Wilgotność powietrza i recyrkulacja w wentylacji

• • 

    Artykuł ten opublikowany został w miesięczniku
     „Rynek Instalacyjny” w nr 9/2010 na str.113

     

          Rekuperatory wentylacyjne są bardziej zagrożone szronieniem, gdy zostaną
    zastosowane w instalacji wentylacyjnej pomieszczeń suchych, o wilgotności
    powietrza do 30, a nawet 40%, niż pomieszczeń o wilgotności 60% [1, 2].
    A większość pomieszczeń, w których stosuje się wentylację mechaniczną, to
    pomieszczenia suche. Dotyczy to zwłaszcza pomieszczeń rekreacyjnych i innych
    przeznaczonych do pracy lekkiej.

     

                 1. Wilgotność powietrza w pomieszczeniach z wentylacją mechaniczną

     

        W pomieszczeniach z wentylacją mechaniczną, np.  w czytelniach, audytoriach, kawiarniach i podobnych salach konsumpcji, pomieszczeniach handlowych, salach komputerowych, salach kinowych, pomieszczeniach biurowych itp. podstawowym źródłem zysków pary wodnej są przebywający tam ludzie. Natomiast pozostałe zyski wilgoci od urządzeń, parujących potraw itp. są mało znaczące, a w większości  przypadków są prawie marginalne. Stąd większość pomieszczeń, w których stosuje się wentylację machaniczną, to właśnie pomieszczenia suche.

        W takich instalacjach wentylacyjnych z powodu tych ograniczonych zysków wilgoci strumień powietrza świeżego wynikający z wymagań higienicznych powoduje nadmierne wysuszanie tych pomieszczeń, co już podkreślano w  licznych publikacjach.  Strumień ten jest iloczynem normatywnej ilości tego powietrza (20 m3/h osobę, często też 30 m3/h osobę a nawet 50 m3/h osobę)  i nominalnej ilości osób dla której to wentylowane pomieszczenie przeznaczono. Jednak podczas eksploatacji pełna frekwencja występuje raczej rzadko, co przy braku eksploatacyjnej automatycznej regulacji ograniczającej ten minimalny strumień powietrza świeżego – zgodnie z oczekiwanym kierunkiem rozwoju tych instalacji - opisanym np. w artykule [5] - jest przyczyną jeszcze większego deficytu pary wodnej w powietrzu wywiewanym z tych pomieszczeń.

              Gdyby rozważyć jednak przypadek  pełnej frekwencji, to np. do pomieszczenia przeznaczonego dla n osób, ze względu na konieczność spełnienia minimum higienicznego  Vz1 =  20 m3/h osobę - do pomieszczenia tego powinien być dostarczony strumień powietrza świeżego

             Vz = n Vz1                                      m3/h                                       ( 1 )

               W przypadku pełnej (100 %)  frekwencji zyski pary wodnej od osób w tym pomieszczeniu wyniosą

             mL = m1L  *  n  = 38 * n                    g/h                                        ( 2 )

    -  gdzie:

    m1L = 38 g/h osobę   -  to jednostkowy strumień pary wodnej w przypadku temperatury w pomieszczeniu  tw  = 20 oC,   zgodnie z powszechnie uznanymi danymi wskaźnikowymi podawanymi w wielu źródłach np. w poradniku [3] lub [4], w którym wg strumienia ciepła wilgotnego tj 25 W/osobę - strumień tej pary wodnej posiada wartość 37 g/osobę. Przyjęto   wartość bardziej niekorzystną dla  niżej formułowanych wniosków, tj 38 g/osobę.

     Nawet gdyby przyjąć, że dodatkowe zyski pary wodnej np. od potraw   i innych źródeł osiągną wskaźnikową wartość, która stanowić będzie np. w = 10 %  wartości w/w strumienia pary wodnej od ludzi, tj.

             md =  w *   mL                                  g/h                                        ( 3 )

    to przyrost wilgotności właściwej tego strumienia powietrza świeżego Dx będzie niewielki, gdyż

    Dx =  (mL + md ) /Vz * r = [38 * n * (1 + w)] / (1,2 * n * Vz1) ,    g/kg           ( 4 )

    gdzie:

    r = 1,2 kg/m3       -    średnia gęstość powietrza dla tych warunków

    Po uproszczeniu

            Dx = 32 * (1 + w)/ Vz1                                              g/kg                 ( 5 )

    Stąd dla  Vz1 = 20 m3/h * osobę, 100 % frekwencji  i w = 0,1  - ten przyrost wynosi 

    Dx = 1,76  g/kg              -       przyjęto  1,8 g/kg.
    Dla  Vz1 = 20 m3/h osobę,     60 %  frekwencji  i  w = 0,1       - przyrost  Dx = 1,1 g/kg.
    Dla  Vz1 = 30 m3/h osobę,    100 % frekwencji i  w = 0,1        - przyrost  Dx = 1,2 g/kg.
    Dla  Vz1 = 30 m3/h osobę,     60  % frekwencji  i  w = 0,1       - przyrost  Dx = 0,7 g/kg.

             W tabeli 1 w kolumnach 1,  2 i 3  w pozycjach od 1 do 6 zestawione są parametry powietrza zewnętrznego, które w przybliżeniu znajdują się na krzywej klimatycznej dla Warszawy, przy czym w kolumnach tych oznaczono:

    te    –  temperatura powietrza zewnętrznego (świeżego)                     oC,
    HKK – wilgotność względna powietrza dla krzywej klimatycznej,            %,
    xKK  -  wilgotność właściwa powietrza dla krzywej klimatycznej,           g/kg.

     Stąd dla temperatury zewnętrznej np. te = - 2 oC  w warunkach eksploatacyjnych odpowiadających krzywej klimatycznej, w tak wentylowanym pomieszczeniu w strefie przebywania ludzi i  w przewodach wywiewnych wystąpi wilgotność powietrza 

              xwKK = xKK + Dx = 2,3  + 1,8 = 4,5 g/kg                                 ( 6 )

             Wartość ta zamieszczona jest w  tabeli 1 w kolumnie 6 a  tej wartości wilgotności właściwej w temperaturze  tw  = 20 oC odpowiada wilgotność względna   HwKK = 28 %,  która to wartość zamieszczona jest w kolumnie 7.   Natomiast dla temperatury powietrza świeżego  te =   0  oC  i wilgotności odpowiadającej krzywej klimatycznej 70 %  w kolumnie 7 wilgotność ta osiąga już wartość 31 %.

            Czytelnicy starający się bagatelizować problem szronienia rekuperatorów mogą  posłużyć się argumentem częstego występowania większej wartości wilgotności właściwej powietrza zewnętrznego niż wynika to z przebiegu krzywej klimatycznej, dlatego też w tabeli 1 w kolumnach 4, 8 i 9 zestawione są dane dotyczące przypadków możliwie największej wilgotności powietrza zewnętrznego – tj dla punktów leżących na krzywej nasycenia  (HzN = 100 %). W kolumnach tych więc oznaczono:

    xN    –   wilgotność właściwa powietrza zewnętrznego na krzywej nasycenia,                 g/kg,
    xwN -  wilgotność właściwa powietrza wywiewanego z pomieszczenia – jako suma podobna do określanej ze wzoru ( 6 ), lecz uwzględniająca wartości wilgotności,                                                                                                                         g/kg,
    HwN – wilgotność względna powietrza wywiewanego z pomieszczenia w przypadku  możliwie największej wilgotności powietrza zewnętrznego. tj.  na krzywej nasycenia,                                                                                        %

           Stąd takie przejście do krzywej nasycenia w tym przypadku spowodowało wzrost wilgotności powietrza wywiewanego z 28 % i 31 % do 35 % i 38 %,  ale nie została jednak  przekroczona wartość 40 %. Wartości te występują w tabeli 1 w pozycjach 1 i 2 w kolumnie 9.

         Wartość strumienia powietrza świeżego i jego udział  w strumieniu powietrza wentylującego – czyli w sumie strumieni powietrza świeżego i recyrkulowanego obecnie najczęściej jest  wyregulowana raz na etapie rozruchu instalacji wentylacyjnej i nie udało się jeszcze upowszechnić stosowania eksploatacyjnej korekty „w dół” strumienia tego powietrza świeżego w przypadku występowania mniejszej od nominalnej frekwencji osób w wentylowanym pomieszczeniu. Stąd dla tak zmniejszonej    frekwencji – np. do 60 %   w pozycjach od 7 do 10 w tabeli zestawione  są dane podobne do tych w pozycjach od 1 do 6  - ale właśnie w przypadku frekwencji  60 %.

    Tabela 1.  Zestawienie danych dla określenia wartości wilgotności powietrza wywiewanego z przeważającej ilości pomieszczeń przez  wentylację mechaniczną

     

            W pozycjach od 11 do 18 tabeli zestawione są też podobne dane w przypadku zastosowania podwyższonej wartości strumienia powietrza świeżego – np. do  30 m3/h osobę.  Biorąc pod uwagę wszystkie wartości wilgotności powietrza zestawione w kolumnach 7 i 9  - trzeba zgodzić się z tym, że wilgotność powietrza wywiewanego z w/w pomieszczeń zaledwie w mniej niż marginalnych przypadkach będzie nieco wyższa od 30 %, ale  nie przekroczy ona wartości 40 %.

              Dlatego też dla temperatury zewnętrznej  - 2 oC  i  0 oC  wartości w kolumnach 7  i 9 naniesiono pogrubioną czcionką,  gdyż właśnie  w przedziale tych wartości  -  z powodu małych wartości tej wilgotności powietrza wywiewanego z pomieszczenia – w przypadku stosowania rekuperatorów przeciwprądowych o sprawności temperaturowej od 80 % do 85 %, tak jak opisano to w artykule [1]  - znajduje się graniczna wartość temperatury zewnętrznej, poniżej której w tej dominującej liczbie przypadków instalacji wentylacyjnych  pojawiać się będzie zagrożenie szronienia tych rekuperatorów.   

     

                    2. Recyrkulacja powietrza wywiewanego - rozbieżności poglądów

     

          W jednej z prezentacji podczas tegorocznego Forum Wentylacja wymieniono cechy, które odróżniają urządzenia klimatyzacyjne od urządzeń wentylacyjnych. Uczestnicy dyskusji odbywającej się po tym wystapieniu w pełni zgodzili się z nastepującymi stwierdzeniami:
    -     urządzenia klimatyzacyjne dysponują źródłem zimna, natomiast instalacje wentylacyjne takich źródeł są pozbawione,
    -   urządzenia klimatyzacyjne - w przeciwieństwie do instalacji wentylacyjnych  - wyposażone są w dostatecznie szeroki zakres układów automatycznej regulacji  - pozwalający na regulację zarówno wilgotności powietrza w klimatyzowanym pomieszczeniu jak też jego temperatury w zależności od jego obciążeń cieplnych i wilgotnościowych – czyli regulacji z wykorzystaniem takiej pętli sprzężenia zwrotnego – którą w sposób skrótowy można określić, że urządzenie klimatyzacyjne „widzi”  klimatyzowane pomieszczenie.

              Natomiast rozbieżność poglądów ujawniła się w zakresie stosowania recyrkulacji powietrza wywiewanego do powietrza świeżego.  Autor niniejszego artykułu w dyskusji tej sprzeciwił się propozycji wyrażonej w w/w prezentacji, aby uznawana była jeszcze jedna cecha którą urządzenia klimatyzacyjne różnią się od urządzeń wentylacyjnych.  Mianowicie  w wystapieniu wyrażono pogląd, że w instalacjach klimatyzacyjnych występuje recyrkulacja powietrza wywiewanego do strumienia powietrza świeżego, natomiast instalacje wentylacyjne pracują bez takiej recyrkulacji – czyli zawsze strumień powietrza nawiewanego do pomieszczenia jest strumieniem powietrza świeżego.    

              Na postawione pytanie: „dlaczego zatem w dominującej ilości przypadków zamawianych central wentylacyjnych występują przepustnice recyrkulacji powietrza wywiewanego do tzw strumienia powietrza wentylującego ?”  padła wówczas odpowiedź: „ - gdyż zamawiający chcą mieć możliwość pracy tej centrali tylko na tzw powietrzu obiegowym  dla dogrzewania pomieszczenia z wykorzystaniem nagrzewnicy występującej w tej centrali przy zamkniętej czerpni  –  np. po zakończeniu dłuższej przerwy w korzystaniu z tego pomieszczenia lub też podczas silnych mrozów”.

               Pojawiło się więc kolejne pytanie:  „z którego  kryterium wynikać będzie w/w tzw strumień powietrza wentylującego, czyli nominalna wydajność wentylatorów zastosowanych w takiej centrali wentylacyjnej:

    –   czy z kryterium wymagań higienicznych dla dostatecznej świeżości powietrza w wentylowanym pomieszczeniu  tj w/w 20 m3/h osobę (lub 30, lub też tylko w nielicznych przypadkach z  większej wartości),
    -      czy też z kryterium  bilansu zysków ciepła dla tego pomieszczenia dla okresu letniego? 

           Dla uzyskania odpowiedzi na to pytanie  poniżej porównano wyrywkowo wartości tego strumienia powietrza.

           Gdyby np wentylowane pomieszczenie było salą audytoryjną lub kinową dla n = 200 osób, dla wentylowania której zastosowano by  strumień powietrza wynikający z w/w minimalnego strumienia powietrza świeżego Vz1 = 20 m3/h osobę, to wentylator nawiewny byłby dobrany dla strumienia powietrza   Vz = 4 000 m3/h  = 1,11 m3/s.     Jeżeli możliwe byłoby przyjęcie, że nie występują inne źródła ciepła – między innymi dlatego, że pomieszczenie to nie posiada okien ani innych przegród zewnętrznych, to same zyski ciepła od ludzi konieczne do odprowadzenia przez ten strumień powietrza w okresie letnim posiadają wartość

                     Qw  = n * Q1w  = 200 * 69 W/osobę = 13 800 W                      ( 7 )

          gdzie: 

          Q1w  = 69 W/osobę – strumień ciepła od jednej osoby przy tw = 26 oC

    zgodnie z informacjami zamieszczonymi np. w poradniku [ 3 ] lub [ 4 ]  - tj 70 W/osobę, przy czym do dalszych  porównań przyjęto 69 W/osobę jako wartość bardziej niekorzystną dla niżej formułowanych wniosków.

              Stąd dla tak małego strumienia powietrza przyrost jego temperatury wynikający z tych zysków ciepła wynosiłby

                  Dt  = Qw /(Vz  *  r * c) =  13 800 / (1,111 * 1 200 *1,00) =10,3  oC    ( 8 )

          gdzie:

    c = 1,00 J/g K   -  średnie ciepło właściwe powietrza dla tych warunków .

           Wynika stąd, że już przy temperaturze zewnętrznej 16 oC temperatura powietrza w tym pomieszczeniu była by wyższa o 0,3 oC  od 26  oC dla której określono w/w jednostkowy strumień ciepła 69 W/osobę. Natomiast już przy temperaturze zewnętrznej 23 oC w pomieszczeniu tym występowałaby temperatura  30 oC   (jednostkowy strumień ciepła „suchego” zmniejszyłby się wówczas do 47 W/osobę) co oznaczało by, że taka intensywność tej wentylacji byłaby zdecydowanie za mała.

          Zdarzają się jeszcze często opracowania projektowe, w których centrala wentylacyjna dobierana jest dla strumienia powietrza będącego iloczynem kubatury wentylowanego pomieszczenia i zalecanej w literaturze (np właśnie w poradniku [3]) krotności wymian, co niekorzystnie świadczy o autorach takich opracowan.   Np. w przypadku takiej sali audytoryjnej dla 200 osób jej kubatura może zawierać się w granicach 1 400 do 1 600 m3, z czego - przy zalecanej w poradniku [ 4 ]  8  - 10 krotności wymian powietrza dla okresu letniego - wynika strumień powietrza od 11 000 m3/h do 16 000 m3/h, natomiast w przypadku takiej kubatury sali kina o 4  -  6 krotności wymian,  strumień ten może zwierać się w granicach od 5 600  do  9 600 m3/h.

         Tak duże rozbieżności wyników (5 600 i 9 600 oraz  11 000 i 16 000 są potwierdzeniem tego, że projektant nie tylko dla klimatyzacji, ale również dla instalacji wentylacyjnej powinien dokonać bilansu zysków ciepła dla okresu letniego np. dla temperatury powietrza  w wentylowanym pomieszczeniu  tw = 26 oC   i w oparciu o ten bilans określić miarodajny strumień powietrza np. dla temperatury powietrza zewnętrznego nawiewanego w okresie letnim tn =  tz = 22 oC. Stąd w przypadku takiej sali kinowej strumień tego powietrza osiągnął by wartość 

                Vw  =  Qw / [(tw -  tz ) * r*  c]               m3/s                                 ( 9 )

              Vw   = 13 800 / [(26 – 22) * 1200 * 1,0]  =  2,87 m3/s  =  10  350 m3/h  

               - czyli jest zbliżony do w/w wartości 9 600 m3/h – będącej  górną granicą przedziału wynikającego z krotności wymian dla sali kina.

           Natomiast w przypadku sali audytoryjnej a tym bardziej w przypadku czytelni  -  mogą w takiej sali wystąpić zyski ciepła od okien np. około 2 500 W, co przyczyniło by się do zwiększenia tego strumienia powietrza proporcjonalnie do ilorazu - tj 10 350(13 800 + 2 500) / 13 800 =  12 200 m3/h – czyli zbliżonego do wartości 11 000 m3/h – będącej tym razem dolną granicą przedziału tego strumienia wynikającego z krotności wymian. Wynika stąd, że projektant - dobierając w tym przypadku  centralę wentylacyjną dla strumienia 4 000 m3/h  - zaniża tę wartość około  2,5 krotnie (gdyż dla kina należało przyjąć dla 9 600 m3/h)  a nawet trzykrotnie, gdyż dla sali audytoryjnej należało przyjąć  12 200 m3/h.

          Podobne porównania można przedstawić dla ponad 30 tu przeznaczeń pomieszczeń zestawionych w Tabeli 351 – 1 zamieszczonej w poradniku  [3] i wynikać z nich będą bardzo zbliżone wnioski a między innymi ten, że projektant przyjmując dla centrali wentylacyjnej jako miarodajny strumień powietrza wynikający  z wymagań higienicznych (w/w 20 lub 30 m3/h osobę) popełniałby najczęściej błąd  dwukrotnego a nawet czterokrotnego zaniżenia tej wartości nominalnego strumienia powietrza dla centrali. Pomimo tego, że nie można wykluczyć tego, że taki błąd w marginalnej ilości przypadków zmalał by do zera, to również mogą też wystąpić przypadki, w których to zaniżenie tego miarodajnego strumienia powietrza może być nawet  pięciokrotne. 

            Mając powyższe na uwadze, trzeba stwierdzić, że przy obecnie stosowanych zasadach projektowania w dominującej ilości przypadków instalacji wentylacyjnych występuje  recyrkulacja powietrza wywiewanego do powietrza świeżego. Stąd nie należy wykazywać tej właśnie cechy jako  odróżniającej instalacje  wentylacyjne od klimatyzacyjnych.

         Przy tej okazji bardzo ważne jest jeszcze podkreślenie, że zarówno w centrali klimatyzacyjnej jak też  i wentylacyjnej rekuperator powinien być dobierany dla strumienia powietrza świeżego, a nie dla strumienia nominalnego  przypisanego danej centrali, gdyż – jak wykazano to wyżej – strumień tego powietrza jest najczęściej dwukrotnie   a nawet  czterokrotnie większy od strumienia powietrza w rekuperatorze.

     

                            3.  W niedalekiej przyszłości recyrkulacja nie będzie jednak wskazana  

     

              W centralach wentylacyjnych oraz częściowo klimatyzacyjnych w przyszłości może okazać się że recyrkulacja powietrza wywiewanego do powietrza świeżego jednak nie będzie wskazana. Nie jest wykluczone, że niedługo ze względu na konieczność szukania wszelkich możliwych oszczędności energii, a  także z powodów epidemiologicznych (ptasia lub świńska grypa itp),  można oczekiwać takiego kierunku rozwoju techniki wentylowania lub klimatyzowania pomieszczeń ujętych w w/w tabeli 351–1, w którym przepustnica powietrza recyrkulowanego w centralach będzie prawie zawsze zamknięta, z wyjątkiem okresów upalnych dla klimatyzacji oraz w wyjątkowych przypadkach, w których przy jej otwarciu i zamknięciu przepustnicy czerpni, możliwa będzie w/w praca zarówno centrali klimatyzacyjnej jak też wentylacyjnej na tzw „powietrzu obiegowym”.

              Można spodziewać się tego,   że centrale te przy zamkniętej przepustnicy recyrkulacji będą pracować tylko na powietrzu świeżym o stałym „higienicznym” strumieniu - zwiększanym w okresie zbliżonym do upalnego (raczej skokowo - dwupołożeniowo)  do wartości strumienia nominalnego dla centrali. Będzie to stosowane  pomimo występowania bardzo dużej różnicy między wartością strumienia powietrza świeżego w okresie zimnym i wartością powietrza świeżego w okresie upalnym i zbliżonym do upalnego (w przypadku wentylacji) lub tylko w okresie zbliżonym do upalnego (w przypadku klimatyzacji). Może to być alternatywną i równoległą ścieżką postępu, niezależnie od wdrażania propozycji opisanych w artykule [ 5 ].

              Z powodu braku recyrkulacji strumień powietrza w nawiewnikach  będzie zmieniał się w bardzo szerokich granicach  od 100 % wartości nominalnej dla centrali (czyli jak dla okresu upalnego i zbliżonego do upalnego) do 50 % , 40 % a nawet 25 % tamtej wartości   - gdyż wynikającej z wymogań higienicznych. Realizacja takich rozwiązań będzie napotykała na duże trudności wynikające przede wszystkim z konieczności zapewnienia dostatecznej równomierności rozdziału powietrza w wentylowanym pomieszczeniu -  zmieniającego się w tak szerokich granicach  -  strumienia tego powietrza.

           Najłatwiej będzie to można uzyskać w przypadku wentylacji wyporowej oraz w przypadkach sal widowiskowych z równomiernie rozmieszczonymi wywiewnikami pod fotelami, przy czym niezbędna będzie jednak eksploatacyjna równomierna możliwość dwupołożeniowej pracy większości tych wywiewników.   Dlatego też karygodne jest, gdy w przypadku remontu  jakiejś sali audytoryjnej likwiduje się istniejące wywiewniki pod fotelami – zastępując je wywiewnikami w ścianach bocznych, co w przyszłości będzie wręcz uniemożliwiać taką elastyczną pracę instalacji wentylacyjnej w dostatecznie szerokich granicach zmian strumienia powietrza występującego w nawiewnikach.

     

    Rys. 1. Schemat  układu urządzenia wentylacyjnego z rekuperatorem (centrali nawiewno – wywiewnej)  chronionego patentem UP RP nr 204      077 i uzupełnionego dodatkowym przewodem i przepustnicą  9a  dla recyrkulacji powietrza wywiewanego przy szeregowym połączeniu obu wentylatorów.  

               Na schemacie tym oznaczono:
    1 – przepustnica czerpni powietrza świeżego,     2 – wentylator nawiewny,     3 – filtr powietrza świeżego,      4 – rekuperator przeciwprądowy – korzystnie (zastrzeżona w UP RP a także w zgłoszeniu europejskim) sekcja rekuperatora przeciwprądowego, gdyż obecnie na rynku nie są dostępne rekuperatory, w których wlot i wylot danego strumienia powietrza znajdowałby się po tej samej stronie podłużnej osi rekuperatora,   5  -  obejście letnie dla powietrza świeżego,  6  -  nagrzewnica,   7  -  przepustnica recyrkulacji powietrza świeżego z za nagrzewnicy przed rekuperator, zabezpieczająca go przed szronieniem,   8  -  przepustnice zabezpieczające rekuperator w okresie zbliżonym do upalnego przed osadzaniem pyłu na jego płytach,   9  -  przepustnica recyrkulacji powietrza wywiewanego do powietrza nawiewanego,   10  -  wentylator wywiewny,   11  -  filtr powietrza wywiewanego,   12  -  przepustnica obejścia rekuperatora  przez powietrze wywiewane w okresie zbliżonym do upalnego.

         Taki kierunek rozwoju urządzeń wentylacyjnych – to jest z zamkniętą przepustnicą recyrkulacji powietrza wywiewanego do powietrza nawiewanego oraz ze zmieniającą się w  stosunkowo szerokich granicach strumieniem powietrza w nawiewnikach – był dostrzegany  już w 2003 r, o czym świadczy chroniony patentem [3] układ przedstawiony na rys. 1    . Jest to wersja uzupełniona o dodatkowy przewód wraz z przepustnicą  9a, dzięki którym możliwa jest recyrkulacja powietrza wywiewanego przy szeregowym połączeniu obu wentylatorów, gdyż obecnie stosowane instalacje z nawiewno – wyciągowymi centralami i ich układami automatycznej regulacji  takiej recyrkulacji, nie są przystosowane do równoległego połączenia obu wentylatorów w obiegu recyrkulacji z wykorzystaniem przepustnicy  9. Natomiast w podstawowej wersji  tego układu  ten przewód z przepustnicą  9a nie występuje a przepustnica  9 tworzy równoległe połączenie wentylatorów.  Uwzględniając obecne eksploatacyjne doświadczenia i zasady projektowania tych instalacji i central tylko z szeregową współpracą tych wentylatorów,  można stwierdzić, że przepustnica 9  umożliwia właśnie tylko pracę centrali na powietrzu obiegowym  przy zamkniętej czerpni, co świadczy że już wówczas w 2003 r przyjmowano  jako dominującą - możliwość eksploatowania takiej centrali wentylacyjnej tylko na powietrzu świeżym.

     

    Rys. 2.  Schemat przykładu układu nawiewno – wywiewnej centrali wentylacyjnej chronionego patentem UP RP nr 204 077, w którym bez konieczności stosowania dodatkowego przewodu z przepustnicą 9a wentylatory dla obiegu recyrkulacji powietrza wywiewanego połączone są szeregowo   (oznaczenia jak na rys. 1)

           W układzie pokazanym na rys. 1 możliwe jest uzyskanie szeregowej współpracy obu wentylatorów dla recyrkulacji z wykorzystaniem przepustnicy 9 w przypadku umieszczenia wentylatora  2 w sąsiedztwie nagrzewnicy 6. Jest to pokazane na rys. 2. Umieszczenie wentylatora nawiewnego w tym punkcie centrali ma jednak więcej wad niż zalet w porównaniu z wersją posiadającą przepustnicę 9a, gdyż wówczas  rekuperator dla powietrza świeżego znajduje się po ssącej stronie tego wentylatora, natomiast dla powietrza wywiewanego w rekuperatorze występuje nadciśnienie. Korzystniej jest też, gdy wentylatory  -  jeżeli tylko jest to możliwe - znajdują się w dolnych  sekcjach centrali. Natomiast  umieszczenia filtra powietrza świeżego  przed komorą mieszania tego powietrza  z recyrkulowanym powietrzem świeżym – tak jak pokazano to na rys. 2 jest jednak bardziej korzystne niż za tą komorą mieszania – tak jak na rys. 1.     

           Układ z wykorzystaniem przepustnicy 9a oraz układ pokazany na rys. 2 -  w przypadku dalszego przedłużania się obecnej niechęci do trudniejszej regulacji recyrkulacji powietrza wywiewanego do powietrza nawiewanego przy równoległym połączeniu wentylatorów -  może być przede wszystkim stosowany w centralach klimatyzacyjnych, w których recyrkulacja taka w okresie upalnym jest niezbędna. Można jednak w przyszłości oczekiwać upowszechnienia się bardziej skrupulatnego (precyzyjnego) projektowania instalacji wentylacyjnych i dalszego doskonalenia techniki regulacji, dzięki której wyeliminowana zostanie ta obecna niechęć do  recyrkulacji przy równoległym połączeniu wentylatora wywiewnego i nawiewnego. Dzięki takiemu kierunkowi rozwoju tych urządzeń wentylacyjnych uzyskano by nie tylko dalsze oszczędności energii pobieranej przez silniki tych wentylatorów, ale wyeliminowano by dość znaczące źródło hałasu, którym jest praca tych recyrkulacyjnych przepustnic  9  lub  9a przy nadmiernie dużej różnicy ciśnienia po obu jej stronach. Znaczenie tego źródła hałasu obecnie nie jest dostatecznie dostrzegane z powodu dużej hałaśliwości obecnie dostępnych na rynku wentylatorów, ale są powody do oczekiwania tego, że urządzenia te mogą być znacznie bardziej ciche.

     

                    4.  Podsumowanie

     

            Z wyżej opisanej argumentacji oraz tej opisanej w artykule [2] wynika, że w pomieszczeniach rekreacyjnych i przeznaczonych do pracy lekkiej a także w wielu innych - zapewnienie minimalnych wymagań higienicznych pod względem świeżości powietrza dzięki wentylacji mechanicznej jest przyczyną tak małej wilgotności powietrza wywiewanego, że już w przedziale temperatury zewnętrznej zawierającym się w granicach od   – 2 oC  do  - 1 oC występuje zagrożenie szronienia rekuperatorów przeciwprądowych o sprawności temperaturowej od 80 % do 85 %.

            Ponadto dla odróżniania instalacji klimatyzacyjnej od instalacji wentylacyjnych nie nie powinno się wskazywać na fakt istnienia w nich recyrkulacji powietrza wywiewanego.

            Zarówno w centralach wentylacyjnych jak też  i w centralach klimatyzacyjnych  - w przypadku w/w pomieszczeń  - nominalny strumień powietrza dla danej centrali jest najczęściej od dwukrotnie do czterokrotnie większy od strumienia powietrza świeżego wynikającego z wymagań higienicznych i rekuperatory w tych centralach powinny być dobierane właśnie dla  higienicznego,  znacznie mniejszego strumienia powietrza.

             Zdaniem autora w rozwoju urządzeń wentylacyjnych w ciągu ostatnich 5 – 6 lat, a szczególnie 3 ostatnich lat, wystapiła stagnacja, gdyż sygnalizowane w kilku publikacjach możliwości wdrożenia nowej generacji nawiewno – wyciagowych central wentylacyjnych wciąż okazywały się „głosem wołającego na pustyni”.

     

                       5.  Zestawienie cytowanej literatury

     

    [ 1 ]  Jakóbczak A.: Szronienie rekuperatorów. Rynek Instalacyjny nr 3/2010 s. 70 (cz. I)  i cz. II   -  nr 4/2010 s. (www.jakobczak.pollub.pl)
    
    [ 2 ]  Jakóbczak A.: Układ urządzenia wentylacyjnego z wymiennikiem do odzyskiwania ciepła.  Patent nr 204 077 z dn. 22.02.2010 r – wg zgłoszenia nr P-363 653 z dn. 24.11.2003 r   Biul. Urzędu Patentowego nr 11/2005 s. 110.
    
    [ 3 ]   Recknagel i inni: Ogrzewanie + Klimatyzacja. Poradnik  EWFE Gdańsk 94/95.
    
    [ 4 ]  Recknagel i inni: Kompendium Ogrzewania i Klimatyzacji. OMNI SCALA Wrocław 08/09
    
    [ 5 ]  Sowa J.:   Wentylacja ze zmiennym strumieniem powietrza higienicznego.   Rynek    Instalacyjny nr 3/2005 s. 36.

  • Wersja do druku