Szronienie rekuperatorów

• • Szronienie rekuperatorów

  • 

    Artykuł ten opublikowany został w miesięczniku „Rynek Instalacyjny”
    w nr 3/2010 na str.70 (cz. I) oraz w nr 4/2010 na str. 99  (cz. II)

           Problem szronienia rekuperatorów i obniżania ich sprawności jest bardzo często  pomijany lub niewystarczająco uwzględniany, szczególnie w materiałach reklamowych producentów. Gromadzenie szronu na płytach rekuperatora wymieniających ciepło musi wystąpić, gdy ich  powierzchnia osiągnie temperaturę niższą od zera.

           Na dotychczasowe lekceważenie problemu szronienia rekuperatorów składa się  wiele przyczyn, między innymi stosowanie rekuperatorów o niewielkiej sprawności temperaturowej w przedziale od 50 % do 60 %. Stosowanie takich rekuperatorów jest  przyczyną obniżenia wartości temperatury powietrza świeżego przed rekuperatorem, przy której pojawia się zagrożenie tego szronienia. Problem nie jest nowy, sygnalizowany był już przed 15 laty [2].   Przedstawione w dalszej części artykułu przykładowe dane potwierdzają, że zastosowanie rekuperatora o sprawności temperaturowej 83 % zamiast 59 % w przypadku najbardziej powszechnych parametrów powietrza wywiewanego, czyli temperatury 20 oC i wilgotności 30 % skutkuje znaczącym zwiększeniem zagrożenia szronienia.  W przytaczanym przypadku temperatura powietrza świeżego przed rekuperatorem, przy której pojawia  się zagrożenie pokrywania wymiennika szronem, z powodu zastosowania tego sprawniejszego rekuperatora wzrosła o 3 oC 
           Obecnie oferowane są urządzenia, o sprawności temperaturowej wyższej niż 85 %  (regeneratory nieobrotowe) i nie jest to jedynie chwyt reklamowy, ale odpowiedź bardziej ambitnych producentów na oczekiwania rynku. Pomimo powszechnego stosowania kryterium prostego czasu zwrotu poniesionych nakładów, które zachęca do stosowania rekuperatorów o mniejszej sprawności [4], jest szansa na to że w najbliższej przyszłości – może w ciągu roku  - dostatecznie powszechne  będzie stosowanie w dużych centralach wentylacyjnych rekuperatorów przeciwprądowych o sprawności temperaturowej 80 do 85 % pozwoli zapomnieć o pojedynczych rekuperatorach krzyżowych o sprawności 50 – 60 %.  Jednak aby taka nowa konstrukcja sekcji rekuperatora przeciwprądowego była powszechnie stosowana, konieczne jest zakupienie licencji, gdyż  rozwiązanie to jest zastrzeżone w Urzędzie Patentowym RP a także w zgłoszeniu europejskim. To spowalnia wejście takiej sekcji rekuperatora do powszechnego stosowania.
            Inną przyczyną trudności w promowaniu przede wszystkim w Polsce tej nowoczesnej konstrukcji sekcji jest zdaniem autora bezkrytyczne zachwycanie się w Polsce importowanym towarem. W konstrukcji urządzeń do odzysku ciepła wentylacyjnego prym wiodą firmy szwedzkie i niemieckie, przy czym w latach około 1980 – 1990 większym uznaniem cieszyły się propozycje szwedzkie (w/w regeneratory obrotowe), których większa odporność na szronienie jest szczególnie korzystna w klimacie szwedzkim, czyli znacznie ostrzejszym niż polski. Jednak polskie doświadczenia z ostatnich kilkunastu a nawet tylko kilku lat nie rokują na przyszłość ich powszechnego stosowania.
           Napływające do Polski niemieckie rozwiązania techniczne pod pewnymi względami wyprzedziły propozycje szwedzkie. Ale prawdopodobnie z powodu bardziej łagodnego tamtejszego klimatu, temat szronienia nie jest spotykany w niemieckiej literaturze technicznej. Pewne przesłanki świadczą także  o braku „woli  marketingowej”   do zmierzenia się z tym problemem.  Przypomina to powiedzenie o zamiataniu pod dywan – skoro o jakimś problemie się nie mówi, to powstaje wrażenie, że on nie istnieje. Być może tegoroczna ostrzejsza zima przypomniała niemieckim autorom, a także producentom, że szronienie w rekuperatorach występuje i może być kłopotliwe.
          Należy wyrazić uznanie dla zachodnioeuropejskich twórców najnowszych wersji rekuperatorów przeciwprądowych. Jednak nie wszystkie rozwiązania, które ostatnio na rynku się pojawiają są dobre, bo w niektórych propozycjach dostrzec można nawet cofanie się w rozwoju i np. tworzenie z wielu bardzo dobrych rekuperatorów przeciwprądowych układu, który z tego powodu ponownie staje się znacznie gorszym rekuperatorem krzyżowym. Zostanie to potwierdzone niżej.
         Obserwując, jak szronienie rekuperatorów jest traktowane w Europie Zachodniej, można dojść do wniosku, że z powodu bardziej kontynentalnego klimatu szronienie rekuperatorów w Polsce jest bardziej dokuczliwe niż za naszą zachodnią granicą, więc z tym problemem powinniśmy uporać się sami, zwłaszcza że gotowe są już propozycje, które wystarczy tylko wdrożyć. Ponadto te proponowane rozwiązania  uwzględniają stosowanie  rekuperatorów przeciwprądowych, które  pod względem występujących w nich strat ciśnienia oraz sprawności temperaturowej (80 % a nawet 85 %  ) dorównują regeneratorom  a jednocześnie są znacznie łatwiejsze w budowie i wygodniejsze w eksploatacji. pło musi wystąpić, gdy ich  powierzchnia osiągnie temperaturę niższą od zera.

     

                   1. Szronienie rekuperatorów opisywane w literaturze
                      oraz w danych firmowych

     

           W temacie tym najwięcej wątpliwości budzi określenie przedziału temperatury zewnętrznej, w którym występuje zagrożenie występowania tego szronienia. W artykule [6] podano informację, że zagrożenie to pojawia się dopiero przy temperaturze zewnętrznej   – 9 oC. Jednak autorzy tego artykułu nie podali, z jakich źródeł lub z jak przeprowadzonych obserwacji i pomiarów wynika ta wartość. Również autorzy artykułu  [8] nie uzasadnili z jakich przesłanek,  dla jakich układów i warunków miarodajne są  podawane przez nich wartości  od – 5 oC do – 9 oC. 
           Natomiast dla celów marketingowych niektórzy producenci rekuperatorów częściowo ale jednak znacząco ignorują ten problem  - chociaż w ich programach komputerowych  służących do doboru rekuperatorów występuje opcja, w której korzystający z tego programu musi zadeklarować się jakie przewiduje parametry by' pass - u  zabezpieczającego rekuperator przed szronieniem.  O braku rzetelnego dostrzegania szronienia rekuperatorów świadczą uzyskiwane z tego programu wyniki dotyczące tzw „energii” - czyli rocznego strumienia ciepła odzyskiwanego w danym rekuperatorze. Potwierdzają to przykładowe dane zamieszczone w tabeli 1 (szczególnie w kolumnie 8)   -  uzyskane dzięki użyciu tego  programu komputerowego jednego z wiodących producentów tych urządzeń.
           Informacje zestawione w tabeli 1 dotyczą podwójnego rekuperatora wykonanego z płyt o boku 415 mm oddalonych od siebie 3,3 mm, przy grubości pakietu tych płyt wynoszącej 1200 mm.  Oba strumienie powietrza posiadają w tym przypadku wartość  1260 Nm3/h  (0,35 Nm3/s).  Przyjęto, że rekuperator ten pracuje przez 7880 h/rok, przy średniej temperaturze zewnętrznej  +5 oC i niezmiennej temperaturze powietrza wywiewanego z pomieszczenia wynoszącej 20 oC.
          W tabeli tej w kolumnie 8  podane są wartości strumienia ciepła odzyskiwanego w rekuperatorze, co nazwane jest „oszczędnością mocy”. Ten strumień ciepła odzyskiwanego w rekuperatorze liniowo wzrasta wraz z obniżaniem się temperatury zewnętrznej .  Gdyby nawet przyjąć, że miarodajne są w/w wartości  - 5 oC  a nawet  - 9 oC, to w kolumnie tej w wierszu 8  (a już na pewno w wierszu 7) i wyżej  - czyli od szóstego do czwartego   -  wartości te powinny stopniowo ulegać zmniejszaniu, natomiast prosta wykreślona na ich podstawie ma taki sam współczynnik regresji jak w przedziale dodatnich wartości  temperatury zewnętrznej.   

     

    Tabela 1. Przykład danych uzyskiwanych z programu komputerowego jednego z producentów rekuperatorów - potwierdzający znaczące ignorowanie przez niego problemu szronienia rekuperatorów.

       

            Oznacza to, że autorzy tego programu komputerowego zapomnieli o tym, że w tym przedziale niskich wartości temperatury zewnętrznej  otworzy się przepustnica by' passu zabezpieczająca ten wymiennik przed szronieniem i strumień ciepła występujący w rekuperatorze wraz z obniżaniem temperatury zewnętrznej w tym jej przedziale będzie stopniowo a wręcz drastycznie ulegał zmniejszeniu. Projektant instalacji wentylacyjnej korzystając z tego programu  - z tego powodu zostaje wprowadzony w błąd zawyżonymi  wartościami rocznego strumienia ciepła odzyskiwanego w takim   rekuperatorze. Błąd ten  może wynosić co najmniej  12 %  - jeżeli należałoby przyjąć, że współczynnik przejmowania ciepła od strony powietrza wywiewanego z wykraplaniem kondensatu byłby dwa razy większy niż od strony powietrza świeżego. Natomiast zgodnie z niżej zamieszczoną argumentacją (że aw  =  az)  - błąd ten może wynosić nawet 25 %.  Nie można też wykluczyć, że wybór przez projektanta instalacji wentylacyjnej jednego z wielu rozwiązań będzie zależał tylko od bilansu rocznego strumienia ciepła odzyskiwanego w rekuperatorze w okresie ujemnych wartości temperatury zewnętrznej. W tym przypadku przy aw  =  az    suma wartości zestawionych w kolumnie 9 w tabeli 1 będzie zawyżona o około 90 %, czyli  to przekłamanie będzie prawie dwukrotne.   

          O  dość powszechnym ignorowaniu problemu szronienia rekuperatorów może świadczyć stosowanie przez dużą część  projektantów  (skupionych przede wszystkim na bezkrytycznym stosowaniu przepisów prawnych - bez zastanawiania się nad tym, z czego  one wynikają) w zamówieniach central wentylacyjnych normatywnej temperatury zewnętrznej jak dla centralnego ogrzewania – np. - 20 oC dla Warszawy. Nie dostrzega się w tych zamówieniach tego, że właśnie z powodu szronienia parametry pracy rekuperatora dla takiej temperatury zewnętrznej nie mogą być miarodajne.  Można odnieść wrażenie, że producenci central wentylacyjnych równie bezkrytycznie poddają się dyspozycjom takich projektantów, dlatego należy więcej mówić o wpływie błędnie przyjętych danych wyjściowych na końcowy wynik odzysku ciepła. 

     

                2.  Wpływ wykraplania pary wodnej na intensywność wymiany ciepła uwzględniany w jednym z programów komputerowych

                     stosowanych do określania parametrów pracy rekuperatorów przeciwprądowych

     

    Dla określenia granicznej wartości temperatury powietrza zewnętrznego, poniżej której występuje zagrożenie szronienia rekuperatora, najbardziej wiarygodne byłyby dane eksperymentalne. Nie udało się jednak przeprowadzić takich badań i zmuszeni jesteśmy do tego aby opierać się na obliczeniach, które mogą jednak pozwolić na dostateczną dokładność dla sformułowania słusznych wniosków.
         Oczywiste jest że opór cieplny płyt rekuperatora przy ich grubości jest pomijalnie mały, dzięki czemu można przyjąć, że wartości temperatury obu powierzchni tych płyt są sobie równe. Pojawia się natomiast wątpliwość czy wartości intensywności wymiany ciepła  - wyrażane wartościami współczynnika przejmowania ciepła po obu stronach płyty różnią się między sobą dostatecznie mało, aby można było temperaturę płyt określać jako średnią arytmetyczną z takich wartości dla obu strumieni powietrza. Czy określając najniższą wartość temperatury płyt rekuperatora przeciwprądowego na podstawie wartości temperatury powietrza świeżego dopływającego do rekuperatora oraz wartości temperatury powietrza wywiewanego wypływającego z rekuperatora, popełnilibyśmy znaczący błąd czy też nie?
            Wątpliwości te wynikają stąd że po stronie powietrza wywiewanego występuje kondensacja pary wodnej, natomiast z podręczników i nowszej literatury opisującej intensywność wymiany ciepła w kondensatorach wodnych oraz w skraplaczach stosowanych w układach chłodniczych wynika, że wykraplanie kondensatu powoduje wzrost intensywności wymiany ciepła. Gdyby zasada ta potwierdziła  się również w przypadku rekuperatorów wentylacyjnych, to dzięki tak zwiększonej intensywności wymiany ciepła od strony powietrza wywiewanego najniższa wartość temperatury płyt  byłaby wyższa od w/w proponowanej średniej arytmetycznej i dzięki temu można by wnioskować że mniejsze byłoby zagrożenie krzepnięcia tych skroplin.
          W odróżnieniu od aplikowania danych klimatycznych do warunków pracy jakiejś centrali wentylacyjnej, wykonanie przez producentów pomiarów testujących taki rekuperator w warunkach wykraplania pary wodnej było najprostszym wysiłkiem z możliwych sposobów określania parametrów jego pracy. Stąd można oczekiwać, że producenci tych urządzeń dla potwierdzenia swoich danych katalogowych wykonali takie, chociaż wyrywkowe pomiary testujące. Dlatego dla oceny wpływu strumienia  wykraplanego kondensatu na wzrost intensywności wymiany ciepła w rekuperatorach wentylacyjnych wykorzystano tutaj wyniki obliczeń wykonanych przy pomocy programu komputerowego  zalecanego przez jednego z producentów rekuperatorów właśnie dla określania parametrów pracy rekuperatorów w bardzo szerokich granicach parametrów powietrza a więc również w szerokich granicach wykraplania pary wodnej. Można więc oczekiwać, że wyniki te są znacznie bardziej wiarygodne niż w/w uwzględniające dane klimatyczne – zamieszczone w tabeli 1.

     

    Tabela 2. Fragment danych uzyskanych w pracy [7] dla określenia wpływu

                  strumienia pary wodnej wykraplanej w rekuperatorze przeciwprądowym

                  na intensywność wymiany ciepła - dla zbliżonych do siebie wartości prędkości

                  powietrza świeżego i wywiewanego (około 1,6 m/s)
     

    

         Dlatego też w pracy [7] korzystając z takiego firmowego internetowego programu komputerowego służącego do doboru rekuperatorów prawie przeciwprądowych, wykonano dostatecznie szeroki zakres obliczeń dla zmieniającej się wilgotności powietrza wywiewanego – powodującej zmianę strumienia wykraplanej w rekuperatorze pary wodnej, oraz dodatkowych obliczeń dla określenia uzyskiwanych tam wartości  współczynnika przenikania ciepła oraz współczynnika przejmowania ciepła.
         Uwaga:  Wykorzystany w pracy [7] program komputerowy - służący do określania cieplnych i hydraulicznych parametrów pracy rekuperatorów przeciwprądowych (częściowo „prawie przeciwprądowych”) dostępny był od 2007 r na stronie internetowej jednego z producentów takich rekuperatorów. Po roku lub dwóch program ten nie był tam już dostępny, gdyż producent ten zastąpił go nowym programem służącym do doboru tych urządzeń, w którym uzyskiwane wyniki obliczeń nie są już tak szczegółowe pod względem cieplnym i posiadają charakter bardziej ekonomiczny i handlowy. ----Uwaga:  - informacja ta przez przeoczenie nie została zamieszczona w pierwotnej treści niniejszego artykułu znajdującej się w miesięczniku „Rynek Instalacyjny” w n-rze 3/2010 na str. 72.
     

    W tabeli 2 zestawione są wyrywkowe dane zaczerpnięte z pracy [7] .  W tabeli tej oznaczono:
    WR – wielkość rekuperatora, np. 25/250  - tj. z płyt „25” o grubości pakietu 250 mm, oraz dla Lp 9 -  16  z płyt „45” o grubości pakietu 400 mm,
    V   -  strumieńpowietrza w rekuperatorze (taki sam dla pow. świeżego jak dla wywiewanego),         Nm3/h
    Hz  - wilgotność powietrza świeżego dopływającego do rekuperatora,                                           % 
    Hw – jw. lecz dla powietrza wywiewanego,                                                                               %
    tz1 – temperatura powietrza świeżego dopływajacego do rekuperatora,                                         ^oC
    tw1 – j. w. lecz dla powietrza wywiewanego,                                                                            oC
    ez – sprawność temperaturowa rekuperatora od strony powietrza świeżego,                                  %
    ew – jw. lecz od strony powietrza wywiewanego,                                                                       %
    tz2  - temperatura powietrza świeżego wypływającego z rekuperatora,                                          oC
    tw2  -  jw. lecz dla powietrza wywiewanego,                                                                             oC
    Q  - strumień ciepła występujący w rekuperatorze,                                                                     kW
    Mk – strumień pary wodnej, wykraplanej z powietrza w rekuperatorze                                          kg/h
    A – powierzchnia płyt rekuperatora wymieniająca ciepło, przy czym przyjęto że jest to   iloczyn ilości płyt wymieniających ciepło – wynikającej z grubości pakietu płyt i odległości między płytami (2,0 mm) oraz powierzchni rzutu płyty na płaszczyznę równoległą do niej, przy czym powierzchnia tego rzutu pomniejszona jest o margines szerokości  3 mm uszczelniający przestrzenie między płytami, w którym to marginesie wymiana ciepła nie występuje,                                                                                                m2
    Mk1 = Mk/A   - strumień wykraplanego kondensatu odniesiony do 1 m2 całej powierzchni wymieniającej ciepło – a nie tylko tej nieznanej          powierzchni, na której występuje wykraplanie tego kondensatu („uśredniona gęstość” tego strumienia),        g/h m2
    Dt – średnia logarytmiczna różnica temperatury między strumieniami powietrza,   oC
    k  = f(Q, A, Dt)   -  współczynnik przenikania ciepła, obliczany z powszechnie stosowanego  wzoru, przy czym przyjmowano, że  są  to rekuperatory w pełni przeciwprądowe,                                                                                         W/m2K
    aw  = f(k, az ) -   współczynnik przejmowania ciepła od strony powietrza wywiewanego obliczany z powszechnie stosowanego wzoru przy przyjęciu uproszczenia, że opór przewodzenia ciepła dla płyt jest równy zero, a współczynnik przejmowania ciepła  od strony powietrza świeżego określa zależność  az = 2 k  wg pozycji 1,2, 3  lub 9, 10, 11  - tj w przypadku braku wykraplania pary wodnej.                   
        Przyjęte powyżej uproszczenia mogły być źródłem niewielkich błędów dla określenia wartości współczynnika przejmowania ciepła, jednak nie przyczyniały się one do zniekształcenia charakteru krzywych określających wpływ strumienia wykraplanego kondensatu na intensywność wymiany ciepła. Na rys. 1 zamieszczono wykres zależności współczynnika przenikania ciepła od uśrednionej gęstości strumienia wykraplanego kondensatu tj wartości z kolumny 16 i 14 w tabeli 1 dla całego zakresu wielkości płyt rekuperatorów oferowanych przez tego producenta.

     Z uzyskanych wartości przedstawionych na tym wykresie wynika, że stosowanie coraz większych płyt jest nieracjonalne  - nie dlatego że zmniejsza się tam intensywność wymiany ciepła, gdyż rozkład tej intensywności na długości drogi strumienia powietrza opisywany w literaturze ma tutaj marginalne znaczenie i można przyjąć że dla wszystkich wielkości płyt przy prawie tej samej prędkości powietrza (tutaj około 1,6 m/s)  intensywność ta jest taka sama. Natomiast decydującą przyczyną uzyskiwania w ten sposób coraz mniejszych wartości współczynnika przenikania ciepła dla coraz większych płyt  jest to, że dla coraz większych płyt rozkład pola temperatury coraz bardziej zbliża się do rozkładu występującego w zwykłym rekuperatorze krzyżowym. Wyniki te potwierdzają więc  wcześniejsze stwierdzenie, że najnowsza oferta właśnie tej firmy – dotycząca rekuperatorów z płyt o wielkościach   80,  95  oraz 110 zdaniem autora nie wystawia jej dobrego świadectwa, a  decyzja o poniesieniu kosztów dla wykonania  oprzyrządowania tego zakresu produkcji wg oceny autora była grubą pomyłką. Wiele jednak wskazuje, że niniejsza argumentacja oraz ta przedstawiona w artykule [5] przyczyni się do wzrostu popytu na rekuperatory tej firmy z płyt o najmniejszych wielkościach – przede wszystkim „25” - dzięki ich przyszłemu powszechnemu stosowaniu w dużych centralach.

    

    Rys. 1. Zależność uzyskanych w pracy [7] wartości współczynnika przenikania ciepła od   uśrednionej

               gęstości strumienia wykraplanej pary wodnej dla poszczególnych wielkości płyt rekuperatora

               prawie przeciwprądowego przy prędkości powietrza ok.1,6 m/s

         Natomiast na rysunku 2 pokazano wykres zależności współczynnika przejmowania ciepła po stronie powietrza wywiewanego od „uśrednionej gęstości” strumienia wykraplanej pary wodnej dla poszczególnych wielkości płyt – to jest zależność wartości znajdujących się w kolumnie 17 w tabeli 2 od wartości w kolumnie 14. Jak można było się spodziewać –  charakter krzywych na rysunku 2 jest taki sam jak na rysunku 1. Okazuje się, że w   programie komputerowym tego producenta rekuperatorów nie występuje znaczący wpływ wykraplania pary wodnej z powietrza wywiewanego na wzrost intensywności wymiany ciepła. Wręcz odwrotnie - chociaż krzywe te są rosnące w przedziale uśrednionej gęstości strumienia wykraplanej pary wodnej od 24 g/h m2 do 75 g/h m2, to największe wartości dla tych poszczególnych  krzywych dotyczą powierzchni suchej. Wynika stąd, że w tych rekuperatorach wykraplanie pary wodnej nie jest przyczyną wzrostu intensywności wymiany ciepła.
        Można dostrzec sprzeczność powyższego wniosku z danymi, które w artykule [5] zawiera wykres tam pokazany, gdyż w przypadku regeneratora obrotowego nie powinien być możliwy ponad dwukrotny wzrost (wynosi tam 2,3 raza)  „współczynnika regeneracji” ciepła (przez analogię do współczynnika przenikania)   tylko dzięki wzrostowi współczynnika przejmowania ciepła w fazie odparowania skroplin z powierzchni złoża akumulującego.  Gdyby nawet po stronie parowania intensywność ta wzrosła do nieskończoności, a  jej odwrotność – czyli opór cieplny zmalał do zera, pozwoliłoby to uzyskać zaledwie dwukrotny wzrost  tego „współczynnika regeneracji”. Stąd wynika, że w regeneratorach wykraplanie pary wodnej jednak jest przyczyną wzrostu intensywności wymiany ciepła. Natomiast występujące na wykresach na runkach 1 i 2 jakby przesunięcie fazowe pomiędzy tymi -  zbliżonymi do sinusoidy – poszczególnymi krzywymi zniknie, jeżeli w kolumnach 13 i 14 uwzględniona zostanie skorygowana wartość powierzchni wymieniającej ciepło  -  uwzględniająca stopniowo powiększane podobieństwo coraz to większych płyt takiego rekuperatora prawie przeciwprądowego do płyt „klasycznego” rekuperatora krzyżowego.

     

    

    Rys. 2. Zależność uzyskanych w pracy [7] wartości współczynnika przejmowania ciepła

               po  stronie powietrza wywiewanego od uśrednionej gęstości strumienia  wykraplanej pary wodnej 

               dla poszczególnych wielkości płyt rekuperatora prawie przeciwprądowego przy prędkości powietrza ok. 1,6 m/s
     

     Natomiast nawet w przypadku gdyby ten wzrost intensywności wymiany ciepła od strony powietrza wywiewanego z powodu wykraplania był dwukrotny - wówczas określając najniższą wartość temperatury płyt rekuperatora przeciwprądowego należałoby korzystać ze wzoru
            tść = tz1   +  0,66 (tw2  - tz1)                                            K                      ( 1 )
     zamiast ze wzoru
            tść = tz1  +  0,5 (tw2 -  tz1 )   = 0,5 (tw2 + tz1)                   K                      ( 2 )
    
    - co   przy  tw2 = 20 oC,  tz1  = ok.  - 1  oC,    ez = ew =  ok. 80 % jest przyczyną zmiany uzyskiwanego wyniku  o  0,7  K  , gdyż    (0,66 – 0,5)  (1-0,8)  (20 –   -1)  =  0,16 x 4,2 = 0,67 K , czyli poniżej jednego kelwina.

     

                 3. Wpływ wilgotności powietrza wywiewanego z wentylowanego pomieszczenia

                     na najniższą wartość temperatury płyt rekuperatora przeciwprądowego

         W celu wykazania tego wpływu w tabeli 3 zestawionych jest  10  przykładowych przypadków parametrów pracy rekuperatorów. Pierwsze sześć pozycji dotyczy rekuperatorów  przeciwprądowych o sprawności temperaturowej ponad 80 %  a pozostałe cztery dotyczą pojedynczego rekuperatora krzyżowego o sprawności ok. 60 %, dla którego z powodu tej niskiej sprawności zróżnicowanie temperatury krawędzi płyt w szczelinach wylotowych jest pomijalnie małe i można przyjąć, że jest ono prawie takie jak w rekuperatorze przeciwprądowym  Dla dziewięciu przypadków (tj za wyjątkiem Lp 3) przyjęto, że najniższa wartość temperatury płyt powinna posiadać wartość 1,00 oC, przy czym  jest ona określana na podstawie  wzoru  ( 2 ). Taka nadwyżka  1 K  ponad wartość temperatury krzepnięcia skroplin jest  rezerwą uwzględniającą  możliwość eksploatacyjnego zróżnicowania najniższych wartości temperatury poszczególnych płyt a nawet tego zróżnicowania w poszczególnych punktach krawędzi wylotowej danej płyty.

         Dane zamieszczone w tej tabeli uzyskano, korzystając z wymienionych już wyżej internetowych programów komputerowych. Wszystkie przypadki dotyczą strumienia powietrza 10 800 Nm3/h  (3 Nm3/s). W poszczególnych kolumnach tej tabeli niektóre z oznaczeń są już wyżej opisane dla tabeli 2, natomiast pozostałe określają:

    B – grubość pakietu płyt,                                                    mm
    m – masa rekuperatora,                                                        kg
    Hw1 – wilgotność powietrza wywiewanego dopływającego do rekuperatora,    %
    Hz1 – jw.  lecz powietrza świeżego,                                                                     %
    Hz2 – jw.  lecz powietrza wypływającego z rekuperatora,                                   %
    Hw2 -jw.   lecz powietrza wywiewanego,                                                             %
    wz – prędkość powietrza świeżego w rekuperatorze,                                         m/s
    ww – jw. lecz powietrza  wywiewanego,                                                            m/s
    Dpz – strata ciśnienia w rekuperatorze po stronie powietrza świeżego,              Pa
    Dpw – jw.  lecz po stronie powietrza wywiewanego,                                           Pa
    tść  - zgodnie ze wzorem  ( 2 ),                                                                            oC  

        Przypadek danych zestawionych w pozycji  Lp 1 dotyczy rekuperatora o wielkości płyt „62” dla strumienia 10 800 Nm3/h,  zastosowanego np. w pionowej nawiewno – wywiewnej centrali o wymiarach przekroju poprzecznego  ok. 2 300 x 2 200 mm. Dla  zbliżonych wymiarów dostępnych na rynku nominalny strumień powietrza  dla okresu upalnego może zawierać się w granicach 8 000 -  25 000 Nm3/h, przy czym optymalna wartość wynosi 16 000 Nm3/h.  Oznacza to, że dla większości przypadków, w których stosunek strumienia powietrza świeżego do strumienia  nominalnego (tzw „wentylującego” - wynikającego z warunków letnich) zawiera się w granicach od 25 % do 40 %. rekuperator ten będzie najczęściej dobierany dla strumienia od 4 000 do 6 400 Nm3/h. Marginalna jest ilość przypadków ze wskaźnikiem stosunku strumienia powietrza świeżego do nominalnej wartości strumienia powietrza dla centrali wynoszącym 100 %. 

        W tabeli 3 w pozycji lp 1 dla większości przypadków przyjmowanych parametrów  powietrza wywiewanego (tw1 = 20 oC  i  Hw1 = 30 %)    aby uzyskać najniższą wartość temperatury płyty (ścianki)  1 oC   konieczne jest dostarczenie do tego rekuperatora powietrza świeżego o temperaturze  - 0,8 oC, której na krzywej klimatycznej można przypisać wilgotność ok. 71 %. Podobna wartość temperatury zewnętrznej (tz1 = - 0,75 oC) wymagana jest w przypadku (lp)  2.  Ten przypadek różni się tym od poprzedniego, że dotyczy rekuperatora z płyt o wielkości  „25” i grubości pakietu 16 000 mm (a nie 6 400 mm), dzięki czemu można go zastosować w pionowej centrali o przekroju ok. 2 000 x 2 200 mm, który obecnie jest oferowany na rynku, a masa takiego rekuperatora z płyt „25” stanowi zaledwie 70 %  masy rekuperatora „62”  (258 kg/ 369 kg), co jest zgodne z danymi pokazanymi na rysunku 1.

     

    Tabela 3. Zestawienie danych potwierdzających wpływ wilgotności powietrza wywiewanego, jego

                  temperatury i sprawności temperaturowej rekuperatora  na wartość temperatury zewnętrznej,

                  przy której występuje zagrożenie szronienia rekuperatora  (dla strumienia powietrza 10 800 Nm3/h)

    

     

           A jak uzyskać sekcję rekuperatora o grubości pakietu płyt wynoszącej 16 m w centrali 2 m x 2,2 m lub z pakietu o grubości 6,4 m  w centrali 2,3 m x 2,2 m ?  Np. pakiet o grubości 16 m można uzyskać z 24 elementów o masie 10,8 kg. Jest to korzystne w porównaniu rekuperatorem krzyżowym zastosowanym w takiej centrali, którego dane zestawione są w pozycjach od lp 7 do lp 10 w tej tabeli. . Taki rekuperator krzyżowy - mając masę 231 kg (więc zbliżoną do 258 kg)  -  nie tylko posiada mniejszą sprawność (59 % a nie 83 %) większe straty ciśnienia (ok. 140 Pa a nie ok. 100 Pa), ale jego producent proponuje uzyskać go z dwóch elementów o masie 116 kg.  Jednak w całej tej opatentowanej sekcji (bez odkraplacza) rekuperatora przeciwprądowego strata ciśnienia będzie zbliżona  do 140 Pa.  Takie rozdrobnienie rekuperatora tworzonego z wielu elementów jest jego bardzo istotną zaletą, zarówno na etapie wytwarzania takiej sekcji jak i montażu centrali.  Także podczas eksploatacji i prac konserwatorskich ma to duże znaczenie. Jedyną przewagą  tego rekuperatora krzyżowego jest to, że wymaga on sekcji o długości ok. 1,9 m , natomiast w/w rekuperator o pakiecie 16 m z płyt „25” wymaga sekcji o długości  2,6 m.   Aby poznać odpowiedź na o konstrukcję tej sekcji – konieczne jest dokonanie zakupu licencji na ten wynalazek.

            Przypadek lp 3  dotyczy warunków pracy tego rekuperatora przeciwprądowego dla pływalni, gdzie przy dostarczaniu powietrza świeżego o temperaturze  - 0,8 oC najniższa wartość temperatury płyt wynosi aż 7,3 oC, czyli jest daleka od zagrożenia szronieniem. Dopiero w przypadku lp 4  - tj dopływu do rekuperatora powietrza świeżego o temperaturze  tz1 = - 9  oC dla warunków dotyczących pływalni najniższa wartość temperatury płyt obniży się do 1  oC  - czyli do uznanej w niniejszym artykule za miarodajną.   

           Przypadek 5-ty i 6-ty potwierdza, że przyjęcie wartości    – 5 oC   jako miarodajnej dla temperatury powietrza świeżego, przy której pojawia się zagrożenie szronienia może  dotyczyć wentylacji dla pomieszczeń o temperaturze od 20 do 22 oC i wilgotności odpowiednio od 60  do 70 %.

           Przypadki 7, 8 i 9 potwierdzają, że o ile dla pomieszczeń bardziej wilgotnych zastosowanie rekuperatora o „symetrycznej” - tj takiej samej po obu stronach płyt     sprawności temperaturowej 59 % zamiast 83 % powoduje obniżenie temperatury powietrza świeżego zagrażającej szronieniem z – 5 oC   do – 7 oC  (tj. o 2 oC), to w przypadku pomieszczeń suchych ta różnica  wzrosła tutaj do 3 oC  - tj  z – 0,8  oC do  - 3,8 oC.

    

    Rys. 3. Pokazane na wykresie i – x   przemiany powietrza w rekuperatorze, które

              określone są w Tabeli 3 w pozycjach  lp 2,   4,  5  oraz   lp 10

          Ostatni przypadek o w tej tabeli pokazuje, że podawana w artykule [ 8 ] wartość temperatury powietrza świeżego  - 9 oC nie jest skrajna, bo można by było zastosować  dla pływalni rekuperator o sprawności 59 % i wówczas okazałoby się, że szronienie rekuperatora nie jest problemem, gdyż nawet  przy temperaturze zewnętrznej  - 11 oC szronienie się nie pojawia.
         Dla łatwiejszego porównania powyższych wyników, najważniejsze dane dotyczące czterech przypadków zamieszczonych w tabeli 3 w pozycjach 2, 4, 5 i 10 przedstawione są na wykresie i -x   pokazanym na rysunku 3.
         Powyższe dane pozwalają stwierdzić, że bardziej zagrożone szronieniem są  rekuperatory o większej sprawności temperaturowej, a ponadto zastosowane dla wentylowania pomieszczeń suchych  a nie dla pomieszczeń wilgotnych. -  jakby   to  pobieżnie  (bez dostatecznej „wnikliwości”) mogło się  wydawać.  
         Natomiast przy zamawianiu rekuperatora podawane parametry jego pracy powinny, odpowiadać warunkom występującym przy  temperaturze zewnętrznej     -  1 oC  - tak jak sygnalizowano to już w artykule  [5],  jednak  nie  dlatego, że  procentowy udział instalacji wentylacyjnych stosowanych dla pomieszczeń suchych przeważa, ale dlatego że przy podawaniu tych danych dla niższej temperatury zewnętrznej w przypadku pomieszczeń suchych, możliwe jest wprowadzenie przekłamań, natomiast dzięki sprecyzowaniu  parametrów pracy rekuperatora dla temperatury zewnętrznej  - 1 oC,   takie przekłamania nie wystąpią nawet w przypadku pływalni.

     

               4. Podsumowanie

     

          W krótkim artykule, bez wcześniejszych wyjaśnień, nie jest możliwe przedstawienie dostatecznie przekonującej argumentacji wykazującej, jak znaczące może być zwiększenie rocznego strumienia ciepła odzyskiwanego w rekuperatorze przeciwprądowym dzięki zastąpieniu dotychczas powszechnie stosowanego zabezpieczenia rekuperatora przed szronieniem – obejściem rekuperatora po stronie powietrza świeżego przez zastosowanie innych układów (np. z recyrkulacją powietrza świeżego zza nagrzewnicy przed rekuperator lub układem z nagrzewnicą wstępną). Przedstawiając w poprzednim artykule [5] argumenty za stosowaniem rekuperatorów przeciwprądowych, tutaj autor chciał wykazać, że okres występowania zagrożenia rekuperatora szronieniem w ciągu roku, szczególnie w polskich warunkach, jest znacznie dłuższy, niż dotychczas w literaturze  sugerowano.

     

                 5.  Literatura

     

    [1]  Halupczok J., Tomczak W., Ruszel F., Surmacz P.: Krzywe czasów trwania temperatury i entalpii powietrza zewnętrznego dla oceny    odzysku    ciepła.  Ciepłownictwo Ogrzewnictwo Wentylacja  nr 11/1978. 
    
    [2]  Jakóbczak A.: Ograniczenie rocznego  czasu wykorzystywania rekuperatora wynikające z jego szronienia.  COW Nr 10/1994  s. 391 – 393.
    
    [3]   Jakóbczak A.: Posiadający już ochronę patentową wynalazek pt  „Układ urządzenia wentylacyjnego z wymiennikiem do odzyskiwania         ciepła“ wg zgłoszenia patentowego  nr  P -363 653 –  opublikowany w Biuletynie Urzędu Patentowego  nr 11/1995 str 110.

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

      
    [5]  Jakóbczak A.: Rekuperatory przeciwprądowe. Rynek Instalacyjny nr 9/2009 s.76 – 79. (www.jakobczak.pollub.pl)
    
    [6]   Klingenburg:  Rekuperator przeciwprądowy GS  -  bez przeciągów i bez strat ciepła.  Chłodnictwo  & Klimatyzacja  nr 8/2007  s. 82.
    
    [7]   Przekora Sz.: Wpływ strumienia wykraplanego kondensatu na intensywność wymiany ciepła na przykładzie rekuperatorów typu...... . Praca magisterska Politechnika Lubelska,    lipiec 2009 r.
    
    [8]   Rosiński M., Spik Z.: Ocena techniczna i ekonomiczna wybranych układów do odzyskiwania ciepła z powietrza wentylacyjnego. Ciepłownictwo Ogrzewnictwo Wentylacja nr 7 - 8 / 2006  s. 47 – 51.

  • Wersja do druku