Wilgotność powietrza i recyrkulacja w wentylacji

Wilgotność powietrza w pomieszczeniach z wentylacją mechaniczną

W pomieszczeniach z wentylacją mechaniczną, np. w czytelniach, audytoriach, kawiarniach, pomieszczeniach handlowych i biurowych oraz salach komputerowych czy kinowych, podstawowym źródłem zysków pary wodnej są przebywający w nich ludzie. Natomiast większość pomieszczeń, w których stosuje się wentylację mechaniczną, to właśnie pomieszczenia suche.

W takich instalacjach z powodu ograniczonych zysków wilgoci strumień powietrza świeżego wynikający z wymagań higienicznych powoduje nadmierne wysuszanie pomieszczeń, co często podkreślano w licznych publikacjach. Strumień ten jest iloczynem normatywnej ilości powietrza świeżego (20 m³/h/osobę, często też 30, a nawet 50 m³/h/osobę) i nominalnej liczby osób, dla których wentylowane pomieszczenie przeznaczono. Jednak podczas eksploatacji pomieszczeń pełna frekwencja występuje w nich rzadko, co przy braku automatycznej regulacji ograniczającej minimalny strumień powietrza świeżego (zgodnej z oczekiwanym kierunkiem rozwoju instalacji opisanym np. w artykule [6]) jest przyczyną jeszcze większego deficytu pary wodnej w wywiewanym powietrzu.

Rozważmy jednak przypadek pełnej frekwencji osób w pomieszczeniu. Przykładowo do pomieszczenia przeznaczonego dla n osób, ze względu na konieczność spełnienia minimum higienicznego w wysokości Vz1 = 20 m³/h/osobę, powinien zostać dostarczony strumień powietrza świeżego:

W wypadku pełnej, 100-proc. frekwencji zyski pary wodnej od osób w pomieszczeniu wyniosą:

gdzie:

m1L= 38 g/h/osobę to jednostkowy strumień pary wodnej przy temperaturze w pomieszczeniu

tw = 20°C, zgodnie z powszechnie uznanymi danymi wskaźnikowymi podawanymi w wielu źródłach, np. w publikacjach [4, 5], gdzie dla strumienia ciepła wilgotnego, tj. 25 W/osobę, strumień pary wodnej ma 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 ww. strumienia pary wodnej od ludzi, to przyrost wilgotności właściwej strumienia powietrza świeżego Dx będzie niewielki, gdyż

gdzie:

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

Po uproszczeniu:

Stąd dla Vz1 = 20 m³/h/osobę, frekwencji 100% i w = 0,1 ten przyrost wynosi Dx = 1,76 g/kg – przyjęto 1,8 g/kg.Natomiast dla Vz1 = 20 m³/h/osobę, frekwencji 60% i w = 0,1 przyrost Dx = 1,1 g/kg, dla Vz1 = 30 m3/h/osobę, frekwencji 100% i w = 0,1 przyrost Dx = 1,2 g/kg, a dla Vz1 = 30 m3/h/osobę, frekwencji 60% i w = 0,1 przyrost Dx = 0,7 g/kg.

W tabeli w kolumnach 1–3 i pozycjach 1–6 zestawiono parametry powietrza zewnętrznego, które w przybliżeniu znajdują się na krzywej klimatycznej dla Warszawy, przy czym w kolumnach tych oznaczono:

• te – temperaturę powietrza zewnętrznego (świeżego) [°C],
• HKK – wilgotność względną powietrza dla krzywej klimatycznej [%],
• xKK – wilgotność właściwą powietrza dla krzywej klimatycznej [g/kg].

Stąd dla temperatury zewnętrznej np. te = –2°C w warunkach eksploatacyjnych odpowiadających krzywej klimatycznej w tak wentylowanym pomieszczeniu w strefie przebywania ludzi i w przewodach wywiewnych wystąpi wilgotność powietrza:

Wartość tą podano w kolumnie 6 tabeli, a tej wilgotności właściwej w temperaturze tw = 20°C odpowiada wilgotność względna HwKK = 28% (kolumna 7). Natomiast dla temperatury powietrza świeżego te = 0°C i wilgotności odpowiadającej krzywej klimatycznej 70% (kolumna 7) wilgotność osiąga już wartość 31%.Czytelnicy bagatelizujący problem szronienia rekuperatorów mogą wskazać na częste występowanie większej wartości wilgotności właściwej powietrza zewnętrznego, niż wynika to z przebiegu krzywej klimatycznej, dlatego też w kolumnach 4, 8 i 9 zestawiono dane dotyczące przypadków możliwie największej wilgotności powietrza zewnętrznego, tj. dla punktów leżących na krzywej nasycenia (HzN = 100%) w kolumnach tych oznaczono:

• xN – wilgotność właściwą powietrza zewnętrznego na krzywej nasycenia [g/kg],
• xwN – wilgotność właściwą powietrza wywiewanego z pomieszczenia – jako sumę podobną do wyliczanej ze wzoru (6), lecz uwzględniającą wartość wilgotności xN [g/kg],
• HwN – wilgotność względną powietrza wywiewanego z pomieszczenia w sytuacji możliwie Największej wilgotności powietrza zewnętrznego, tj. na krzywej nasycenia [%].

Takie przejęcie do krzywej nasycenia spowodowało w tym przypadku wzrost wilgotności powietrza wywiewanego z 28 i 31% do 35 i 38%, nie została jednak przekroczona wartość 40%. Wartości te podano w tabeli w pozycji 1 i 2 kolumny 9. Wartość strumienia powietrza świeżego i jego udział w strumieniu powietrza wentylującego, czyli w sumie strumieni powietrza świeżego i recyrkulowanego, jest obecnie najczęściej wyregulowana na etapie rozruchu instalacji wentylacyjnej. Nie udało się jeszcze upowszechnić stosowania eksploatacyjnej korekty „w dół” strumienia tego powietrza świeżego w wypadku występowania mniejszej od nominalnej frekwencji osób w wentylowanym pomieszczeniu. Stąd w pozycjach 7–10 zestawiono dane dla przypadku frekwencji w wysokości 60%.

W pozycjach 11–18 tabeli zestawiono też dane dotyczące przypadku zastosowania podwyższonej wartości strumienia powietrza świeżego, tj. 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 pomieszczeń w mniej niż marginalnych przypadkach będzie nieco wyższa od 30%, ale nie przekroczy wartości 40%. Dla temperatury zewnętrznej –2°C i 0°C wartości w kolumnach 7 i 9 naniesiono pogrubioną czcionką, gdyż właśnie w tym przedziale, z powodu małej wilgotności powietrza wywiewanego z pomieszczenia, w przypadku stosowania rekuperatorów przeciwprądowych o sprawności temperaturowej od 80 do 85% znajduje się graniczna wartość temperatury zewnętrznej, poniżej której w dominującej liczbie przypadków instalacji wentylacyjnych występować będzie zagrożenie szronienia tych urządzeń [1, 2].

Recyrkulacja powietrza wywiewanego – rozbieżność poglądów

W jednej z prezentacji podczas tegorocznego Forum Wentylacja wymieniono cechy, które odróżniają urządzenia klimatyzacyjne od wentylacyjnych. Uczestnicy dyskusji odbywającej się po tym wystąpieniu w pełni zgodzili się z następującymi stwierdzeniami:

• urządzenia klimatyzacyjne dysponują źródłem zimna, natomiast instalacje wentylacyjne takich źródeł są pozbawione,
• urządzenia klimatyzacyjne – w przeciwieństwie do wentylacyjnych – wyposażone są w dostatecznie szeroki zakres układów automatycznej regulacji pozwalających na regulację wilgotności powietrza w klimatyzowanym pomieszczeniu i jego temperatury w zależności od obciążeń cieplnych i wilgotnościowych – czyli regulację z wykorzystaniem takiej pętli sprzężenia zwrotnego, którą skrótowo można określić w ten sposób, że centrala klimatyzacyjna „widzi” klimatyzowane pomieszczenie.

Natomiast rozbieżność poglądów ujawniła się w zakresie stosowania recyrkulacji powietrza wywiewanego do świeżego. Autor artykułu podczas dyskusji sprzeciwił się propozycji, by uwzględnić jeszcze jedną cechę odróżniającą urządzenia klimatyzacyjne od wentylacyjnych. Mianowicie w wystąpieniu wyrażono pogląd, że w instalacjach klimatyzacyjnych występuje recyrkulacja powietrza wywiewanego do strumienia powietrza świeżego, a instalacje wentylacyjne pracują bez takiej recyrkulacji, czyli zawsze strumień powietrza nawiewanego do pomieszczenia jest strumieniem powietrza świeżego.

Na postawione pytanie: „dlaczego zatem w dominującej liczbie zamawianych central wentylacyjnych występują przepustnice recyrkulacji powietrza wywiewanego do tzw. strumienia powietrza wentylującego?” padła 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”.

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

• z wymagań higienicznych dla dostatecznej świeżości powietrza w wentylowanym pomieszczeniu, tj. 20 m³/h/osobę (lub 30, a w nielicznych przypadkach i więcej)?
• czy z bilansu zysków ciepła dla tego pomieszczenia w okresie letnim (zbliżonym do upalnego)?

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, do wentylowania której zastosowano strumień powietrza wynikający z minimalnego strumienia powietrza świeżego Vz1 = 20 m³/h/osobę, to wentylator nawiewny zostałby dobrany dla strumienia powietrza Vz = 4000 m3/h = 1,11 m³/s. Jeżeli możliwe byłoby założenie, że nie występują inne źródła ciepła – m.in. dlatego, że pomieszczenie nie ma okien ani innych przegród zewnętrznych – to same zyski ciepła od osób konieczne do odprowadzenia przez ten strumień powietrza w okresie letnim miałyby wartość:

gdzie:

Q1w = 69 W/osobę – strumień ciepła od jednej osoby przy tw = 26°C, zgodnie z informacjami zamieszczonymi np. w [4, 5], tj. 70 W/osobę, przy czym do dalszych porównań przyjęto 69 W/osobę jako wartość bardziej niekorzystną dla poniżej formułowanych wniosków. Stąd dla tak małego strumienia powietrza przyrost temperatury wynikający z tych zysków ciepła wynosiłby:

gdzie:

c – średnie ciepło właściwe powietrza dla tych warunków = 1,00 J/gK.Wynika stąd, że już przy temperaturze zewnętrznej 16°C temperatura powietrza w tym pomieszczeniu byłaby wyższa o 0,3°C od temperatury 26°C, dla której określono ww. jednostkowy strumień ciepła w wysokości 69 W/osobę. Natomiast już przy temperaturze zewnętrznej 23°C w pomieszczeniu tym występowałaby temperatura 30°C (jednostkowy strumień ciepła „suchego” zmniejszyłby się wówczas do 47 W/osobę), co oznaczałoby, że taka intensywność 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 [4]) krotności wymian, co raczej niekorzystnie świadczy o autorach takich opracowań. Np. w wypadku sali audytoryjnej dla 200 osób, o kubaturze 1400–1600 m³, przy zalecanej w publikacji [5] 8–10-krotności wymian powietrza dla okresu letniego strumień powietrza wynosi od 11 000 do 16 000 m³/h, natomiast w wypadku takiej kubatury sali kinowej o 4–6-krotności wymian strumień ten może zawierać się w granicach od 5600 do 9600 m³/h.

Tak duże rozbieżności wyników 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°C, i w oparciu o ten bilans określić miarodajny strumień powietrza, np. dla temperatury powietrza zewnętrznego nawiewanego w okresie letnim tn = tz = 22°C. Stąd w wypadku analizowanej sali kinowej strumień tego powietrza osiągnąłby wartość:

czyli jest zbliżony do wartości 9600 m³/h będącej górną granicą przedziału wynikającego z krotności wymian dla sali kina.

Natomiast w sali audytoryjnej, a tym bardziej w czytelni, mogą wystąpić zyski ciepła od okien, np. ok. 2500 W, co przyczyniłoby się do zwiększenia strumienia powietrza proporcjonalnie do ilorazu 10 350 (13 800 + 2500) / 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 wypadku centralę wentylacyjną dla strumienia 4000 m³/h, zaniża tę wartość ok. 2,5-krotnie, gdyż dla kina należało przyjąć 9600 m³/h, a nawet trzykrotnie, gdy dla Sali audytoryjnej trzeba było przyjąć 12 200 m³/h.

Podobne porównania można przedstawić dla ponad 30 przeznaczeń pomieszczeń zestawionych w tabeli 351-1 zamieszczonej w publikacji [4] 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 (20 lub 30 m³/h/osobę), popełniałby najczęściej błąd dwukrotnego, a nawet czterokrotnego zaniżenia wartości nominalnego strumienia powietrza dla centrali. Pomimo tego, że nie można wykluczyć, iż taki błąd w marginalnej liczbie przypadków zmalałby do zera, to mogą też wystąpić przypadki, w których to zaniżenie może być nawet pięciokrotne.

Mając powyższe na uwadze, trzeba stwierdzić, że przy obecnie stosowanych zasadach projektowania w dominującej liczbie przypadków instalacji wentylacyjnych występuje recyrkulacja powietrza wywiewanego do powietrza świeżego. Stąd nie należy wskazywać tej właśnie cechy jako odróżniającej instalacje wentylacyjne od klimatyzacyjnych. Przy tej okazji bardzo ważne jest ponowne podkreślenie, że zarówno w centrali klimatyzacyjnej, jak i wentylacyjnej rekuperator powinien był dobierany dla strumienia powietrza świeżego, a nie dla strumienia nominalnego przypisanego danej centrali, gdyż – jak wykazano to powyżej – strumień tego powietrza jest najczęściej dwu-, a nawet czterokrotnie większy od strumienia powietrza w rekuperatorze.

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. Niewykluczone, że niedługo ze względu na konieczność szukania wszelkich możliwych oszczędności energii, a także z powodów epidemiologicznych (ptasia lub świńska grypa itp.) można będzie oczekiwać takiego kierunku rozwoju techniki wentylowania lub klimatyzowania pomieszczeń (ujętych w tabeli 351-1 w publikacji [4]), w którym przepustnica powietrza recyrkulowanego w centralach będzie prawie zawsze zamknięta, z wyjątkiem okresów upalnych dla klimatyzacji oraz wyjątkowych sytuacji, w których przy otwarciu przepustnicy możliwa będzie praca centrali klimatyzacyjnej i wentylacyjnej na powietrzu obiegowym.

Można się spodziewać, 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 a w okresie upalnym i zbliżonym do upalnego (w przypadku wentylacji) lub tylko w okresie zbliżonym do upalnego (przy klimatyzacji). Może to być alternatywną i równoległą ścieżką postępu w porównaniu z propozycję opisaną w artykule [6].

Z powodu braku recyrkulacji strumień powietrza w nawiewnikach będzie zmieniać 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% wartości wynikającej z wymagań higienicznych. Realizacja takich rozwiązań będzie napotykała duże trudności wynikające przede wszystkim z konieczności zapewnienia równomiernego rozdziału powietrza w wentylowanym pomieszczeniu.

Najłatwiej będzie to można uzyskać w wypadku wentylacji wyporowej oraz sal widowiskowych z równomiernie rozmieszczonymi wywiewni kami pod fotelami (przy czym niezbędna będzie dwupołożeniowa praca większości z nich). Dlatego też karygodne jest, gdy podczas remontu jakiejś sali audytoryjnej likwiduje się istniejące wywiewniki pod fotelami, zastępując je montowanymi w ścianach bocznych, co w przyszłości będzie wręcz uniemożliwiać elastyczną pracę instalacji w dostatecznie szerokich granicach zmian strumienia powietrza występującego w nawiewnikach.Taki kierunek rozwoju urządzeń wentylacyjnych – to jest z zamkniętą przepustnicę recyrkulacji powietrza wywiewanego do powietrza nawiewanego oraz ze zmieniającym 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 centralami nawiewno-wyciągowymi i układami ich automatycznej regulacji nie są przystosowane do równoległego połączenia obu wentylatorów w obiegu recyrkulacji z wykorzystaniem przepustnicy 9. Natomiast w podstawowej wersji tego układu przewód z przepustnicą 9a nie występuje, a przepustnica 9 łączy wentylatory równolegle. Uwzględniając obecne eksploatacyjne doświadczenia i zasady projektowania tych instalacji i central tylko z szeregową współpracą wentylatorów, można stwierdzić, że przepustnica 9 umożliwia właśnie pracę centrali tylko na powietrzu obiegowym przy zamkniętej czerpni, co świadczy, że już w 2003 r. zakładano jako dominującą możliwość eksploatowania takiej centrali wentylacyjnej tylko na powietrzu świeżym.

W układzie pokazanym na rys. 1 możliwe jest uzyskanie szeregowej współpracy obu wentylatorów dla recyrkulacji z wykorzystaniem przepustnicy 9 w wypadku umieszczenia wentylatora 2 w sąsiedztwie nagrzewnicy 6 (rys. 2). Umieszczenie wentylatora nawiewnego w tym punkcie centrali ma jednak więcej wad niż zalet w porównaniu z wersją z przepustnicą 9a, gdyż wówczas rekuperator dla powietrza świeżego znajduje się po ssącej stronie 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. A umieszczenie filtra powietrza świeżego przed komorą mieszania tego powietrza z recyrkulowanym powietrzem świeżym (rys. 2) jest jednak korzystniejsze niż za komorą mieszania (rys. 1).

Układ z wykorzystaniem przepustnicy 9a oraz ten pokazany na rys. 2 może być stosowany przede wszystkim w centralach klimatyzacyjnych, których recyrkulacja taka w okresie upalnym jest niezbędna. Można jednak w przyszłości oczekiwać upowszechnienia się bardziej precyzyjnego projektowania instalacji wentylacyjnych i dalszego doskonalenia techniki regulacji. Dzięki takiemu kierunkowi rozwoju urządzeń wentylacyjnych uzyskano by nie tylko dalsze oszczędności energii pobieranej przez silniki wentylatorów, wyeliminowano by też dość znaczące źródło hałasu, którym jest praca recyrkulacyjnej przepustnicy 9 lub 9a przy szczególnie dużej różnicy ciśnienia po obu jej stronach. To źródło nie jest na razie dostatecznie dostrzegane z powodu dużej hałaśliwości dostępnych obecnie na rynku wentylatorów, ale są powody, by sądzić, że urządzenia te mogą być znacznie bardziej ciche.

Podsumowanie

Z powyższej oraz opisanej w publikacji [3] argumentacji wynika, że w pomieszczeniach rekreacyjnych, przeznaczonych do pracy lekkiej i innych podobnych zapewnienie minimalnych wymagań higienicznych dla świeżości powietrza dzięki wentylacji mechanicznej jest przyczyną tak małej wilgotności powietrza wywiewanego, że już w temperaturze zewnętrznej od –2°C do –1°C występuje zagrożenie szronienia rekuperatorów przeciwprądowych o sprawności temperaturowej 80–85%. Dodatkowo dla odróżnienia instalacji klimatyzacyjnych od wentylacyjnych nie powinno się wskazywać na fakt istnienia w nich recyrkulacji powietrza wywiewanego.Zarówno w centralach wentylacyjnych, jak i klimatyzacyjnych (działających we wspomnianych pomieszczeniach) nominalny strumień powietrza dla danej centrali jest najczęściej dwu- 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, wystąpiła stagnacja, gdyż sygnalizowane w kilku publikacjach możliwości wdrożenia nowej generacji nawiewno-wyciągowych central wentylacyjnych wciąż okazywały się „głosem wołającego na pustyni”.

Literatura

1.  Jakóbczak A., Szronienie rekuperatorów (cz. 1), „Rynek Instalacyjny” nr 3/2010.
2. Jakóbczak A., Szronienie rekuperatorów (cz. 2), „Rynek Instalacyjny” nr 4/2010.
3. Jakóbczak A., Układ urządzenia wentylacyjnego z wymiennikiem do odzyskiwania ciepła, patent nr 204 077 z 22.02.2010 r., wg zgłoszenia nr P-363 653 z 24.11.2003 r., „Biuletyn Urzędu Patentowego” nr 11/2005.
4. Recknagel H. i in., Ogrzewanie + klimatyzacja. Poradnik, Wyd. EWFE, Gdańsk 1994/95.
5. Recknagel H. i in., Kompendium ogrzewania i klimatyzacji, OMNI SCALA, Wrocław 2008/09.
6. Sowa J., Wentylacja ze zmiennym strumieniem powietrza higienicznego, „Rynek Instalacyjny” nr 3/2005.