Reglertypabha¨ngiges Betriebsverhalten von Splitgera¨ten
Transcription
Reglertypabha¨ngiges Betriebsverhalten von Splitgera¨ten
K L I M AT E C H N I K /S P L I T G E R ÄT Gottfried Knabe, Huu-Thoi Le In diesem Beitrag wird ein deterministisches Verfahren zur Bestimmung des Betriebsverhaltens (Energiebedarf und Regelverhalten) von Splitgeräten mit einem stetigen Regler vorgestellt. Mit Hilfe dieses Verfahrens lassen sich die sensible und latente Anlagenleistung im Teillastbetrieb, die zum jeweiligen Betriebszustand die sensiblen und latenten Kühllasten abdecken, sowie der Energiebedarf ermitteln, sodass der Raumluftzustand so exakt wie möglich berechnet werden kann. Die Ergebnisse von Splitgeräten mit einem Zweipunktregler sind aus IEA-SHC HVAC BESTEST TASK 22 verfügbar [1, 2, 3]. Daraus lassen sich die Einflüsse von Reglertypen in Splitgeräten auf das Betriebsverhalten und den Energiebedarf feststellen. Operating Behaviour of Split System Depending on Controller Types This article introduces the modelling of the split system (room air conditioner) with a continuous action controller for a building energy simulation. This model shows a way to calculate the energy consumption, the sensible and latent cooling capacity of the split system at part load operation matching the sensible and latent cooling zone loads. As a result, the zone air states can be exactly determined. The model of the split system with a twopoint-controller has already been developed and verified in IEA/SHC BESTEST TASK 22. Results of the simulation show an impact of the two controller types on both the room comfort (temperature and humidity) and the energy consumption. Keywords: split system, room air conditioner, operating behaviour, controller types (Discontinuous and Continuous Action Control), HVAC system simulation, building simulation Prof. Dr.-Ing. habil. G. Knabe; Dipl.-Ing. H.-T. Le, Technische Universität Dresden, Institut für Thermodynamik und TGA 12 Reglertypabhängiges Betriebsverhalten von Splitgeräten Zielstellung Moderne Büro- und Verwaltungsgebäude werden zunehmend mit großem Glasanteil ausgestattet. Hohe innere Wärmequellen (PC/Bürotechnik) und Sonneneinstrahlung führen zu hohen Kühllasten. Damit macht sich eine Klimatisierung erforderlich. Zunehmend werden auch in Europa Splitgeräte aufgrund niedriger Invest- und Betriebskosten eingesetzt. In Splitsystemen finden zwei Reglertypen (stetig und nichtstetig) Anwendung. Bei kleinen Anlagen kommt der nichtstetige Regler zum Einsatz, wohingegen bei Anlagen mit hoher Leistung der stetige Regler geeignet ist. Im Laufe des technischen Fortschritts bekommt der stetige Regler zunehmende Bedeutung, sodass eine Untersuchung seiner Einflüsse auf das Systemverhalten unbedingt erforderlich ist. Beim Volllastbetrieb läuft das Splitgerät ununterbrochen, sodass der eingesetzte Reglertyp keine Einflüsse auf das Systemverhalten hat. Im Gegenteil dazu ist das Systemverhalten im Teillastbetrieb vom Reglertyp abhängig. Die Untersuchungen des Mono-Splitsystems mit einem Zweipunktregler wurden sowohl beim Voll- als auch beim Teillastbetrieb bereits im IEA-SHC HVAC BESTEST TASK 22 [1] durchgeführt und ausführlich in [2, 3] beschrieben. Ein neues Modell des Mono-Splitsystems mit einem stetigen Regler wird in diesem Beitrag vorgestellt. Das Modell zeigt ein deterministisches Verfahren für die Berechnung des Energiebedarfes sowie der sensiblen und latenten Anlagenleistung beim Teillastbetrieb. Daraus wird der Raumluftzustand so genau wie möglich berechnet. Somit erhöht sich die Aussagekraft für die Vorhersage des Energiebedarfes und für die Bewertung des Raumkomforts. Auf der Grundlage dieses Modells kann ein Berechnungsal- gorithmus für Multi-Splitsysteme abgeleitet werden. Anlagenaufbau Splitsysteme lassen sich in zwei Gruppen Mono-Splitsysteme und Multi-Splitsysteme einteilen. Das Mono-Splitsystem ist ein einfaches System, bei dem eine Außeneinheit (Kondensator) mit einer Inneneinheit (Verdampfer) verbunden wird. Bei Multi-Splitsystemen versorgt eine Außeneinheit mehrere Inneneinheiten. Das in diesem Beitrag verwendete Mono-Splitgerät ist in Bild 1 mit einer Außen-, Inneneinheit und Außenluftbeimischungseinrichtung dargestellt. Modellbildung des Splitgerätes mit einem stetigen Regler Analyse des Splitgerätes mit einem stetigen Regler Die Leistung des Splitgerätes im Volllastbetrieb ist von den Raum- und Außenluftklimaparametern abhängig [1]. Zunächst wird das Verhalten des Splitgerätes beim Teillastbetrieb mit einem idealen stetigen Regler analysiert. D.h. die Anlagenleistung passt sich genau den jeweiligen Raumlasten an. Daraus ergibt sich keine Regelabweichung. Beim realen Anlagenbetrieb ändern sich der Belastungsgrad (PLR-Verhältnis von gesamter Kühllast zur Anlagenleistung) und der sensible Heizfaktor (SHF-Quotient von sensibler zur gesamten Anlagenleistung) kontinuierlich. Um das Betriebsverhalten überschaubar darstellen zu können, wird die Analyse bei der Änderung einer von beiden Größen durchgeführt, während die andere konstant bleibt. Weiterhin wird die Anlage nur mit reinem Umluftbetrieb untersucht. Damit ergibt sich die Möglichkeit, das Systemverhalten verständlich darzustellen. Bei Regelung der Außenluftbeimischungseinrichtung kann der bereits entwickelte Ansatz [4] angewendet werden. f KI Luft- und Kältetechnik 1/2004 K L I M AT E C H N I K /S P L I T G E R ÄT Bild 1: Anlagenschema eines Mono-Splitgerätes mit einer Außeneinheit (Kondensator) und einer Inneneinheit (Verdampfer) sowie Außenluftbeimischungseinrichtung [1] Zuerst zeigt Bild 2 den stationären Arbeitspunkt (Feuchtkugeltemperatur am Verdampfereintritt) Wf;LE ¼ 16,6 8C im Volllastbetrieb (PLR = 1) bei den Randbedingungen (WAU ¼ 32 8C; WSoll ¼ 24 8C und SHF = 0,85). Von nun an verringert man die Kühllasten im Raum plötzlich auf 70 % (PLR = 0,7), der Faktor SHF = 0,85 bleibt dabei aber konstant. Da die Anlagenleistung größer als die vorhandene Kühllast ist, versucht der stetige Regler den in den Verdampfer geschickten Massestrom des Kältemittels zu drosseln. Als Folge davon steigt die Oberflächentemperatur des Verdampfers (ADP-Apparate Taupunkt) an und überschreitet dabei den Taupunkt der Raumluft, so dass vorläufig eine trockene Kühlung stattfindet. Die Anlage bzw. der Verdampfer bringt nur eine sensible Leistung und diese ist gleich der sensiblen Kühllast, um die Solltemperatur einzuhalten. Die latente Kühllast wird nicht abgeführt, sondern bleibt vorerst im Raum. Dies führt zur Erhöhung des Wassergehaltes der Raumluft und die Feuchtkugeltemperatur erreicht nach dem Einstellvorgang einen Wert von 18,4 C (Bild 2). Andererseits fördert der innere Ventilator einen konstanten Luftmassestrom. Dies bedeutet einen gleich bleibenden Kühlgrad gK [5, 6]. Der stationäre Arbeitspunkt stellt sich dann ein, wenn – die Anlagenleistung an die Kühllast angepasst (Q_ N;sen ¼ Q_ L ast;sen ; f KI Luft- und Kältetechnik 1/2004 Bild 2: Stationäre Arbeitspunkte beim Voll- (PLR = 1,0) und beim Teillastbetrieb (PLR = 0,7) mit einem stetigen Regler (WWAU ¼ 32; W Soll ¼ 24 und SHF = 0,85) Q_ N;lat ¼ Q_ L ast;lat ) und – der Kühlgrad gK konstant ist. Anhand des Bildes 2 kann man die sensible und latente Anlagenleistung für den dargestellten Betriebsfall (PLR = 0,7) berechnen. Diese Werte werden in Bild 3 mit dem gekennzeichneten Prozess 1 aufgetragen. Eine Änderung von SHF auf 0,7 bei Festhalten aller anderen Parameter ergibt den Prozess 2. Durch die Variation der SHF erhält man die charakteristischen Kennlinien für den festgelegten Belastungsgrad PLR (Bild 3). Wird der ganze Prozess bei anderen Belastungsgraden wiederholt, entsteht ein Kennfeld für den gesamten Teillastbereich. Bild 4 zeigt die charakteristischen Kennlinien bei den Belastungsgraden PLR = 1, PLR = 0,7 und PLR = 0,5. Dabei wird festgestellt, dass – sich die Kennlinien der Anlagenleistung bei den vorgegebenen Randbedingungen (WAU und WLE ) linear zur Feuchtkugeltemperatur Wf;LE verhalten, – die Kennlinien der Anlagenleistung im Teillastbereich parallel zu den jeweiligen charakteristischen Kurven des Volllastbetriebs verlaufen, – das Verhältnis von der Anlagenleistung am Übergangspunkt im Teillastbetrieb zu der im Volllastbetrieb gleich dem Belastungsgrad ist und – die Übergangspunkte von feuchter zu trockener Kühlung eine gekrümmte Linie Q_ N;Ü bilden. Mit Hilfe der Linie für die Übergangspunkte Q_ N;Ü (Bild 4) kann der Einstellvorgang (der Prozess 1 in Bild 3) ausführlicher erläutert werden. Wie oben erwähnt, stellt sich bei Drosselung des Kältemittelmassestroms zunächst der Arbeitspunkt 1 (Bild 5) ein. Die Feuchtkugeltemperatur am Übergang (Arbeitspunkt 1) hat einen Wert von 17,95 C. Da die tatsächliche Feuchtkugeltemperatur der Raumluft noch kleiner als die am Übergangspunkt ist, führt die Anlage aus dem Raum nur sensible Leistung ab und diese ist gleich der sensiblen Kühllast. Dabei ist der Belastungsgrad PLR = 0,63. Während der trockenen Kühlung dient die vorhandene latente Last zur Erhöhung der Raumluftfeuchte und der Feuchtkugeltemperatur der Raumluft, da die Lufttemperatur konstant bleibt. Überschreitet die Feuchtkugeltemperatur der Raumluft die am vorläufigen Arbeitspunkt 1 (17,95 C), fängt der Verdampfer an, latente Last (feuchte Kühlung) abzuführen und die Kennlinien für PLR = 0,63 finden Anwendung. D.h. die sensible Anlagenleistung geht zurück und der Sollwert wird nicht mehr eingehalten. Folglich erhöht sich der Massestrom des Kältemittels und schließlich der Belastungsgrad. In Abhängigkeit der aktuellen Feuchtkugel13 K L I M AT E C H N I K /S P L I T G E R ÄT Bild 3: Charakteristische Kennlinien des Splitgerätes bei Belastungsgrad PLR = 1 und PLR = 0,7 (WWAU ¼ 32; W Soll ¼ 24) Bild 4: Charakteristische Kennlinien für Kühlleistung des Splitgerätes bei PLR = 1, PLR = 0,7 und PLR = 0,5 Bild 5: Einstellvorgang im Splitgerät von PLR = 1 auf PLR = 0,7 bei Anwendung eines idealen stetigen Reglers temperatur (17,95 8C < Wf;LE 18,4 8C) bewegt sich der Übergangspunkt auf der Strecke von 1 bis 2 (Bild 5). Damit hängt die Dauer für diesen Einstellvorgang von der Größe des betrachteten Raumes und vom Belastungsgrad PLR ab. Je größer das Raumvolumen und je kleiner der Belastungsgrad ist, desto mehr Zeit wird benötigt, um den stationären Arbeitspunkt zu erreichen. Für den Betriebsfall, bei dem nur sensible Kühllast vorhanden ist, bewegt sich der 14 Übergangspunkt mit entsprechendem Belastungsgrad auf der Q_ N;Ü-Linie, um sich der Last anzupassen. Die Raumluftfeuchte bleibt unverändert, da die latente Last gleich Null ist. Bis jetzt wurde die Analyse des Geräteverhaltens im Teillastbereich bei der konstanten Randbedingung (WAU ) durchgeführt. Bei den Versuchen mit anderen Randbedingungen ergibt sich ein ähnliches Verhalten wie nach den charakteristischen Kennlinien im gesamten Teil- lastbereich. Somit gelten die o.g. Schlussfolgerungen für alle Betriebsfälle. Wie in [2, 3] beschrieben, sind die charakteristischen Kennlinien beim Volllastbetrieb von der Außenluft WAU , Lufttemperatur am Verdampfereintritt WLE und Feuchtkugeltemperatur Wf;LE abhängig. Somit ist das Kennfeld für den gesamten Teillastbereich eine Funktion der benannten Größen. Um die Kennlinien für den Teillastbetrieb zu bestimmen, wird zunächst der Übergangspunkt ermittelt. Danach konstruiert man die Teillast-Kennlinien, die durch den Übergangspunkt laufen und parallel zu den jeweiligen Volllast-Kennlinien sind. Für die Berechnung des Übergangspunktes findet der empirische Ansatz (Gl. (1)) Anwendung. Q_ N;Ü ¼ ðA1 WAU þ A2 WLE þ A3 ÞW2f;LE þ ðA4 WAU þ A5 WLE þ A6 Þ ¼ Wf;LE þ ðA7 WAU þ A8 WLE þ A9 Þ ð1Þ Für einen vorgegebenen Belastungsgrad PLR wird die Anlagenleistung am Übergangspunkt Q_ N;Ü;PLR mit der Gl. (2) bestimmt. Q_ N;Ü;PLR ¼ PLR Q_ N;Ü;PLR¼1 ð2Þ Q_ N;Ü;PLR¼1 ergibt sich aus den charakteristischen Kennlinien beim Volllastbetrieb und ist in [3] ausführlich dargestellt. Nach dem Einsetzen Q_ N;Ü;PLR in die Gl. (1) f KI Luft- und Kältetechnik 1/2004 K L I M AT E C H N I K /S P L I T G E R ÄT Modell berechnen. Aufgrund des Zeitaufwandes und der örtlichen Abhängigkeit von der Zuluft wird die CFD Methode nicht angewendet. Bild 6: Kopplungsschema vom Splitgerät mit dem Gebäudemodul Type 56 in TRNSYS-TUD [8] und Lösen nach Wf;LE ist der Übergangspunkt PÜ ðWf;LE;Ü ; Q_ N;Ü;PLR Þ bekannt. Damit sind die Kennlinien für die sensible und die gesamte Anlagenleistung für den erforderlichen Belastungsgrad PLR bestimmbar (Gln. (3) und (4)). Q_ N;ges ðPLRÞ ¼ ðB1 WAU þ B2 Þ ðWf;LE ÿ Wf;LE;Ü Þ þ Q_ N;Ü;PLR ð3Þ Q_ N;sen ðPLRÞ ¼ ðC1 WAU þ C2 WLE þ C3 ÞðWf;LE ÿ Wf;LB;Ü Þ þ Q_ N;Ü;PLR ð4Þ Die Koeffizienten Ai ; Bi und Ci sind in [7] angegeben. Die elektrische Leistungsaufnahme vom Kompressor ist eine Funktion des Belastungsgrads [9]. Da es sich um einen idealen Regler handelt, wird daraus abgeleitet, dass sich die normierte Kompressorleistung linear zum Belastungsgrad verhält (Gl. (5)). PPLR ¼ PLR PPLR¼1 ð5Þ Unter der normierten Kompressorleistung versteht man das Verhältnis der elektrischen Leistungsaufnahme im Teillastbetrieb zu der im Volllastbetrieb bei den jeweiligen Randbedingungen. Simulationsmodell des Splitgerätes mit einem realen stetigen Regler Im vorhergehenden Abschnitt wurde das Splitgerät bei den stationären Randbedingungen modelliert. Beim praktischen Anlagenbetrieb treten instationäre Vorgänge auf, sodass die Modellbildung unter diesen Bedingungen unbedingt erforderlich ist. Zunächst zeigt Bild 6 das Kopplungsschema vom Splitgerät mit dem Gebäudemodul Type 56 f KI Luft- und Kältetechnik 1/2004 des Programms TRNSYS-TUD [8]. In diesem Programm liegen im Vergleich zum kommerziell vertriebenem Programm TRNSYS u.a. veränderte Algorithmen zur Bestimmung des langwelligen Strahlungsaustausches im Raum sowie des instationären Verhaltens der Wände usw. zugrunde. Diesmal kommt die Klappenregelung zum Einsatz, um die hygienischen Anforderungen zu erfüllen und die Energieeinsparung bei niedriger Außentemperatur zu erzielen. Die Mischluft am Verdampfereintritt wird aus dem Raumluftund Außenluftzustand sowie aus den Masseströmen berechnet. In Abhängigkeit von WAU , WLE und Wf;LE liefert das Splitgerät entsprechende Kälteleistungen (sensible und latent) an das Gebäudemodul Type 56. In Type 56 werden Wärme- und Feuchtebilanzen unter dem Einfluss der Sonnenstrahlung sowie Infiltration aufgestellt. Der Wärme- und Feuchtetransport durch die Wände und Fenster sind dabei berücksichtigt. Der sich im Raum einstellende Luftzustand ist für die Berechnung der Mischluft bei Außenluftbeimischungseinrichtung erforderlich. Somit ist der Raumluftzustand nur iterativ bestimmbar (Bild 6). Folglich ist der Zeitaufwand groß. Um diese Iterationsschleife zu umgehen, werden die Ergebnisse des vorhergehenden Zeitschrittes für die Berechnung des aktuellen Zeitpunktes genutzt. Dies entspricht auch der digitalen Regelung in der Praxis. Dabei wird der Simulationszeitschritt klein gewählt, um die von der Methode verursachte Abweichung zu verringern. Bei diesem Modell wird angenommen, dass die Raumtemperatur homogen ist. Die Temperaturverteilung innerhalb des Raumes lässt sich mit einem CFD Die charakteristischen Kennlinien beim Volllastbetrieb wurden in [3] detailliert dargestellt. In diesem Modell kommt ein PI Regler zum Einsatz. Es wird angenommen, dass der Ausgang dieses Reglers dem Belastungsgrad PLR entspricht. Damit lässt sich die Anlagenleistung nach Gln. (1) bis (4) bestimmen. Wie oben erwähnt, besteht die Anlagenleistung aus einem sensiblen und einem latenten Anteil. Der sensible Anteil ist für die Einhaltung des Sollwertes verantwortlich, wohingegen aufgrund der latenten Kühlleistung Wasser aus der Raumluft ausgeschieden wird. Nach kurzer Laufzeit stellt sich ein stationärer Arbeitspunkt ein, bei dem die sensible und latente Kühlleistung gleich den jeweiligen Anteilen der Kühllast sind. Ein direkter Eingang für die latente Kühlleistung ist im Type 56 des Programms TRNSYS-TUD nicht vorhanden. Dafür ist der Eingang als Wasserdampfmassestrom verfügbar. Deshalb erfolgt zuerst die Umrechung der latenten Kühlleistung in Wasserdampfmassestrom nach Gl. (6). Q_ lat _ Dampf ¼ m ð6Þ 2501 þ 1,86 WLE In [9] sind Messungen des Energiebedarfes vom Kompressor beim Teillastbetrieb enthalten. Bild 7A zeigt die normierte Leistung des Kompressors. Eine lineare Regression der Messdaten wird durchgeführt und bis zu 30 % extrapoliert (Bild 7B). Der Energiebedarf des Kompressors lässt sich für den Teillastbetrieb mit Gl. (7) berechnen. P ¼ K1 PLR þ K2 Pvoll ð7Þ Die normierte Leistung vom Kompressor mit einem Zweipunktregler wird aus Angaben in [1] für den Teillastbetrieb abgeleitet und ebenfalls in Bild 7B dargestellt. Das Bild 7B verdeutlicht eine mögliche Energieeinsparung bei der Anwendung des stetigen Reglers. Resultate In diesem Abschnitt werden die Simulationsergebnisse von dem stetigen mit dem Zweipunktregler bei den gleichen Randbedingungen verglichen, um die Einflüsse des Reglers auf das Anlagen15 K L I M AT E C H N I K /S P L I T G E R ÄT Bild 7: Normierte Kompressorleistung als Funktion des Belastungsgrades verhalten zu illustrieren. Für diesen Zweck wurden die Resultate vom Splitgerät mit dem Zweipunktregler aus [2, 4, 10 – 13] übernommen. Dabei beträgt die Schaltdifferenz des Zweipunktreglers 1 K. Zum Einsatz kommt ein Raum der Abmessungen 10 7 3 m mit einem nach Süden orientierten Fenster von 2 10 m. Der Wandaufbau entspricht der mittleren Bauschwere in VDI 2078 [14]. Es werden die Wetterdaten für den 14. Juli (wärmster Tag im Jahr) aus dem Testreferenzjahr TRY 05 Würzburg verwendet. Für die Lastprofile gelten in der Betriebszeit ein sensibler Anteil von 3500 W (100 % konvektiv) und ein latenter Anteil von 500 W. Der natürliche Luftwechsel beträgt 0,1 h–1. Mit diesen Wetterdaten wird das Gebäude mit dem Programm TRNSYSTUD und 30 Tagen Vorlaufszeit bei vorgegebenen Lastprofilen und einer Taktzeit von 36 s simuliert. Die Regelung erfolgt nur am Tag von 7 bis 18 Uhr. Die Ergebnisse des 31. Tages kommen zur Bewertung. 16 Bild 8: Regelverhalten von Anlage und Raum; A – Raumtemperatur (Regelgröße); B – Raumfeuchte (sich einstellende) für den Betriebsfall nur mit Umluft Betrieb mit 100 % Umluft Zunächst wird der Anlagenbetrieb nur mit reiner Umluft betrachtet. Das bedeutet, dass sich die Außenluftklappe im AUS Zustand (geschlossen) befindet. Bild 8 zeigt sowohl die Raumtemperatur als auch die Raumfeuchte von beiden Reglertypen. Bei dem stetigen Regler wird der Sollwert exakt eingehalten, wohingegen der Zweipunktregler eine Schwankung der Raumtemperatur um den Sollwert und der Raumfeuchte verursacht. Die Raumluftfeuchte vom PI Regler ist größer als die vom Zweipunktregler. In den frühen Betriebsstunden ist die latente Kühlleistung vom Zweipunktregler wesentlich größer als die vom PI Regler (Bild 9A). Folglich resultiert eine größere Absenkung der Raumfeuchte beim Zweipunktregler (Bild 8B). Danach sind die sensible und latente Kühlleistung von beiden Reglern fast gleich. Der Unterschied der Leistungszahl (COP) von den Reglertypen ist unwesentlich (Bild 9B). Es ist anzumerken, dass der Belastungsgrad PLR und die Leistungszahl in Bild 9 die mittleren Werte für die ganze Stunde sind. Dagegen präsentieren die Temperatur, Feuchte und der Energiebedarf den Wert von jedem Zeitschritt. Der gesamte Energiebedarf verringert sich um 2,0 % bei der Anwendung des stetigen Reglers. Betrieb mit Außenluft Aus hygienischen Gründen ist der Betrieb mit einem Außenluftanteil erforderlich. Es wird angenommen, dass sich im vorgegebenen Raum acht Personen befinden. Folglich ist ein Außenluftvolumenstrom von 480 m3/h (60 m3/ (h*Pers.)*8 Pers.) nötig. Dies entspricht einem Außenluftanteil von 31,4 %. Die Klappen werden nicht geregelt, sondern in die Position gestellt, dass sich daraus der gewünschte Außenluftanteil ergibt. Analog zu den Bildern 8 und 9 zeigen Bilder 10 und 11 das Raumverhalten von den angewendeten Reglertypen. Aufgrund der wärmeren Außentemperatur arbeitet das Splitgerät nun mit höherem Belastungsgrad als für den Fall f KI Luft- und Kältetechnik 1/2004 K L I M AT E C H N I K /S P L I T G E R ÄT Bild 9: Verlauf der Betriebskenngröße; A – Kühlleistung; B – Leistungszahl COP; C – Energiebedarf für den Betriebsfall nur mit Umluft mit reinem Umluftbetrieb. Folglich wird bei dem Betriebsfall mit Außenluft um 14 Uhr der Zweipunktregler nicht mehr ein-/ausgeschaltet, sondern die Anlage läuft kontinuierlich (Bild 10A). Bild 11A verdeutlicht einen signifikanten Unterschied der latenten Kühlleistung von beiden Reglern. Im Allgemeinen ist die Leistungszahl größer als 3,5 und liegt fast gleich für beiden Regler außer in den ersten beiden Betriebsstunden. Der PI Regler liefert eine Energieeinsparung von 5,6 %. Bild 12 zeigt den Vergleich der Raumluftfeuchte für die beiden Betriebfälle. Wie aus [2, 3] bekannt, ist beim Zweipunktregler die Raumluftfeuchte nur vom SHF abhängig. Die hohe Außenluftfeuchte führt zu kleinerem SHF und zur Erhöhung der Raumluftfeuchte. Daraus resultiert, dass die Raumluftfeuchte f KI Luft- und Kältetechnik 1/2004 Bild 10: Regelverhalten von Anlage und Raum; A – Raumtemperatur (Regelgröße); B – Raumfeuchte (sich einstellende) für den Betriebsfall mit 31,4 % Außenluft für den Betriebsfall mit Außenluft höher als für den Fall nur mit reiner Umluft (Bild 12) ist. Bei der stetigen Regelung ist die Raumluftfeuchte eine Funktion sowohl des Belastungsgrads PLR als des sensiblen Lastverhältnisses SHR. Für das Beispiel eliminieren sich die Einflüsse der beiden Faktoren gegenseitig, so dass der Unterschied geringfügig bleibt. Für den Vergleich der Betriebsfälle mit und ohne Außenluft ist der Energiebedarf beim Zweipunktregler 12,2 % und beim PI Regler 8,4 % höher. Zusammenfassung Im Rahmen der IEA-SHC/ HVAC BESTEST TASK 22 wurde das Betriebsverhalten vom Splitgerät mit dem Zweipunktregler sowohl beim Voll- als auch beim Teillast- betrieb analysiert. Auf dieser Grundlage erfolgt eine Modellbildung des Splitgerätes mit einem stetigen Regler. Das Verfahren ist deterministisch und mathematisch prüfbar. Beim Volllastbetrieb haben die Reglertypen keine Einflüsse auf das Anlagenverhalten. Im Gegenteil dazu ist beim Teillastbetrieb das Anlagenverhalten vom Reglertyp abhängig. Bei der Anwendung des stetigen Reglers wird die Solltemperatur exakt eingehalten, wohingegen der Zweipunktregler eine Schwingung der Raumtemperatur um den Sollwert verursacht. Die Raumluftfeuchte ist bei der Zweipunktregelung nur eine Funktion des SHF. Beim stetigen Regler beeinflussen der SHF und der PLR die Raumluftfeuchte. Der stetige Regler ermöglicht eine Energieeinsparung, welche vom jeweiligen Anwendungsfall abhängig ist. 17 K L I M AT E C H N I K /S P L I T G E R ÄT Bild 11: Verlauf der Betriebskenngröße; A – Kühlleistung; B – Leistungszahl COP; C – Energiebedarf für den Betriebsfall mit 31,4 % Außenluft Auf der Basis dieses Modells kann ein Berechnungsalgorithmus für Multi-Splitgeräte abgeleitet werden. Formelzeichen: ADP Q_ _ m PI PLR SHF ZPR W u Apparate Taupunkt Leistung Luftmassestrom PI Regler Belastungsgrad Sensibler Heizfaktor Zweipunktregler Temperatur relative Feuchte Index: AB AU f ges 18 Abluft Außen Feuchtkugel gesamt [W] [kg/s] LA Last lat LE N R sen UM ZU Bild 12: Vergleich der Raumfeuchte für die beiden Betriebsfälle (A – rel. Feuchte; B – abs. Feuchte) Luftaustritt Kühllast latent Lufteintritt Anlage Raum sensibel Umluft Zuluft [3] [4] [5] Literatur: [ C] [%] [1] Neymark, J., Judkoff, R.: Building Energy Simulation Test and Diagnostic Method for Mechanical Equipment (HVAC BESTEST), Golden, CO: National Renewable Energy Laboratory, 1998 [2] Neymark, J., Judkoff, R.: International Energy Agency Building Energy Simulation Test and Diagnostic Method for HVAC Equipment Models (HVAC BESTEST), Vol. 1: Cases E100 – E200, IEA SHC Executive Committee Review Draft (approved for publication), Golden, CO: [6] [7] National Renewable Energy Laboratory, November 2000 Knabe, G., Le, H.-T.: HVAC BESTEST Modeller Report. Analytical Solutions, Dresden University of Technology, August 2000 Knabe, G., Le, H.-T.: HVAC BESTEST Modeller Report. TRNSYS 14.2 (A Transient System Simulation Program), Dresden University of Technology, August 2000 Brandemuehl, M.J.: A Toolkit for Secondary HVAC System Energy Calculations: Direct Expansion Air Conditioner (ACDX), TC 4.7 Energy Calculation of ASHRAE, Atlanta, 1993 Le, H.-T.: Analyse des Betriebsverhaltens von Kühlern in Raumlufttechnischen Anlagen, Institut für Thermodynamik und TGA, TU Dresden, Großer Beleg, 1996 Le, H.-T.: Entwicklung und Validierung einer Simulationsbasis zum Test von Reglern raumlufttechnischer Anlagen, Institut für Thermodynamik und TGA, TU Dresden, Dissertation (erscheint demnächst) f KI Luft- und Kältetechnik 1/2004 K L I M AT E C H N I K /S P L I T G E R ÄT [8] TRNSYS-TUD: TRNSYS – a Transient System Simulation, Transsolar Energietechnik GmbH. Stuttgart: 1996, Version 14.2; TUD – Eigenentwicklung der TU Dresden [9] Arndt, U., Jantsch, U.: Persönliche Informationen, Kaut – Niederlassung Dresden, 2002 [10] Knabe, G., Le, H.-T.: Building Simulation by Application of a HVAC System Considering the Thermal and Moisture Behaviour of the perimeter Walls, 7. IBPSA Building Simulation Proceedings Vol. 2, S. 965 – 972, Rio de Janeiro, August 2001 [11] Neymark, J., Judkoff, R., Knabe, G., Le, H.-T., Dürig, M., Glass, A., Zweifel, G.: HVAC BESTEST: A Procedure for Testing the Ability of Whole-Building Energy Si- mulation Programs to Model Space Conditioning Equipment, 7. IBPSA Building Simulation Proceedings Vol. 1, S. 369 – 376, Rio de Janeiro, August 2001 [12] Neymark, J., Judkoff, R., Knabe, G., Le, H.-T., Dürig, M., Glass, A., Zweifel, G.: An Analytical Verification Procedure for Testing the Ability of Whole-Building Energy Simulation Programs to Model Space Conditioning Equipment, ASHREA symposium, Honolulu, 6/2002 [13] Neymark, J., Judkoff, R., Knabe, G., Le, H.-T., Dürig, M., Glass, A., Zweifel, G.: Applying the building energy simulation test (BESTEST) diagnostic method to verification of space conditioning equipment models used in whole-building energy simulation programs, Energy and Buildings 34 (2002) 917 – 931 [14] VDI 2078 (Verein deutscher Ingenieur): Berechnung der Kühllast klimatisierter Räume, VDI-Verlag, Düsseldorf, Juli 1996 Schlüsselwörter Splitgerät Raumklimagerät Betriebsverhalten stetige Regelung nichtstetige Regelung Anlagensimulation Gebäudesimulation ARTic Hall, das größte Iglu der Welt Wintervergnügen im Eishotel Kanadas Winterpalast Im nordschwedischen Jukkajärvi, 17 km südöstlich von Kiruna, entsteht alljährlich das größte Eishotel der Welt. In dieser Saison öffnete es am 12. Dezember bereits zum 13. Mal. Am 18. April 2004 ist alles wieder vorbei. Dann hat das Hotel den Kampf gegen die stärker werdende Frühlingssonne verloren. Der neueste Trend extremer Raumklimatisierung sind Eishotels. Wiederum mit Winterbeginn entstanden in den skandinavischen Ländern sowie in Kanada und erstmals auch in den USA Hotels aus Schnee und Eis. Selbst das Inventar, vom Bett bis zum Cocktailglas, besteht aus Eis. Bereits in der 4. Saison öffnete das kanadische Ice Hotel in Quebec-City am 9. Januar seine eisigen Pforten. Der Winterpalast entstand aus 10.000 t Schnee und 400 t Eis in nur 5wöchiger Bauzeit. Die Hotelbetten sind aus Eis gemeißelt, es gibt Kunstgalerien, Filmtheater, Bars, Geschäfte und eine Hochzeitskapelle. Das kalte Vergnügen endet am 4. April 2004. Für den Bau des 2.000 m2 großen Gebäudes sind 5.000 t Eis aus dem Fluss Tome Älv und 10.000 t Schnee erforderlich. Der Schnee wird dabei schichtweise auf einen Stahlrahmen aufgebracht und mit Wasser besprüht. Wenn die 2 m dicken Wände fest gefroren sind, wird der Rahmen entfernt. Nach Fertigstellung des Gebäudes stehen 110 Betten in Doppelzimmern und 12 Suiten zur Verfügung. Außerdem ein Restaurant mit der Absolute Icebar, ein Kinosaal und eine kleine Kirche, in der sogar Trauungen möglich sind. Eisbrecher und Snowcastle Ein spezielles Eisvergnügen wird in Finnland geboten. Bef KI Luft- und Kältetechnik 1/2004 Eishotel als Kunstmuseum Eingang zum Snowcastle vor der Gast im Snowcastle in Kemi, der nördlichsten Stadt am Bottnischen Meerbusen, eincheckt, kann er eine Fahrt auf dem 8.800 PS starken Eisbrecher Sampo über die gefrorene Ostsee mitmachen. Bei einer Eisdicke von 50 cm beträgt die Geschwindigkeit des 75 m langen Schiffes noch 8 Knoten, rund 13 km/h. Das Snowcastle öffnete am 30. Dezember 2003. Bis zum 6. April 2004 stehen in 15 Doppel- und 2 Mehrbettzimmern insgesamt 46 Betten zur Verfügung. Im vergangenen Herbst wurde knapp 100 km nordöstlich von Fairbanks das erste Eishotel in den USA gebaut. Eröffnung im Chena Hot Springs Resort war Ende November. Vorbild waren die Eishotels in Finnland, Schweden und Kanada. Im Detail ist es aber grundlegend anders. In einem 9 m hohen Gebäude befinden sich Eisbar, Lobby, Bühne und 6 Gästezimmer im gotischen Stil, wobei sich die Zimmer thematisch geringfügig unterscheiden. Ein spektakuläres Erlebnis ist eine Übernachtung in einer „Gefrierkammer“ allemal. J. K. 19