مجله تاسیسات

مدلسازی و تحلیل هزینه دوره عمر سیستم های تهویه مطبوع ثانویه

نویسندگان :

یاسر کیالاشکی ، سورنا ستاری

چکیده:

سیستم های تهویه مطبوع سهم نسبتا بزرگی از کل مصرف انرژی ساختمان را به خود اختصاص می دهند به طوری که بخش قابل توجهی از آن به عملیات فن مربوط می شود. راهبرد بهینه عملکرد دمپر نصب شده در یک سیستم تهویه مطبوع ثانویه می تواند موجب مصرف انرژی پایین در فن های عرضه و برگشت هوا شود.

در این مطالعه، عبارت های ریاضیاتی دقیق نظریه و تجربی اجزای سیستم های تهویه مطبوع ثانویه ارائه می شود تا بتواند این سیستم ها را مدل کند. یک تحلیل هزینه دوره عمر با استفاده از مدلسازی دقیق سیستم و هزینه های اولیه و عملیاتی به کار می رود تا امکان پذیری های اقتصادی سیستم های تهویه مطبوع حجم هوای ثابت (CAV) و حجم هوای متغیر (VAV) ارزیابی شود.

عوامل مختلفی مانند محل ساختمان، مشخصات سیستم، مقاومت کانال و دمپرها، دمای هوای عرضه، کنترل دمپر و حداقل احتياجات هوای تازه نیز در تحلیل در نظر گرفته می شوند. نتایج شبیه سازی نشان می دهد که کنترل دمپرها، اثر قابل توجهی روی عملکرد فن و مصرف انرژی آن دارد. اگر راهبرد VAV به طور مناسب اعمال شود، انرژی فن حدود ۱۳ درصد صرفه جویی می شود. همچنین نتایج تحلیل اقتصادی نشان می دهد که دوره بازگشت سرمایه سیستم VAV بویژه با در نظر گرفتن سیستم سرمایش و گرمایش در کنار هم مناسب است.

مقدمه

انرژی یکی از تاثیر گذارترین عامل در بخش های اقتصادی و اجتماعی یک کشور است. طبق اطلاعات [۸]، مصرف انرژی سوخت های فسیلی جهان در سال ۲۰۱۲ حدود ۸۷ درصد کل مصرف انرژی اولیه بوده است. طبق اطلاعات منتشر شده آژانس بین المللی انرژی طی دو دهه اخیر مصرف انرژی اولیه کل جهان ۵۰ درصد رشد داشته است [۱۲].

کاهش سریع تست ذخایر منابع انرژی فسیلی به تولید آن، افزایش مصرف انرژی (امنیت انرژی و آلودگی های زیست محیطی تغییر آب وهوایی نگرانی های جدی و اصلی جهانی می باشد. این واقعیت، کشورها را وادار کرده است تا راهبردهای صرفه جویی و کارایی انرژی در همه بخش های اقتصادی کشور را به عنوان اهداف اصلی برای سیاستهای انرژی قرار دهند.

مهمترین بخش براساس معیار مصرف انرژی، ساختمان است. همان طوری که در جدول (۱) نشان داده شده است، سهم ساختمان ها در مصرف انرژی نهایی در ایران ۴۰-۳۰ درصد است به طوری که طی دو دهه ۲۰۱۰-۱۹۹۰، این سهم حدود ۲۱/۶ درصد رشد کرده است که رشد پرسرعتی را نسبت به بسیاری از کشورهای در حال توسعه و توسعه یافته نشان می دهد.

از دلایل رشد مصرف انرژی ساختمان در ایران، رشد جمعیت، افزایش تقاضای آسایش، افزایش زمان سپری کردن در داخل ساختمان و توسعه بخش خدماتی و تجاری می باشد. از میان مصرف کننده های مختلف انرژی در ساختمان، سیستم های تهویه مطبوع بزرگترین درصد مصرف انرژی ( طبق داده های شرکت بهینه سازی مصرف سوخت ایران در سال ۲۰۱۰ [۱]، ۶۱ درصد در ایران را به خود اختصاص می دهد. این حقیقت تصریح می کند که هم از نظر اقتصادی و هم از نظر زیست محیطی، کاهش مصرف انرژی سیستم های تهویه مطبوع با اهمیت است.

برای مطالعه مصرف انرژی سیستم های تهویه مطبوع، توسعه مدل مورد نیاز است. به منظور پیش بینی دقیق مصرف انرژی سیستم های تهویه مطبوع نیاز است که اجزای مختلف سیستم از طریق داده های اندازه گیری شده تجربی یا براساس دانش پدیده های فیزیکی اساسی، مدل شود. به طور کلی، سه نوع رویکرد مدلسازی برای سیستم های تهویه مطبوع به کار می رود.

در نوع اول، به نام رویکرد جعبه سیاه با مدل های براساس داده ها که داده های عملکرد سیستم از طریق استفاده واقعی یا تحت یک آزمایش مشخص جمع آوری می شود و یک رابطه بین پارامترهای ورودی و خروجی با استفاده از روش های ریاضیاتی (مانند روش های رگرسیون آماری) به دست می آید.

نمونه ای از مدل های تجربی را که با استفاده از مدل های رگرسیون، احتياجات انرژی سرمایش و گرمایش را برای سیستم های مختلف تهویه مطبوع پیش بینی می کند، در مطالعات [ ۹٫۱۱٫۱۴ می توان دید. نوع دوم، معروف به مدل های تحلیلی با رویکرد براساس فیزیک است که با استفاده از   مدل های رگرسیون، احتياجات انرژی سرمایش و گرمایش را برای سیستم های مختلف تهویه مطبوع پیش بینی می کند، در مطالعات [ ۹٫۱۱٫۱۴ می توان دید.

نوع دوم، معروف به مدل های تحلیلی با رویکرد براساس فیزیک است که با استفاده از قوانین حاکم بر فیزیک و دانش تفصیلی از فرایند مورد بررسی، استخراج می شوند، در نوع سوم، مشهور به رویکرد جعبه خاکستری ، ساختار اصلی مدل با استفاده از روشهایی براساس فیزیک تشکیل می شود و پارامترهای مدل با به کار بردن الگوریتمهای تعیین پارامتر روی داده های اندازه گرفته شده سیستم، محاسبه می شوند.

به منظور ساختن مدل های براساس فیزیک و محاسبه پارامترهای آن، دانش تفصیلی از سیستم و فرایندهای آن لازم است. از طرف دیگر، یافتن پارامترهای مدل های جعبه سیاه با دانش اندکی از سیستم و فرایندهایش می تواند به دست آید. مدل های براساس فیزیک، توانمندی عمومی سازی بسیار خوب اما دقت پایینی دارند، در حالی که مدل های جعبه سیاه دقت بسیار بالایی دارند ولی دارای محدودیت هایی مانند شرایط آب و هوایی و پارامترهای ثابت مدل های سیستم تهویه مطبوع و ساختمان می باشند که برای شرايط خارج از محدوده ای که مدل توسعه داده شده است، قابل عمومی سازی نیست ۱۴ ,۵]

سیستم تهویه مطبوع معمولا به دو بخش تقسیم می شود: سیستم های اولیه و سیستم های ثانویه، سیستم های اولیه مانند بویلر و چیلر) به دلیل پیچیدگی معمولا با استفاده از روش تجربی مدلسازی می شوند. همچنین از بین سیستم های ثانویه از آنجا که دینامیک جریان سیال در فنها بسیار پیچیده است، عملکرد این سیستم ها نیز با روش های رگرسیون محاسبه می شود.

اما پیش بینی دما و رطوبت در فضاهای تهویه شده، به ارزیابی ظرفیتهای کویل های سرمایشی و گرمایشی تحت شرایط عملیاتی بسیار مختلف نیاز دارد. بنابراین، مدل های تجربی برای مدلسازی بخش سیستم های ثانویه با توجه به محدودیتهای مدل های تجربی مناسب نمی باشد و لذا نیاز است که مدل تفصیلی برای کویل براساس اصول انتقال حرارت و جرم توسعه داده شود تا بتوان به پیش بینی دقیقی از عملکرد سیستم تهویه مطبوع ثانویه دست یافت.

مدل ها باید راهبردهای کنترلی مختلف را شبیه سازی کنند تا کارایی مصرف انرژی را بهبود دهند.

اهداف و اهمیت این مطالعه را به صورت زیر میتوان بیان کرد:

• پوشش ساختمان به همراه افتها و دریافت های حرارت از طریق آن، معمولا آسان است که در یک مدل شبیه سازی تحلیل شود، ولی به دست آوردن مصرف انرژی سیستم های تهویه مطبوع مشکل است (۱۳). همچنین اغلب بدون شبیه سازی های دقیق، ممکن نیست مشخص شود چه سیستم تهویه مطبوع گزینه مناسبتری برای یک ساختمان است.

در ایران، اغلب محاسبات تقاضای سرمایش و گرمایش در عمل برای ارزیابی عملکرد انرژی ساختمان استفاده می شود. در حالی       که مطالعه [۱۵] به روشنی نشان میدهد که ممکن نیست فقط براساس تقاضاهای سرمایش و گرمایش ساختمان، درباره عملکرد         انرژی ساختمان قضاوت مناسبی صورت گیرد.

• اگر چه ابزارهای شبیه سازی و داده های عملکرد به طور وسیع در دسترس می باشند، اما به دلیل تغییرات بسیار در طراحی و ظرفیت به سختی می توانند استفاده شوند. بنابراین، نیاز است در ایران سیستم های تهویه مطبوع مختلف مورد استفاده، مدلسازی شوند و یک نرم افزار جامع برای شبیه سازی سیستم های تهویه مطبوع در مرحله طراحی و بهسازی تولید شود.
• بخش بزرگی از مصرف انرژی سیستم های تهویه مطبوع، مربوط به عملیات فن میباشد 21-19 ,15 ,10)یک تحلیل عمليات فن در کنار تجهیزات دیگر مانند کویل ها و دمپرها، یک عامل کلیدی در کاهش مصرف انرژی در فنهاست. در واقع، این مطالعه روشی برای بررسی عملکرد انرژی و اقتصادی راهبردهای مختلف کنترل فن و دمپر ارائه میدهد.به عنوان یک مطالعه موردی، روش پیشنهادی این مقاله قصد دارد با استفاده از روش هزینه دوره عمر، دو نوع راهبرد سیستم تهویه مطبوع مختلف VAV و CAV را در شرایط اقتصادی مختلف مورد مقایسه قرار دهد تا نشان داده شود که تنها با در نظر گرفتن کنترل دمپر و عملکرد انرژی فن سیستمهای تهویه مطبوع، امکان پذیری اقتصادی جایگزینی فناوری های مختلف سیستم های ثانویه وجود دارد .
• برای راهبردهای مختلف سیستم های ثانویه، عملکرد سیستم های اولیه یکسان در نظر گرفته می شود و همچنین در صورتی که در تمام طول روز روشن باشند، سیستم های اولیه در تحلیل اقتصادی وارد نمی شوند. بنابراین، فرض می شود که سیستم های اولیه تقاضای انرژی سیستم های ثانویه را برآورده می کنند. چندین عامل مهم مانند محل ساختمان، مشخصات سیستم، مقاومت كانال، کنترل دمای هوای عرضه و حداقل احتياجات هوای تازه در مدلسازی در نظر گرفته می شوند. این مطالعه یک رویکرد مستقیم برای مدلسازی انرژی حلقه هوای یک سیستم تهویه مطبوع فراهم می کند که در اکثر سیستم های تهویه مطبوع قابل کاربرد است. روش شناسی کلی این رویکرد را می توان به صورت زیر بیان کرد.
•  تعداد نامحدودی طراحی های سیستم تهویه مطبوع ثانویه می تواند تقاضای سرمایشی و گرمایشی ساختمان با بار حرارتی ثابت را تامین کند.
•  شبیه سازی های حالت پایدار یک سیستم تهویه مطبوع ثانویه، پیش بینی مصرف انرژی سیستم تهویه مطبوع تعداد زیادی از طراحی های منحصر بفرد را ایجاد می کند.

تحلیل نظریه

شماتیک یک سیستم تهویه مطبوع هوایی در شکل (۱) نشان داده شده است. سیستم شامل یک فن هوای ورودی، یک فن هوای برگشتی، کویل گرمایشی و سرمایشی و سه دمپر هوای خروجی، هوای مخلوط و هوای تازه است. همچنین هوای تهویه از طریق کانال به فضاهای تهویه شده منتقل می شود. به منظور درک عملکرد راهبردهای مختلف عملکرد فن و دمپر، معادلات فشار و جریان هوای دمپر، فشار و توان فن، معادلات دمای هوای گذرنده از کویل های گرمایشی و سرمایشی و تغییرات فشار در کانال های ارتباطی در این بخش توسعه داده می شوند.

مدل فن

فنها در سیستم های تهویه مطبوع وظیفه برقراری و کنترل جریان هوا را بر عهده دارند، قدرت مصرفي فن به نرخ جریان، اختلاف فشار بین ورودی و خروجی و کارایی فن بستگی دارد. به دلیل اینکه دینامیک جریان سیال در فن بسیار پیچیده است و با توجه به اینکه سازندگان، منحنی های عملکرد را به صورت تغییرات فشار و قدرت بر حسب دبی جریان پیچیده است و با توجه به اینکه سازندگان، منحنی های عملکرد را به صورت تغییرات فشار و قدرت بر حسب دبی جریان ارائه می دهند، راه مناسب برای مدلسازی عملکرد این سیستم ها استفاده از روش های رگرسیون روی داده های عملکردی سازندگان فن است. دو مدل زیر برای مدلسازی فشار كل و توان کل فن در یک سرعت مشخص مناسب است.

Q نرخ جریان، a₀  تا a₃ و b₀ تا  b₃ضرایب ثابت هستند. وقتی فن سرعت متغیر در یک سیستم تهویه مطبوع به کار می رود، لازم است عملکرد فن در سرعت های متفاوت شبیه سازی شود. در سرعتهای دیگر فن، می توان از طریق عملکرد آنها در سرعت نامی و قوانین فن، فشار كل و توان را یافت. این قوانین به صورت زیر هستند.

مدل دمپر

تنظیم نرخ جریان هوا برای کنترل دما در اتاق ها توسط دمپرها انجام می شود. دمپرها با توجه به تغییر زاویه نسبت به کانال دارای مقاومت جریان متغیر است. ضریب افت فشار دمپر تابع زاویه تیقه و نوع دمپر است. در اکثر محدوده زوایا، افت فشار تابع نمایی زاویه پره است (۱۶) که ضریب افت فشار دمپر به صورت رابطه زیر مدل می شود .

ϴ زاویه دمپر است. ضرایب a و b از روشهای آماری روی داده های عملکردی سازندگان دمپر به دست می آید. دمپرهای چند تیغه، بر اساس عملکرد تیغه ها، در دو نوع آرایش معمولا به کار میروند: تیغه موازی و تیغه مقابل. نمونه ای از داده های دمپرهای تیغه موازی و متقابل در [۷] داده شده است، افت فشار در یک دمپر توسط یک ضریب مقاومت جریان به نرخ جریان مربوط می شود.

با توجه به روابط (۶) و (۷)، مقاومت جریان را می توان توسط معادله (۸) بر حسب زاویه بازشدگی دمپر بیان کرد.

در این رابطه p_a چگالی هوا، A مساحت سطح مقطع عبور جریان است.

مدل شبکه کانال

هوای تهویه از طریق کانال به فضا، عرضه می شود و هوای خروجی نیز از طریق کانال از فضا خارج می شود. روابط بنیادی بقای جرم و بقای انرژی، جهت توصیف توزیع فشار و جریان در یک شبکه کانال کشی هوا، در شرایط حالت پایدار به کار می روند. یک شبکه لوله کشی به حلقه های ممکن تقسیم می شود و معادله حلقه برای هر حلقه به صورت زیر نوشته می شود:

 ∆p_loop(Q)- افت فشار حلقه در نرخ جریان Q , ∆p افت فشار جزء i , K_i , مقاومت جزء i , Q_i0

حدس اولیه نرخ جریان در جزi , n ضریب سیستم است. این معادله برای همه حلقه های شبکه کانال کشی نوشته می شود و تشکیل یک مجموعه معادله می دهد. اگر چه مسائل ساده می تواند به صورت تحلیلی حل شود، ولی در مسائل شبکه های پیچیده تر به یک رویکرد تکراری نیاز است. روشی که برای این موضوع در این مطالعه به کار می رود، روش هاردی-کراس است.

مدل کویل سرمایشی و گرمایشی

در یک سیستم تهویه مطبوع، کویل گرمایشی و سرمایشی هوای عرضه را تهویه می کند تا دمای داخل فضا را مناسب نگه دارد. برای محاسبات انرژی، مدل حالت پایدار کویل کافی است. این مدل در واقع دمای هوا و آب خروجی از کویل را از روی دمای هوا و آب ورودی به کویل محاسبه می کند. نرخ انتقال حرارت محسوس بخش خشک کویل از رابطه زیر به دست می آید:

پارامترهای روابط بالا شامل موارد زیر است u_dc ضریب انتقال حرارت کلی برای کویل خشک، F_S پارامتر مساحت سطح مرکزی کویل_T Aʃ مساحت سطح كل پره ها ،  N_Tتعداد ردیفهای کویل،T_dc ∆ اختلاف دمای لگاریتمی سطح خشک کویل،x_aفاصله لوله ها از هم، x_b فاصله ردیف ها از هم، D₀ قطر خارجی کویل، S فاصله پره ها از هم، y ضخامت پره، T_a1 دمای هوا در صفحه ورودی به کویل، T_chw1 دمای آب سرد در قسمت ورودی هوا به کویل، T_a2

دمای هوا در صفحه خروجی هوا از کویل، T_chw2 دمای آب سرد در صفحه خروجی هوا از کویل،_ds ɳ بازده  سطح کویل خشک،_dc h ضریب انتقال حرارت کویل خشک،Aمساحت کل سطح انتقال حرارت خارجی کویل، h_i ضریب انتقال حرارت طرف آب کویل و A_i مساحت سطح داخلی لوله های نرخ انتقال حرارت کل و محسوس برای یک کویل کاملا خیس با معادلات زیر قابل ارائه است:

q_wctو q_wcs نرخ انتقال حرارت کل و محسوس برای یک کویل کاملا خیس، A_wc مساحت سطح انتقال حرارت بخش خیس کویل، h_wct و h_wcs ضریب انتقال حرارت کل و محسوس بخش خیس کویل، ɳ_wsبازده سطح خیس کویل، ∆H_wc اختلاف آنتالپی لگاریتمی سطح خیس کویل و ∆T_wc اختلاف دمای لگاریتمی سطح خیس کویل هستند. همچنین در روابط بالا T و h نشان دهنده دما و آنتالپی است که زیرنویس های  aوs به ترتیب بیان کننده هوا و سطح کویل و b و 2 نمایشگر مرز خیس و خشک و صفحه خروجی هوا است. توجه شود h_sدر واقع آنتالپی ویژه هوا در دمای سطح کویل است.

در روابط بالا، محاسبه ضریب انتقال حرارت بین آب و دیواره لوله برای جریان مغشوش کاملا توسعه یافته در لوله های صاف) (h_i، ضریب انتقال حرارت محسوس طرف هوا برای سطح کویل خشک با پره های تخت (h_dc)، ضرایب انتقال حرارت محسوس و كل قسمت خیس کویل) h_wcs و h_wct (و بازده کویل پرده دار خشک و خیس) _dsɳ و  _wsɳ (می توان به مرجع [18] مراجعه کرد .

برای محاسبه انتقال حرارت های محسوس و کل کویل که در بالا شرح داده شد از روش اختلاف دما و آنتالپی متوسط لگاریتمی استفاده می شود که برای محاسبه آنها نیاز به دانستن شرایط آب و هوا در هنگام خروج از کویل میباشد در صورتی که این پارامترها در ابتدای شبیه سازی مجهول هستند. همچنین در صورتی که کویل خشک خیس باشد، برای محاسبه ضرایب انتقال حرارت و نرخ انتقال حرارت، شرایط ترمودینامیکی در مرز خشک خیس باید مشخص باشد در صورتی که مساحت بخش های خشک و خیس نیز در ابتدای شبیه سازی نامعلوم می باشند. بنابراین، برای حل این مساله، از یک الگوریتم تکرار باید استفاده شود. در الگوریتم محاسبه پارامترهای مجهول، به معادلاتی نیاز است که به صورت زیر بیان می شوند یافتن آنتالپی مخصوص هوای مرطوب اشباع در محل خروجی هوا از کویل:

فرض می شود که دمای فیلم هوای اشباع در روی یک کویل خیس، با دمای سطح کوپل برابر است. بنابراین، آنتالپی مخصوص هوای اشباع در دمای سطح کویل (h_s) در خروجی کویل، برابر است با آنتالپی محسوس بعلاوه آنتالپی نهان هوای اشباع.

C_pa گرمای ویژه در فشار ثابت هوا، T_Sدمای سطح کویل، W_s رطوبت مخصوص هوای مرطوب اشباع و h_fg آنتالپی ویژه تبخیر آب است. طبق مطالعه [17] رابطه بین رطوبت نسبی هوای اشباع و دمای متناظر آن برابر است با:

در معادله (۱۹)، ضرایب معادله برای T 0^◦c

به دست آمده اند. همچنین خطا برای معادله (۱۹) در مقایسه با نمودار سایکرومتریک کمتر از ۳ درصد می باشد.

بنابراین، با توجه به رابطه (۱۹)، می توان رطوبت نسبی هوای اشباع در دمای سطح کویل را به دست آورد و سپس با معادله (۱۸) آنتالپی مخصوص هوای اشباع در دمای سطح کوبل محاسبه می شود. دمای سطح کویل در محل خروجی هوا از کویل:

پارامتری معروف به مشخصه کویل که با رابطه زیر بیان می شود[6] در یافتن دمای سطح کویل در محل خروجی هوا از کویل به کار می رود.

از رابطه (۲۰) دمای سطح کویل در محل خروجی هوا از کویل را می توان به صورت زیر یافت .

معادله(۱۹) را در معادله (۱۸) قرار داده و نتیجه در معادله (۲۱) قرار می گیرد که معادله زیر حاصل می شود. با حل این معادله، با روشی مانند روش نیوتن رافسون، T_S2 نتیجه می شود .

نمودار جریانی یافتن T_S2 واقعی و در نهایت یافتن شرایط ترمودینامیکی آب و هوای خروجی از کویل سرمایشی به صورت شکل ۲ است.

نمودار فوق، بعد از به دست آوردن T_S2، به وسیله معادله (۲۳) می توان آنتالپی هوا در مرز خشک خیس (h_ab ) را یافت که در محاسبه این پارامتر باید دمای سطح در مرز خشک و خیس را دانست که در واقع این دما با دمای نقطه شبنم در ورودی هوا برابر است [6]

T^⸗_a و h^⸗_a1 به ترتیب دما و آنتالپی هوا در نقطه شبنم هستند. مقایسه آنتالپی در مرز خشک خیس

با آنتالپی هوا در ورود و خروج از کویل موارد زیر را میدهد :

اگر  باشد، آنگاه کویل کاملا خشک است.

اگر  باشد، آنگاه کویل کاملا خیس است.

اگر h_a2 < h_ab <h_a1 باشد، آنگاه کویل به صورت خشک خیس است. از این مقایسه استفاده می شود تا مساحت سطح خیس و خشک کویل به دست آید و سپس می توان انتقال حرارت بخش خیس و خشک کویل را یافت و پس از آن دماهای خروجی هوا و آب را به دست آورد.

روش ارزیابی اقتصادی

انتخاب اقتصادی ترین سیستم تهویه مطبوع بین چندین گزینه، یکی از مهمترین اهداف مهندسان می باشد تا به پایین ترین هزینه برای دوره بلند مدت دست یابند. در این مطالعه، روش هزینه دوره عمر استفاده می شود. به منظور محاسبه هزینه دوره عمر برای یک سیستم، رویکردهای مختلفی مانند NPV و IRR وجود دارد. در این مطالعه، رویکرد ارزش فعلی خالص (NPV) برای مقایسه اقتصادی شکل بندی های مختلف سیستم تهویه مطبوع ثانویه معرفی می شود. عبارت ریاضی ارزش فعلی خالص می تواند به صورت زیر بیان شود:

B_n و c_n به ترتیب سودبخشی و هزینه، n سال های بهره برداری و نرخ بهره است.

نتایج و بحث موردی مقایسه سیستم های CAV و VAV در یک ساختمان نمونه

انتخاب یک سیستم تهویه مطبوع اقتصادی و مناسب بین گزینه های بسیار زیاد، یکی از مهمترین مسائلی است که انتخاب یک سیستم تهویه مطبوع اقتصادی و مناسب بین گزینه های بسیار زیاد، یکی از مهمترین مسائلی است که مهندسان معمولا با آن روبرو هستند. یک سیستم تهویه مطبوع که در هزینه های عملیاتی صرفه جویی می کند معمولا به سرمایه گذاری اولیه بالاتری نیاز دارد. از این جهت، مهندسان باید تصمیم گیری کنند که آیا پرداخت هزینه اولیه اضافی برای سیستمی که هزینه های عملیاتی پایین تری دارد، با ارزش است یا خیر. هدف این بخش آن است که با استفاده از مدلسازی ها و روش های بیان شده در بخش های قبل و کد نوشته شده در زبان برنامه نویسی فورترن، سیستم های حجم هوای ثابت (CAV) و حجم هوای متغیر (VAV) را در ساختمان نمونه با در نظر گرفتن هزینه های اولیه و عملیاتی مقایسه کند.

توصیف ساختمان نمونه

قدم اول در طراحی سیستمهای تهویه مطبوع، محاسبه بارهای حرارتی ساختمان است که به مشخصات ذاتی ساختمان، شرایط هوای داخل فضا و شرایط آب و هوایی محیط بیرون بستگی دارد. ساختمان مورد مطالعه در شهر تهران، خیابان سعادت آباد، خیابان یازدهم شرقی، شماره ۳۲ قرار دارد. موقعیت این شهر در عرض جغرافیایی ۳۵/۴۱، طول جغرافیایی۵۱/۱۲ و ارتفاع ۱۱۹۰ متر می باشد. این ساختمان توسط مرکز تحقیقات ساختمان و مسکن ممیزی شده است(۲). شرایط مطلوب هوای داخل ساختمان، دمای حباب خشک ۲۰ درجه سانتیگراد و رطوبت نسبی ۵۰ درصد می باشد. بار حرارتی ساختمان در [۳] به صورت ساعتی شبیه سازی شده است. بار سرمایشی و گرمایشی ساختمان مورد مطالعه در یک روز سرمایشی و یک روز گرمایشی در شکل های (۳) و (۴) نشان داده شده است.

تایید مدل ها

مدل های ریاضیاتی برای اجزای سیستم در زبان برنامه نویسی فورترن اجرا می شود. شبیه سازی با فاصله زمانی یک ساعت انجام می شود. لازم است پارامترهای ثابت مدل های تجربی اجرا تایید شود. ضرایب مربوط به مدل های تجربی از روش های رگرسیون، براساس اطلاعات جمع آوری شده از سازندگان اجرای سیستم به دست می آید، ضریب تغییرات ریشه متوسط مربع خطا برای بررسی دقت پیش بینی مدل به کار رفت که این مقدار برای پارامترهای مدل ها، تناسب خوبی را نشان می دهد. فرایند رگرسیون، ضرایب را بر حسب تغییرات در مقادیر واقعی تنظیم می کند. این ضرایب معادلات (1)، (۲) و (۵) برای مدل های فن و دمپر مورد بررسی، در جدول (۲) نشان داده شده است.

به منظور تایید صحت استفاده از مقادیری که توسط شبیه سازی به دست می آید، معتبر ساختن دقت مدل با اهمیت است. به منظور آزمایش کردن دقت مدل کویل گرمایشی و سرمایشی، یک مقایسه بین مقادیر پیش بینی شده و واقعی ارائه شده توسط سازنده انجام می شود. نتایج در جدول (۳) نشان داده شده است و ملاحظه می شود خطای پیش بینی کمتر از ۱۰ درصد را دارند.

توصیف سیستم تهویه مطبوع

مدل اجزای ارائه شده در معادلات بالا، روی دو سیستم تهویه مطبوع ثانویه که به صورت دو راهبرد CAV و VAV عمل می کنند در ساختمان اعمال می شود. جزئیات پارامترها و مشخصات سیستم در جدول (۴) داده شده است.

طبق روش نرخ تهویه استاندارد اشری ۶۲، نرخ تهویه هوای تازه برای ساختمانهای مسکونیcfm/ft² 0.06 می باشد. در نتیجه، حداقل نرخ تهویه کل برای ساختمان برابر  است. در محاسبه مقدار ظرفیت سرمایشی طراحی کویل، با توجه به اینکه دمای هوای داخلی فضا 20°C در نظر گرفته شده است، هوا از طریق مخلوط کردن حداقل مقدار هوای تازه برای تهویه، با هوای برگشتی، به فضای ساختمان عرضه می شود تا حداکثر صرفه جویی انرژی به دست آید. با استفاده از حداکثر بار سرمایشی ساختمان (kW 10.3 و حداقل نرخ تهویه کل برای ساختمان 0.074 و دمای هوای اتاق (c^◦20و رطوبت نسبی هوای اتاق (۵۰ درصد) به عنوان ورودی های کد نوشته شده براساس مدل های اجرای ارائه شده، ظرفیت سرمایشی حداکثر (طراحی) کویل و نرخ جریان هوای عرضه حداکثر (طراحی) به ترتیب برابر kW10.3 و به دست آمد که در واقع این مقادیر برای شرایط طراحی سیستم VAV میباشد. نرخ جریان هوای عرضه برای یک سیستم CAV ثابت است در حالی که برای یک سیستم VAV متغیر است. یک سیستم VAV در شرایط بار اوج مصرف، مشابه سیستم CAV رفتار می کند، به صورتی که سیستم هواساز، نرخ جریان حداكثر را عرضه می کند. در سیستم VAV، نرخ جریان هوای عرضه به ساختمان در شرایط بار جزئی کاهش می یابد. در نتیجه نرخ جریانی که در شرایط بار حداکثر به دست می آید، در واقع برای سیستم VAV نرخ جریان حداکثر (طراحی) می باشد و برای سیستم CAV، این نرخ جریان در تمام مدت فعالیت سیستم عرضه می شود. به همین صورت ظرفيت سرمایشی حداکثر (طراحی) کویل برای سیستم VAV در شرایط بار حداکثر می باشد و برای سیستم CAV نیز این ظرفیت در تمام مدت فعالیت سیستم عرضه می شود. وضع در حالت گرمایش نیز مشابه همین وضعیت است. کد نوشته شده براساس مدل های اجرای ارائه شده در بالا، به صورت ساعتی در ساختمان مورد بررسی، اعمال می شود. نتایج و نمودارهای حاصل از این کد، در ادامه این مقاله تشریح می شود.

در سیستم VAV با توجه به اینکه برای تغییر دبی جریان هوای ورودی به ساختمان و همچنین حفظ حداقل هوای تازه، مقاومت جریان و به عبارت دیگر، زاویه دمپر باید تغییر کند، این تغییرات توسط مدل دمپر اعمال می شود. به طور نمونه تغییرات زاویه دمپر هوای ورودی و هوای بیرونی به صورت ساعتی در یکی از روزهای فصل تابستان و فصل زمستان در شکل های (۵) و (۶) نشان داده شده است.

حداکثر بار سرمایشی ساختمان (kW 10.3 )، حداقل نرخ تهویه کل برای ساختمان ، دمای هوای اتاق (20°C)، رطوبت نسبی هوای اتاق (۵۰ درصد) و شرایط آب وهوایی خارج ساختمان، در مدل های کویل و دمپر وارد می شوند تا مقدار هوای عرضه به ساختمان و زوایای دمپر در ساعت های مختلف را به صورت نمودارهای ۱۰-۵ نتیجه دهد با توجه به شکل (۵)، مشخص است که در هنگام روز که بار سرمایشی زیاد است، زاویه دمپر به نحوی تغییر می کند که مقاومت جریان هوا را کاهش دهد و در هنگام شب که بار سرمایشی کاهش می یابد، زاویه دمپر به سمت افزایش مقاومت جریان تغییر می کند. نرخ جریان ساعتی کل هوا که به ساختمان عرضه می شود و ظرفیت ساعتی کوپل برای یک روز از فصل سرمایش و یک روز از فصل گرمایش در شکل های (۱-۷) نشان داده شده است.

هزینه های اولیه و عملیاتی سیستم تهویه مطبوع

با توجه به اینکه هدف این بخش از مطالعه آن است که سیستم های VAV و CAV را با یکدیگر مقایسه کند، بنابراین، هزینه های ثابت و عملیاتی که در دو سیستم متفاوت می باشد، مد نظر قرار می گیرد. هزینه های اولیه سیستم های VAV و CAV شامل سیستم هواساز، چیلر، کاتال و تجهیزات کنترلی می باشد. در این دو سیستم تهویه مطبوع، تنها دمپر کنترلی جز هزینه های اولیه ای است که در دو سیستم متفاوت است و در مقایسه این دو سیستم باید هزینه آن مدنظر قرار گیرد.

طبق اطلاعات بازار ایران در سال ۱۳۹۱، برای اندازه سیستم تهویه مطبوع مورد بررسی، هزینه سیستم دمپر کنترلی ۱۲۲۶۰۰۰ ریال برآورد شده است. هزینه های عملیاتی شامل هزینه های مصرف برق و هزینه های تعمیر و نگهداری می باشد. هزینه های تعمیر و نگهداری دو سیستم VAV و CAV را می توان تقریبا یکسان در نظر گرفت و بنابراین در مقایسه این دو سیستم از این هزینه صرف نظر می شود.

هزینه های عملیاتی برق برای دو سیستم مورد بررسی شامل مصرف برق چیلر و فن های رفت و برگشت و پمپ های آب سرد می باشد. باید توجه شود که هزینه های عملیاتی سالانه چیلر و همچنین پمپ آب سرد برای سیستم های VAV و CAV یکسان است. در واقع که در مقایسه دو سیستم در صورتی که زمان عملیاتی روزانه ثابتی در نظر گرفته شود، هزینه عملیاتی این سیستم ها یکسان می باشد. برای سیستم CAV نرخ جریان هوای عملیاتی سیستم ثابت است، در نتیجه حتی برای شرایط بار جزئی، فنها توان حداکثر را مصرف می کنند.

تحت شرایط بار اوج مصرف، سیستم VAV مشابه سیستم CAV عمل می کند به طوری که سیستم، حداکثر نرخ جریان و ظرفیت سرمایشی کویل را خواهد داشت. در هر صورت، در بار سرمایشی کاهش یافته، کنترلر دمپر نرخ جریان هوا را کاهش می دهد، در نتیجه، مصرف برق فنها می تواند در طول دوره عملیاتی فن به نحو قابل توجهی کاهش یابد. در طول دوره گرمایش نیز شرایط مشابه است. شکل های (۱۱) و (۱۲) توان مصرفی فن برای دو سیستم VAV و CAV را در فصل سرمایش و گرمایش نشان می دهد.

از آنجایی که انرژی مصرفی فن رابطه مستقیم با دیی عبوری از آن دارد، بنابراین، سیستم حجم هوای متغیر، با توجه به نیاز ناحیه به حجم متغیری از هوای ورودی، می تواند در مصرف انرژی صرفه جویی مناسبی داشته باشد. در واقع، برتری سیستم VAV نسبت به CAV به سبب هزینه های عملیاتی پایین تر فن می باشد. با استفاده از قیمت برق ۵۲۰ ریال به ازای هر کیلووات ساعت در سال ۱۳۹۱، هزینه های عملیاتی سالانه فن ها برای سیستمهای VAV و CAV محاسبه می شود. بنابراین، با توجه به دو شکل (۱۱) و (۱۲)، نتیجه می شود که در این ساختمان نمونه، انرژی مصرفی عملیاتی سالیانه، در سیستم VAV نسبت به CAV حدود ۱۳ درصد صرفه جویی می شود. |

تحلیل هزینه دوره کارکرد

در این مطالعه، تحلیل های هزینه های اولیه و عملیاتی برای دو سیستم تهویه مطبوع توسعه داده شدند، تحلیل هزینه دوره کار کرد جهت مقایسه سیستم های CAV و VAV به کار می رود. انتظار می رود عمر دو سیستم انتظار می رود یکسان باشد و آن ۱۵ سال در نظر گرفته می شود. از آنجایی که در مقایسه ها، جریان پولی وجود ندارد، بخش فایده معادله (۲۵) حذف می شود، بنابراین، تنها مقادیر هزینه در ارزیابی اقتصادی در نظر گرفته شده و در واقع، روش هزینه فعلى خالص برای ارزیابی سیستم ها استفاده می شود. |

با توجه به اینکه تحلیل LCC به طور مستقیم توسط شرایط اقتصادی متاثر می شود، در نتیجه، دو مجموعه شرایط اقتصادی مختلف (نرخ بهره و تورم) بررسی می شود. در حالت اول، نرخ بهره و نرخ تورم سالانه به ترتیب ۶ درصد و صفر درصد (به عبارتی، دیگر نشاندهنده شرایط اقتصاد توسعه یافته در نظر گرفته شده و در حالت دوم نرخ بهره سالانه ۲۲ درصد و نرخ تورم سالیانه ۱۲ درصد (به عبارتی دیگر، نمونه ای از یک اقتصاد در حال توسعه بررسی می شود. در شرایط اقتصادی برای سه وضعیت سرمایش، گرمایش و سرمایش و گرمایش در کنار هم بررسی شدند که نتایج این تحلیل در نمودارهای (۱۵-۱۳) نشان داده شده است.

با توجه به کوچک بودن ساختمان و بارهای حرارتی، در تحلیل سیستم سرمایشی مشاهده می شود که هم در شرایط اقتصاد توسعه یافته و هم در حال توسعه، سیستم VAV در ساختمان نمونه، قادر به نشان دادن مزیت خود نیست (شکل ۱۳). با توجه به شکل (۱۴) در تحلیل هزینه دوره کارکرد سیستم گرمایشی، دیده می شود که در شرایط اقتصادی توسعه یافته، VAV برتری محسوسی نسبت به سیستم CAV دارد، اما در اقتصاد در حال توسعه مناسب نیست. تحلیل دیگری که صورت گرفت به این صورت بود که سیستم سرمایشی و گرمایشی در کنار یکدیگر مورد بررسی قرار گرفت که نشان داده شد با این بررسی، هم در شرایط اقتصاد توسعه یافته و هم اقتصاد در حال توسعه، سیستم VAV دوره بازگشت سرمایه مناسبی دارد (شکل ۱۵). به طور خلاصه، بازگشت سرمایه سیستم VAV نسبت به CAV در تحلیل های صورت گرفته را می توان به صورت جدول (۵) خلاصه کرد.

نتیجه گیری

به طور کلی، اظهار نظر در مورد بهترین سیستم تهویه مطبوع از لحاظ اقتصادی برای یک ساختمان مشکل است بخش بزرگی از مصرف انرژی و هزینه های عملیاتی سیستم های تهویه مطبوع به عملیات فن مربوط است. این مقاله مدل سازی دقیق نظری – تجربی تجهیزات سیستم تهویه مطبوع ثانوية را ارائه میدهد تا عملکرد انرژی و اقتصادی راهبردهای مختلف کنترل این سیستمها را بررسی کند. در این مطالعه، سیستم های تهویه مطبوع حجم هوای ثابت و حجم هوای متغیر به عنوان دو راهبرد نمونه، از طریق محاسبه هزینه های اولیه و عملیاتی در یک ساختمان نمونه در تهران مقایسه شدند. برای مقایسه از تحلیل هزینه دوره کار کرد استفاده شد. عوامل مختلفی مانند تقاضای سرمایش و گرمایش ساختمان، مشخصات سیستم، حداقل نرخ جریان هوای تازه، کنترل دمپر و کنترل هوای عرضه به فضا در نظر گرفته شدند.

نتایج نشان می دهد که کنترل دمپرهای هوای عرضه و هوای تازه اثر قابل توجهی روی عملکرد فن و مصرف انرژی آن دارد، به طوری که در این ساختمان نمونه، هزینه عملیاتی سالانه، در سیستم WAV نسبت به CAV حدود ۱۳ درصد صرفه جویی می شود. نتایج تحلیل اقتصادی نشان داد که با در نظر گرفتن سیستم سرمایشی و گرمایشی در کنار یکدیگر، در شرایط اقتصادی توسعه یافته و اقتصادی در حال توسعه، دوره بازگشت سرمایه سیستم WAV نسبت به CAV به ترتیب برابر۳/۵ و ۶ سال می شود.

نتایج این شبیه سازی نشان می دهد که با استفاده از مدلسازی پیشنهادی، درباره کاربرد سیستم های تهویه مطبوع ثانویه، با دقت بالایی می توان به بهبود قابل توجهی در کارایی انرژی و عملکرد اقتصادی دست یافت.

منابع

[۱] شرکت بهینه سازی مصرف سوخت،

Www.ifco.org ۲) مرکز تحقیقات ساختمان و مسکن، پروژه ممیزی انرژی ساختمان های شاخص و متداول

(۳) نیاز مند، سارا (۱۳۸۹). توسعه مدل بهینه جریان گذرای انرژی در یک واحد مسکونی، دانشکده مهندسی سیستم های انرژی،

دانشگاه صنعتی شریف،

[۴] وزارت نیرو، (۱۳۹۱)، ترازنامه انرژی ایران سال ۱۳۹۰

[5] Afram, A., Janabi-Sharifi, F., “Review of modeling methods for HVAC systems”, Applied Thermal Engineering, Vol. 67, pp. 507-519, 2014.

 [6] ASHRAE, (2008) HVAC Systems and Equipment Handbook. American Society of Heating,

Refrigerating and Air-conditioning Engineers, Inc., Atlanta, GA.

 )7( ASHRAE. (1989) Handbook of Fundamentals. American Society of Heating, Refrigerating

and Air-conditioning Engineers.

 [8] BP (British Petroleum), BP Statistical Review of World Energy Full Report 2013,

Www.bp.com.

 [9] Cherem-Pereira, G., and Mendes, N., “Empirical modeling of room air conditioners for building energy analysis”, Energy and Buildings, Vol. 47, pp. 19-26, 2012.

 [10] Fasiuddin, M., and Budaiwi, I., “HVAC system strategies for energy conservation in commercial buildings in Saudi Arabia”, Energy and Buildings, Vol. 43, pp. 3457-3466, 2011.

 [11]Freire, R. Z., Oliveira, G. H.C., and Mendes, N., “Development of regression equations for predicting energy and hygrothermal performance of buildings”, Energy and Buildings, Vol. 40, pp. 810-820, 2008.

[12] IEA (International Energy Agency). Key world energy statistics. (2011).

 [13] Korjenic, A., and Bednar, T., “Validation and evaluation of total energy use in office buildings: A case study”, Automation in Construction, Vol. 23, pp. 64-70, 2012.

 [14] Korolija, I., Zhang, Y., Marjanovic-Halburd, L., and Hanby, V. I., “Regression models for predicting UK office building energy consumption from heating and cooling demands”,Energy and Buildings, Vol. 59, pp. 214–227, 2013.

 [15] Korolija, I., Marjanovic-Halburd, L., Zhang, Y., and Hanby, V. I., “Influence of building parameters and HVAC systems coupling on building energy performance”, Energy and Buildings, Vol. 43, pp. 1247-1253, 2011.

 [16] Legg, R. C., “Damper Characteristics for Ducted Air Systems: a Preliminary Study”, Technical Memorandum No. 60, Institute of Environmental Science and Technology, Polytecnic of the South Bank, London UK, May 1981.

[17] Lin, C.N., Jang, J.Y., “A two-dimensional fin efficiency analysis of combined heat and mass transfer in elliptic fins”, International Journal of Heat and Mass Transfer, Vol. 45, pp. 3839 3847, 2002.

 [18] McQuiston, F.C., and Parker, J.D. (2000) Heating, Ventilating, and Air-conditioning Analysis

and Design. John Wiley, New Yor

[19] Nassif, N., “Performance analysis of supply and return fans for HVAC systems under different operating strategies of economizer dampers”, Energy and Buildings, Vol. 42, pp. 1026-1037, 2010.

 [20] Shahrestani, M., Yao, R., and Cook, G., “Characterising the energy performance of centralized HVAC&R systems in the UK”, Energy and Buildings, Vol. 62, pp. 239-247, 2013.

 [21] Zlatanovi’c, I., Gligorevi’c, K., Ivanovic, S., and Rudonja, N., “Energy-saving estimation model for hypermarket HVAC systems applications”, Energy and Buildings, Vol. 43, pp. 3353-3359, 2011.