sterowanie energooptymalne
Zapotrzebowanie na energię oraz koszty klimatyzacji w układzie z recyrkulacją i rekuperatorem dla pomieszczenia czystego
Wprowadzenie
W strukturze kosztów eksploatacji pomieszczeń czystych znaczący udział posiada klimatyzacja. Według literatury udział ten mieści się w przedziale 30÷40% łącznych nakładów energetycznych [11]. Relatywnie duże nakłady energetyczne na klimatyzację pomieszczeń czystych motywują do poszukiwania energooptymalnych struktur oraz energooptymalnych algorytmów sterowania klimatyzacji tych pomieszczeń. Literatura przedmiotu dostarcza szereg badań w tym zakresie. Jhy-Ming i in. [3] optymalizowali strukturę układu klimatyzacyjnego dla pomieszczenia czystego poprzez zmianę lokalizacji wentylatora w układzie nawiewnym w stosunku do chłodnicy. Wykazali, iż lokalizacja wentylatora za chłodnicą pozwala uzyskać oszczędności energetyczne w wyniku zmniejszenia mocy nagrzewnicy wtórnej. Min-Hwi i in. [6] zaprezentowali pośrednią formę odzysku ciepła z powietrza wywiewanego. Powietrze wywiewane chłodzi wodę w obiegu chłodni wieżowej otwartej, następnie schłodzona woda – poprzez wymiennik dochładza wodę obiegową w chłodnicy wstępnej. Kui i in. [4] analizowali koncepcję klimatyzacji pomieszczenia czystego z dwoma chłodnicami w układzie równoległym odpowiednio z priorytetem chłodzenia jawnego i osuszania, wykazując możliwe do uzyskania oszczędności energetyczne. Jo i in. [2] optymalizowali strukturę układu klimatyzacyjnego dla pomieszczenia czystego produkcji półprzewodników. Wykazali oszczędności energetyczne jakie można uzyskać stosując bezpośrednie odprowadzenie zysków ciepła jawnego w pomieszczeniu przez układ recyrkulacyjny z chłodnicami suchymi, dwustopniowe chłodzenie o różnych temperaturach powierzchni chłodnicy oraz rozdzielenie źródła chłodu dla chłodzenia suchego w układzie recyrkulacyjnym i chłodnicy w centrali klimatyzacyjnej. Zagadnienia optymalizacji układu klimatyzacyjnego pomieszczeń czystych w zakresie struktury i algorytmów sterowania według kryterium energetycznego były przedmiotem wcześniejszych prac Autorów [5, 8, 9, 10, 11, 12]. Przedmiotem optymalizacji były układy klimatyzacyjne bloków operacyjnych szpitali w oparciu o metodę optymalizacji w ujęciu holistycznym [8, 9], układy klimatyzacyjne pomieszczeń izolatek dla pacjentów po przeszczepach szpiku na oddziałach hematologii i transplantacji szpiku [10] oraz układy klimatyzacyjne z recyrkulacją i obrotowym regeneratorem energii dla pomieszczeń czystych [5]. W strukturze układów klimatyzacyjnych dla pomieszczeń czystych z założenia, powszechnie stosuje się recyrkulację powietrza – pod warunkiem, iż recyrkulacja jest dopuszczona – z minimalnym możliwym udziałem powietrza zewnętrznego. W wartościach bezwzględnych udział ten jest jednak znaczący dlatego też, w układzie przygotowania powietrza zewnętrznego stosuje się odzyskiwanie ciepła z powietrza wywiewanego. Jednym z możliwych wariantów jest w tym przypadku zastosowanie rekuperacji – wymiennika krzyżowego lub przeciwprądowego. Podstawowym problemem eksploatacyjnym jest tutaj oszronienie wymiennika w okresie zimowym występujące przy ujemnych temperaturach powietrza zewnętrznego. W takich okresach można zastosować wstępny podgrzew elektryczny lub obejście („by-pass”) rekuperatora po stronie powietrza zewnętrznego. Kryterium wyboru struktury optymalnej energetycznie oraz algorytmów energooptymalnego sterowania może być tutaj roczne zapotrzebowanie na energię pierwotną układu lub roczne koszty energetyczne.
Przedmiotem prezentowanego artykułu jest analiza rocznego jednostkowego zapotrzebowania na energię oraz rocznych jednostkowych kosztów energetycznych dla układu klimatyzacji z recyrkulacją i rekuperatorem dla pomieszczenia czystego.
Struktura układu klimatyzacji, model symulacyjny
Przyjęto model układu klimatyzacji dla pomieszczenia czystego przedstawiony na rys.1. W układzie tym centrala powietrza zewnętrznego współpracuje z centralą recyrkulacyjną. W strukturze centrali powietrza zewnętrznego zastosowano wymiennik krzyżowy (alternatywnie przeciwprądowy). W celu zabezpieczenia wymiennika krzyżowego przed oszronieniem zastosowano alternatywnie: nagrzewnicę wstępną elektryczną – rys. 1a lub obejście („by-pass”) wymiennika krzyżowego – rys.1b. Na rys.1 przedstawiono także osłony bilansowe układu, w celu zdefiniowania energii użytkowej, końcowej cząstkowej oraz końcowej. Relacje między energią użytkową, energią końcową cząstkową oraz energią końcową w rozważanym przypadku układu klimatyzacyjnego – rys.1, zilustrowano na wykresach h-x przedstawionych na rys.2.
Model symulacyjny działania układu klimatyzacyjnego w ciągu całego roku sformułowano przy następujących założeniach:
- pomija się straty ciepła lub chłodu w centralach klimatyzacyjnych, a także w instalacji kanałowej powietrznej, (ΔEH1 = 0, ΔEH2 = 0),
- zakłada się stały udział powietrza zewnętrznego, α = const.,
- zakłada się dwa alternatywne warianty zabezpieczenia wymiennika krzyżowego w okresie zimowym przed oszronieniem: wariant 1 – nagrzewnica wstępna elektryczna, wariant 2 – obejście („by-pass”) wymiennika krzyżowego.
Jako kryterium optymalizacji przy wyznaczaniu optymalnych energetycznie przemian termodynamicznych powietrza przyjęto funkcję celu w postaci:
gdzie:
m˙ i – strumień masy powietrza w i-tej operacji,
Dhi – zmiana entalpii właściwej w i-tej operacji.
Wynikowo, otrzymuje się dla parametrów powietrza zewnętrznego strefy energooptymalnej obróbki termodynamicznej powietrza, które można odwzorować na wykresie h-x.
Zapotrzebowanie na energię użytkową, końcową oraz pierwotną wyznaczono w oparciu o relacje prezentowane we wcześniejszych publikacjach Autorów [5, 8, 10, 12]:
gdzie:
QH,n – roczne zapotrzebowanie na ciepło netto nagrzewnic wodnych, kWh/r,
QHel,n – roczne zapotrzebowanie na ciepło netto dla nagrzewnicy elektrycznej, kWh/r,
QC,n – roczne zapotrzebowanie na chłód netto chłodnicy, kWh/r,
QB,n – roczne zapotrzebowanie na ciepło netto nawilżaczy parowych, kWh/r,
Schemat układu klimatyzacyjnego pomieszczenia czystego z osłonami bilansowymi: a/ rekuperator z nagrzewnicą wstępną elektryczną i obejściem „by-pass”, b/ rekuperator z obejściem „by-pass”, przyjęto następujące oznaczenia: Ej,C, Eu,O, – energia użytkowa – pomieszczenie; EH, EC, EB – energia cząstkowa końcowa; EKH, EKC, EKB, Eel – energia końcowa; j – jawne, u – utajone, H – ciepło (ogrzewanie), C – chłód (chłodzenie), O – osuszanie, B – nawilżanie, el – energia elektryczna, Ep – energia pierwotna
Fig.1.
Diagram of the air conditioning system of clean room with balancing shields: a/ recuperator with electric pre-heater and by-pass, b/ recuperator with by-pass, the following determinations were adopted: Ej,C, Eu,O, – usable energy – room; EH, EC, EB – partial final energy; EKH, EKC, EKB, Eel – final energy; j – sensible, u – latent, H – heat (heating), C – cool (cooling), O – dehumidification, B – humidification, el – electricity, Ep – primary energy
Relacje między energią użytkową, a energią końcową cząstkową: a/ rekuperator z nagrzewnicą wstępną elektryczną i obejściem („by-pass”), b/ rekuperator z obejściem („by-pass”); Ej,C, Eu,O, – energia użytkowa do chłodzenia jawnego, osuszania pomieszczenia; EH1, EH2, EC, EB – energia końcowa cząstkowa do nagrzewnicy pierwotnej, nagrzewnicy wtórnej, całkowita chłodnicy, nawilżacza parowego; EHel – energia końcowa do nagrzewnicy wstępnej elektrycznej, ΔEH1, ΔEH2 – zyski (lub straty) ciepła jawnego w centrali i w instalacji kanałowej
Fig.2.
Relations between usable energy and final energy: a/ recuperator with electric pre-heater and by-pass, b/ recuperator with by-pass; Ej,C, Eu,O, – usable energy to sensible cooling, dehumidification of the room; EH1, EH2, EC, EB – partial final energy for primary heater, secondary heater, total cooler, steam humidifier; EHel – final energy for electric pre-heater; ΔEH1, ΔEH2 – gains (or losses) of sensible heat in the air handling unit and duct system
QK,H – roczne zapotrzebowanie na energię końcową dla nagrzewnic wodnych, kWh/r,
QK,Hel – roczne zapotrzebowanie na energię końcową dla nagrzewnicy elektrycznej, kWh/r,
QK,C – roczne zapotrzebowanie na energię końcową dla chłodnicy, kWh/r,
QK,B – roczne zapotrzebowanie na energię końcową dla nawilżacza parowego, kWh/r,
ηH,t – średnia sezonowa sprawność całkowita systemu grzewczego dla nagrzewnic wodnych powietrza, ηH,t = ηH,g ηH,s ηH,d ηH,e, przyjęto ηH,t = 0,81 (ηH,g = 0,90 – wytwarzanie, ηH,s = 1,0 – akumulacja, ηH,d = 0,94 – dystrybucja, ηH,e = 0,95 – regulacja i sterowanie),
ηHel,t – średnia sezonowa sprawność całkowita systemu grzewczego dla nagrzewnicy elektrycznej, ηB,t = ηB,g ηB,d ηB,e (ηB,g – wytwarzanie, ηB,d – dystrybucja,
ηH,e – regulacja i sterowanie), przyjęto ηB,t = 0,95,
ηC,t – średnia sezonowa sprawność całkowita systemu chłodu dla chłodnicy powietrza, ηC,t = ESEER ηC,s ηC,d ηC,e, przyjęto ηC,t = 3,0 (ESEER = 3,5 – średni europejski współczynnik efektywności energetycznej, ηC,s = 0,95 – akumulacja, ηC,d = 0,94 – dystrybucja, ηC,e = 0,97 – regulacja i sterowanie),
ηB,t – średnia sezonowa sprawność całkowita systemu grzewczego dla nawilżacza parowego, ηB,t = ηB,g ηB,d ηB,e (ηB,g – wytwarzanie, ηB,d – dystrybucja,ηH,e – regulacja i sterowanie), przyjęto ηB,t = 0,95,
wi – współczynnik nakładu nieodnawialnej energii pierwotnej na wytworzenie i dostarczenie nośnika energii (lub energii) końcowej (wH – dotyczy ciepła, wC – dotyczy chłodu, wB – dotyczy pary, wel – dotyczy energii elektrycznej) przyjęto wH = 1,1 – kocioł gazowy/ olejowy, wC = 3,0 – agregat chłodniczy o napędzie elektrycznym, wB = 3,0 – elektryczna wytwornica pary.
Zapotrzebowanie na ciepło netto dla nagrzewnic, chłód netto dla chłodnicy oraz ciepło netto dla nawilżacza parowego wyznaczono w oparciu o algorytmy optymalnej obróbki termodynamicznej powietrza.
W celu wykonania obliczeń rocznego zapotrzebowania na energię końcową, pierwotną oraz kosztów obróbki termodynamicznej powietrza, sformułowano model symulacyjny działania układu klimatyzacyjnego w ciągu całego roku. Wykorzystano tutaj strukturę modelu symulacyjnego opracowanego we wcześniejszych publikacjach Autorów [5, 8, 10, 12], opracowując nowe algorytmy obliczeń oraz strefy energooptymalnej obróbki termodynamicznej powietrza dla modelu układu klimatyzacyjnego przedstawionego na rys.1. Relacje do obliczeń parametrów powietrza wilgotnego w obliczeniach komputerowych przyjęto w oparciu o literaturę [13].
Dane wyjściowe w modelu symulacyjnym
Obliczenia przeprowadzono dla układu klimatyzacji pomieszczenia czystego klasy ISO7 [7] (klasa 10 000 wg FS209E [1]). Dane wyjściowe dla modelu symulacyjnego przedstawiono w tabeli 1.
gdzie:
n – krotność wymian w odniesieniu do strumienia powietrza nawiewanego, (przyjęto wartość średnią wymaganą statystycznie dla pomieszczenia o klasie czystości ISO7),
H – wysokość pomieszczenia,
tp – temperatura powietrza w pomieszczeniu, φp – wilgotność względna powietrza w pomieszczeniu,
tzz – temperatura obliczeniowa powietrza zewnętrznego dla zimy,
φzz – wilgotność względna obliczeniowa powietrza zewnętrznego dla zimy
tzl – temperatura obliczeniowa powietrza zewnętrznego dla lata,
φzl – wilgotność względna obliczeniowa powietrza zewnętrznego dla lata,
tzi – temperatura powietrza zewnętrznego w i-tej godzinie roku porównawczego,
φzi – wilgotność względna powietrza zewnętrznego w i-tej godzinie roku porównawczego, TRY – rok porównawczy dla Poznania (Test Reference Year), 8760 wartości par parametrów tzi, ϕzi,
qj – jednostkowe zyski ciepła jawnego,
ϕt – skuteczność odzysku ciepła jawnego rekuperatora,
α – udział powietrza zewnętrznego,
τ – czas działania instalacji w całym roku (założono pracę ciągłą),
cp – ciepło właściwe powietrza,
cpp – ciepło właściwe pary wodnej,
ro – ciepło parowania wody w temperaturze 0°C,
ρ – średnia gęstość powietrza,
pa – ciśnienie barometryczne.
Obliczenia wykonano dla dwóch wariantów zabezpieczenia wymiennika krzyżowego przed oszronieniem w okresie zimowym: wariant 1 – nagrzewnica wstępna elektryczna, wariant 2 – obejście („by-pass”) wymiennika krzyżowego oraz dla dwóch przypadków przedziału regulacji wilgotności względnej: przypadek 1 – φp=45% (regulacja „na punkt”), przypadek 2 – φp=40÷50%.
Strefy energooptymalnej obróbki termodynamicznej powietrza dla analizowanych wariantów przedstawiono na rys.4.
Równania izoterm granicznych między strefami optymalnej obróbki powietrza opisane są relacjami:
gdzie:
tP – temperatura powietrza w pomieszczeniu,
tN – temperatura powietrza nawiewanego,
α – udział powietrza zewnętrznego,
ϕt – skuteczność odzysku ciepła jawnego rekuperatora,
ηH,t – średnia sezonowa sprawność całkowita systemu grzewczego dla nagrzewnic wodnych powietrza,
ηC,t – średnia sezonowa sprawność całkowita systemu chłodu dla chłodnicy powietrza,
wi – współczynnik nakładu nieodnawialnej energii pierwotnej na wytworzenie i dostarczenie nośnika energii (lub energii) końcowej (wH – dotyczy ciepła, wC – dotyczy chłodu).
Dane wyjściowe – model symulacyjny
Table 1.
Output data – simulation model
![Rys.3. Struktura modelu symulacyjnego [5] Fig. 3. The structure of the simulation model [5]](https://informacjainstal.com.pl/wp-content/uploads/2019/11/Zapotrzebowanie-na-energię.rys_.3.jpg "Zapotrzebowanie na energię.rys.3")
Struktura modelu symulacyjnego [5]
Fig. 3.
The structure of the simulation model [5]
Strefy optymalnej obróbki termodynamicznej powietrza: a/ rekuperator z nagrzewnicą wstępną elektryczną i obejściem („by-pass”) – φp=45%, b/ rekuperator z nagrzewnicą wstępną elektryczną i obejściem („by-pass”) – φp=40÷50%, c/ rekuperator z obejściem („by-pass”) – φp=45%, d/ rekuperator z obejściem („by-pass”) – φp=40÷50%; przyjęto następujące oznaczenia: (MR) – maksymalne odzyskiwanie ciepła, Hel – ogrzewanie (wstępna nagrzewnica elektryczna), H1 – ogrzewanie (nagrzewnica pierwotna), H2 – ogrzewanie (nagrzewnica wtórna), C’ – chłodzenie jawne w centrali (bez osuszania), C – chłodzenie z osuszaniem w centrali, B – nawilżanie parowe, R – recyrkulacja powietrza, N – stan powietrza nawiewanego, P – stan powietrza w pomieszczeniu
Fig.4.
The areas of optimal thermodynamic air treatment: a/ recuperator with electric pre-heater and bypass – φp=45%, b/ recuperator with electric pre-heater and bypass – φp=40÷50% c / recuperator with bypass – φp=45%, d/ recuperator with bypass – φp=40÷50%, the following determinations were adopted: (MR) – maximum heat recovery, Hel – heating (electric preheater), H1 – heating (primary heater), H2 – heating (secondary heater), C’ – explicit cooling in the air handling unit AHU (without dehumidification), C – cooling with dehumidification in the AHU, B – steam humidification, R – air recirculation, N – state of supply air, P – air condition in the room
Na podstawie modelu symulacyjnego i wyników obliczeń wyznaczono roczne jednostkowe zapotrzebowanie na energię końcową i pierwotną oraz roczne jednostkowe koszty obróbki termodynamicznej powietrza dla analizowanych wariantów układu klimatyzacyjnego. Przyjęto następujące jednostkowe koszty energii:
- ciepło – 50 zł/GJ (0,18 zł/kWh),
- energia elektryczna – 0,53 zł/kWh.
Wyniki obliczeń, interpretacja
Wyniki obliczeń rocznego jednostkowego zapotrzebowania na energię końcową i pierwotną oraz jednostkowych rocznych kosztów obróbki termodynamicznej powietrza dla układu klimatyzacji pomieszczenia czystego o klasie czystości ISO7 (rys.1) przedstawiono w tabeli 2.
Udziały poszczególnych składników w rocznym zapotrzebowaniu na energię pierwotną dla układu klimatyzacji pomieszczenia czystego o klasie czystości ISO7 przedstawiono na rys.5, natomiast udziały poszczególnych składników w rocznych jednostkowych kosztach na obróbkę termodynamiczną powietrza przedstawiono na rys.6.
Wyniki obliczeń rocznego jednostkowego zapotrzebowania na energię – pomieszczenie o klasie ISO7 (n= 70 1/h, H=3,0m, α=20%)
Table 2.
Results of annual unitary energy demand ISO7 class clean room (n= 70 1/h, H=3,0m, α=20%)
Na podstawie analizy wyników obliczeń jednostkowego zapotrzebowania na energię pierwotną oraz jednostkowych kosztów energetycznych na obróbkę termodynamiczną powietrza stwierdzić można, iż optymalnym rozwiązaniem jest wariant 1 – układ klimatyzacji z nagrzewnicą wstępną elektryczną oraz obejściem („by-pass”) rekuperatora.
Uzyskane oszczędności w jednostkowym zapotrzebowaniu na energię pierwotną oraz w jednostkowych kosztach obróbki termodynamicznej powietrza, w przypadku regulacji wilgotności względnej powietrza „na punkt” – φp=45% i wariantu optymalnego – wariantu 1 (z nagrzewnicą wstępną elektryczną oraz obejściem („by-pass”) rekuperatora) wynoszą odpowiednio 8,8% oraz 6,4% w stosunku do wariantu 2 (obejście („by-pass”) rekuperatora).
W przypadku regulacji wilgotności względnej powietrza dla rozszerzonego przedziału – φp=40÷50% i wariantu optymalnego – wariantu 1 oszczędności w jednostkowym zapotrzebowaniu na energię pierwotną oraz w kosztach obróbki termodynamicznej powietrza wynoszą odpowiednio 11% oraz 8,6% w stosunku do wariantu 2.
Należy podkreślić, iż poszerzenie przedziału regulacji wilgotności względnej powietrza do φp=40÷50%, pozwala zmniejszyć zapotrzebowanie na energię pierwotną oraz koszty energetyczne w porównaniu z regulacją „na punkt” φp=45% odpowiednio o:
- 25% i 19,9% – dla wariantu 1 (optymalnego),
- 22,7% i 22,3% – dla wariantu 2.
W strukturze rocznego jednostkowego zapotrzebowania na energię pierwotną największy udział ma zapotrzebowanie na energię dla nawilżania powietrza, następnie ogrzewania i chłodzenia. Tendencja ta, utrzymana jest również dla struktury rocznych jednostkowych kosztów na obróbkę termodynamiczną powietrza – największe koszty energetyczne są dla nawilżania parowego, następnie ogrzewania i chłodzenia. Udziały poszczególnych składników w strukturze zapotrzebowania na energię pierwotną oraz jednostkowych kosztów obróbki termodynamicznej powietrza mieszczą się odpowiednio w przedziale:
- 43÷50% i 44÷50% dla nawilżania,
- 29÷41% i 29÷39% dla ogrzewania (ogrzewanie wodne i elektryczne),
- 16÷22% i 17÷22% dla chłodzenia.
Podsumowanie
Zapotrzebowanie na energię oraz koszty energetyczne eksploatacji układów klimatyzacyjnych pomieszczeń czystych są bardzo duże, co wynika głównie z konieczności ciągłego działania, trójstopniowej filtracji i dużych strumieni powietrza wentylacyjnego. Uzasadnione jest zatem w tych układach odzyskiwanie ciepła z powietrza wywiewanego pomimo, iż procentowy udział powietrza zewnętrznego dla pomieszczeń czystych jest relatywnie niewielki. Jednym ze sposobów realizacji odzyskiwania ciepła jest zastosowanie rekuperacji z wykorzystaniem wymienników krzyżowo-prądowych lub przeciwprądowych. W układach tych powszechnie stosowane są dwa alternatywne warianty zabezpieczenia wymiennika przed oszronieniem: nagrzewnica wstępna elektryczna – wariant 1 lub obejście („by-pass”) rekuperatora – wariant 2. Przeprowadzona analiza pozwoliła na ocenę nakładów energetycznych związanych z zastosowaniem tych wariantów. Na podstawie obliczeń symulacyjnych działania układu klimatyzacji pomieszczenia czystego klasy ISO7 w ciągu roku stwierdzono, iż dla wariantu 1 (z nagrzewnicą wstępną elektryczną oraz obejściem („by-pass”) rekuperatora) uzyskuje się oszczędności w zapotrzebowaniu na energię pierwotną oraz w jednostkowych kosztach obróbki termodynamicznej powietrza równe odpowiednio 8,8% oraz 6,4% w stosunku do wariantu 2 (obejście („by-pass”) rekuperatora). Oszczędności te wzrastają dla poszerzonego przedziału regulacji wilgotności względnej powietrza φp=40÷50% odpowiednio do 11% – dla zapotrzebowania na energię pierwotną oraz 8,6% – dla jednostkowych kosztów obróbki termodynamicznej powietrza. Poszerzenie przedziału wilgotności względnej powietrza pozwala zatem uzyskać oszczędności energetyczne w stosunku do regulacji wilgotności względnej „na punkt”. Związane jest to z mniejszymi nakładami energetycznymi na nawilżanie powietrza w okresie zimowym oraz osuszanie powietrza w okresie letnim. Wniosek ten jest jakościowo oczywisty, natomiast przeprowadzone obliczenia pozwoliły na wyznaczenie ilościowych oszczędności. Obliczenia wykazały również, iż dominującym składnikiem w zapotrzebowaniu na energię pierwotną oraz w jednostkowych kosztach obróbki termodynamicznej powietrza jest nawilżanie powietrza, które mieściło się w przedziale 43÷50%. Decydujący wpływ na nakłady energetyczne na nawilżanie powietrza ma udział powietrza zewnętrznego, który w analizowanych przypadkach przyjęto równy α=20%.
Procentowy udział składników w rocznym zapotrzebowaniu na energię pierwotną dla układu klimatyzacji pomieszczenia czystego klasy ISO7 (n= 70 1/h, α=20%, H=3m)
Fig.5.
Percentage share of components in the annual primary energy demand for ISO7 clean room air conditioning system (n= 70 1/h, α=20%, H=3m)
Procentowy udział składników w rocznych kosztach energetycznych na obróbkę termodynamiczną powietrza dla układu klimatyzacji pomieszczenia czystego klasy ISO7 (n= 70 1/h, α=20%, H=3m)
Fig.6.
Percentage share of components in the annual annual energy costs for thermodynamic air treatment for the ISO7 clean room air conditioning system (n= 70 1/h, α=20%, H=3m)
L I T E R AT U R A
[1] Federal Standard 209E: Airborne Particulate Cleanliness Classes In Cleanrooms and Clean Zones. September 11, 1992
[2] Jo Min-Suk, Jang-Hoon Shin, Won-Jun Kim, Jae-Weon Jeong. Energy-Saving Benefits of Adiabatic Humidification in the Air Conditioning Systems of Semiconductor Cleanrooms. Energies 2017, 10(11), 1774. s.1-23
[3] Jhy-Ming Tsao, Shih-Cheng Hu, David Yih- Liang Chan, Rich Tsung-Chi Hsu, Jane Car- Cheng Lee. Saving Energy in the make-up unit (MAU) for semiconductor clean rooms in subtropical areas. Energy and Buildings 40, 2008, s.1387-1393
[4] Kui Shan, Shengwei Wang. Energy efficient design and control of cleanroom environment control systems in subtropical regions – A comparative analysis and on-site validation. Applied Energy 204 (2017), s.582-595
[5] Maćkowiak Monika, Mieczysław Porowski. Sterowanie energooptymalne układu klimatyzacyjnego z recyrkulacją i obrotowym regeneratorem energii dla pomieszczenia czystego. Ciepłownictwo, Ogrzewnictwo, Wentylacja 50/8. 2019, s.310-317
[6] Min-Hwi Kim, Oh-Hyun Kwon, Jeong-Tak Jin, An-Seop Choi, Jae-Weon Jeong. Energy Saving Potentials of a 100% Outdoor Air System Integrated with Indirect and Direct Evaporative Coolers for Clean Rooms. Journal of Asian Architecture and Building Engineering 2012/405, s.399-405
[7] Polski Komitet Normalizacyjny.: Pomieszczenia czyste i związane z nimi środowiska kontrolowane – Cz. 1: Klasyfikacja czystości powietrza PN-EN ISO 14644-1. PKN, 2005
[8] Porowski Mieczysław. The optimization method of HVAC system from a holistic perspective according to energy criterion. Energy Conversion and Management 2019, vol. 181 s.621-644
[9] Porowski Mieczysław. Energy optimization of HVAC system from a holistic perspective: Operating theater application. Energy Conversion and Management 2019, vol. 182 s.461-496
[10] Porowski Mieczysław, Monika Maćkowiak. Energooptymalne systemy klimatyzacji izolatek oddziałów onkologii, hematologii i transplantacji szpiku. Ciepłownictwo, Ogrzewnictwo, Wentylacja 49/9. 2018, s.361-367
[11] Porowski Mieczysław, Edward Szczechowiak. Klimatyzacja pomieszczeń czystych. Termedia, 1999.
[12] Porowski Mieczysław. Ocena energetyczna układów klimatyzacyjnych sal operacyjnych z recyrkulacją powietrza Ciepłownictwo, Ogrzewnictwo, Wentylacja 46/12. 2015, s.485-489
[13] Szczechowiak Edward. Analityczne obliczanie parametrów powietrza wilgotnego, Chłodnictwo, vol. 20, 1985, 8