania ciepła wentylacyjnego również przekonają się do stosowania rekuperatorów przeciwprądowych. W latach 2001 – 2002 znana już była wystarczająco dobra konstrukcja tych rekuperatorów przeciwprądowych i technologia ich wytwarzania, aby ich promocja już w latach 2003 – 2004 mogła być skuteczna. Niestety ani wówczas ani do tej pory tak się nie stało. Natomiast po upływie ostatnich dwóch lat oczywiste jest, że producenci central wentylacyjnych nie czynią dostatecznych starań dla skorzystania z możliwości stosowania znacząco lepszych, istotnie nowatorskich rozwiązań dla swoich wyrobów.

     

                 Literatura

     

    [1] Buhring A., Voss K., Schmitz G.: Kompressionswarmepumpen in Luftungs – Kompaktgeraten fur Solar – Passivhauser –Teil 1. HLH Bd 54 (2003) Nr 2, S.43-50, - Teil2. HLH Bd 54 (2003) Nr 3, S. 55-60.

    [2] Backes Ch.: Energiebewusste Schwimmbadplanung – ohne mechanische Entfeuchtung?

    HLH Bd 59 (2008) Nr 12 s. 22 - 30.

    [3] Bolz Uwe: Haltern Am See: Ruckgewinnung vermeidet Luftungsverluste Fast volstandig. HLH Bd 57 (2006) Nr 7. s. 66.

    [4] Genath B.: Der Kunstgriff mit dem Kondensationspotenzial. HLH (2003) Nr. 10, S. S3 - s7.

    [5] Hausladen G., de Saldanha M., Sager Ch.: Luft – [aer]. HLH (2001) Nr 11, S. 51-53.

    [6] Halupczok J., Tomczak W., Ruszel F., Surmacz P.: Krzywe czasów trwania temperatury i entalpii powietrza zewnętrznego dla oceny odzysku ciepła COW Nr 11/78.

    [7] Jakóbczak A.: Ograniczenie czasu wykorzystywania rekuperatora wynikające z jego szronienia. COW Nr 10/1994 s. 391 – 393.

    [8] Jakóbczak A.: Vorteile von verdoppelten Kreuzrekuperatoren im Vergleich zu einfachen Kreuzrekuperatoren. (O przewadze walorów podwójnych rekuperatorów krzyżowych nad walorami pojedyńczych rekuperatorów krzyzowych) HLH Bd 57 (2006) Nr. 11, s. 78 – 82.

    [9] Jakóbczak A.: Über Vorteile von Gegenstromrekuperatoren im Vergleich zu verdoppelten Kreuzstromwarmetauschern. HLH Bd 58 (2007) Nr 4, S. 89 – 94. (O przewadze walorów rekuperatorów przeciwprądowych nad walorami podwójnych rekuperatorów krzyżowych. - polska wersja językowa tego artykułu znajduje się na stronie www.jakobczak.pollub.pl)

    [10] Jakóbczak A.: Die Wärmerückgewinnung mit einer Temperatureffizienz von 95 % ist nicht rationell HLH Bd 58 (2007) Nr 11, s. 51 – 57. (Odzyskiwanie ciepła wentylacyjnego ze sprawnością temperaturową 95 % nie może być racjonalne - polska wersja językowa tego artykułu znajduje się na stronie www.jakobczak.pollub.pl)

    [11] Klee D.:Energetische Optimierung von RLT – Anlagen. HLH Bd. 52 (2001) Nr. 3, s.

    57 - 59.

    [12] Kolaszewski A., Szwarc A., Więcek K.: Wspólpraca gruntowego wymiennika ciepła z centralą klimatyzacyjną dla hal basenowych. Instal Nr 4/2009, s.8 – 12.

    [13] Kosieradzki J.: Odzysk ciepła - regeneratory. Rynek Instalacyjny Nr 4/2009, s. 85.

    [14] Paczkowski A.: Ekonomiczna konieczność kontroli jakości powietrza w hali krytej pływalni. Instal Nr 6/2008, s. 24 – 25.

     

     

  • Wersja do druku