Mogilyov, Belarus
Mogilyov, Belarus
UDK 62 Инженерное дело. Техника в целом. Транспорт
GRNTI 55.03 Машиноведение и детали машин
There are problems unsettled by manufacturers and installers of ventilation equipment during the design and definition of economy of its use connected with the absence of taking into account specific peculiarities of conditions for its operation and definition of reliable initial data for designing that causes errors during designing and unjustified expectations of a customer. There are obtained analytical dependences allowing the definition of reliable initial data for designing ventilation equipment with the recuperator of the heat of air removed for the specific conditions of operation in an engineering workshop. On their basis there is developed an algorithm for the computation of money savings taking into account actual energy consumption in value terms while overcoming aerodynamic resistances, a technique for the automated choice of essential equipment is also shown. The problem of the theoretical definition of incoming air temperature at the output of the recuperator Tin. air re. is solved. For computation automation there is carried out an approximation of data by mean temperature Tatm during diurnal hours Tatm day and nocturnal ones Tnoct. of the day for the last ten years for the eastern areas of Belarus and regression equations are obtained. The algorithm obtained in combination with analytical dependences for the definition of the condensate volume formed in the recuperator at the efficient arrangement of the ventilation equipment make a methodology for the complex approach at designing ventilation equipment with the heat recuperator for enterprises of engineering industry. The methodology mentioned allows designing a ventilation system for the workshop of an engineering enterprise in accordance with specific conditions of its operation it also allows defining a reliable value of economy of funds taking into account actual loss.
mechanical engineering, ventilation system, recuperator, power effectiveness, recoupment, condensate
Введение
Человек вдыхает и выдыхает около 20 000 литров воздуха в день. При этом современные люди находятся до 70% своего времени в помещении. Трудовая деятельность людей на предприятиях машиностроительной отрасли характеризуется организацией производственного процесса в замкнутых пространствах специально построенных корпусов, цехов, где требуется присутствие рабочих и специалистов в течение смены. Производственные процессы в машиностроении, как правило, характеризуются выбросами в пространство рабочей зоны веществ (пары кислот, щелочей, пыль, продукты горения и т.п.), негативно сказывающихся на здоровье и производительности труда работников предприятия. Поэтому к качеству воздуха производственной среды предприятий машиностроения предъявляются требования, регламентирующие обеспечение безопасности нахождения человека на рабочем месте, исключения негативного воздействия на него вредных и опасных факторов. Для обеспечения воздухообмена, необходимого для жизнедеятельности, сохранения здоровья и гарантий эффективной трудовой деятельности работников на предприятиях машиностроения в соответствии с действующими гигиеническими нормами и техническими требованиями, требуется устройство современной системы вентиляции. В сочетании с тенденцией повышения цен на энергоресурсы и полным возмещением затрат на отопление промышленными предприятиями, к критериям оценки современных систем вентиляции производственных помещений добавляется требование экономичности и утилизации тепла воздуха, удаляемого из помещения [1, 2, 3]. Для выполнения перечисленных условий в цехах устанавливают эффективные вентиляционные системы, в которых, как правило, применяются рекуператоры, позволяющие частично утилизировать тепло удаляемого воздуха [4, 5]. Наибольшее распространение получили пластинчатые рекуператоры, имеющие существенные преимущества по сравнению с другими типами рекуператоров [1, 2, 6]. Теплообмен в рекуператоре сопровождается, как правило, образованием в нем конденсата, а при отрицательных температурах наружного воздуха ‒ наледи и инея [7-9], которые приводят к повышению аэродинамического сопротивления вытяжного воздуховода и, как следствие, к уменьшению воздухообмена и увеличению расхода электроэнергии [8]. В итоге при отрицательной температуре наружного воздуха система вентиляции цеха, снабженная пластинчатым рекуператором, практически перестает выполнять свои функции. Для проектирования надежного вентиляционного оборудования цеха необходим алгоритм, учитывающий многообразие факторов условий эксплуатации оборудования. Данная задача представляет определенную сложность из-за отсутствия комплексных методик [4-10]. Установка в систему вентиляции рекуператора влечет дополнительные затраты на приобретение, установку, обслуживание и эксплуатацию, величина которых также зависят от субъективных условий эксплуатации [7]. Определение температуры приточного воздуха на выходе рекуператора имеет определенные сложности, т. к. зависит не только от времени года, но и изменяется в течение суток. Поэтому при автоматизации расчетов по определению экономии денежных средств при установке рекуператора необходимо знать соответствующую аналитическую зависимость. Как правило, современные производители рекуператоров в интернете размещают программы подбора рекуператоров, в которых значения температуры приточного воздуха на выходе рекуператора приводятся для одной определенной величины температуры атмосферного воздуха вне помещения. При этом зависимость от температуры атмосферного воздуха вне помещения и температуры удаляемого воздуха в табличной или аналитической форме не приводится, что не позволяет автоматизировать расчет по определению экономии за определенный промежуток времени. Допущенные ошибки при выборе оборудования приводят к потерям денежных средств и неоправдавшимся ожиданиям заказчика по их экономии [11]. При проектировании современной вентиляционной системы и оценки эффективности ее применения необходим алгоритм оценки целесообразности установки рекуператора, основанный на многокритериальном подходе.
Основная часть
Цель работы – создание методологии, позволяющей проектировать системы вентиляции с рекуператором тепла удаляемого воздуха на основе многокритериальной оптимизации параметров. Объектом исследования являются системы вентиляции производственных зданий предприятий машиностроительной отрасли, снабженные рекуператором тепла удаляемого воздуха.
Для определения тепловой энергии приточного и удаляемого потоков воздуха в механике жидкости и газа применяется понятие «мощность потока», но при этом рассматривается только потенциальная и кинетическая энергия сплошной среды, проходящей через живое сечение потока в единицу времени, без учета тепловой энергии потока. Вместе с тем, тепловая энергия потока газа в единицу времени есть тепловая мощность потока, хотя термин «тепловая мощность потока газа» в технической литературе не применяется. Данный термин удобен для дальнейших исследований, т.к. он не противоречит таким понятиям физики, как работа, энергия и мощность. Для описания изменения объема, давления и температуры приточного и удаляемого воздуха в воздуховодах и в вентиляционной установке применено уравнение Ван-дер-Ваальса, которое описывает состояние реальных газов.
Для корректной оценки целесообразности установки в энергоэффективной системе вентиляции рекуператора тепла удаляемого воздуха необходима достоверная информация о конкретных условиях эксплуатации оборудования: потери тепла при воздухообмене помещений, величина подачи удаляемого и приточного воздуха, удельные теплоемкости и температуры приточного и удаляемого воздуха, потери давления в вытяжной и приточной пневмолиниях рекуператора, цены единиц тепловой и электрической энергий. Проектирование системы удаления конденсата, являющейся составной частью вентиляционной установки, базируется на информации о расходе образующегося конденсата в зависимости от параметров воздуха на входе и на выходе из рекуператора.
Определим тепловую мощность потоков (Вт) приточного Nпр и удаляемого Nуд воздуха:
, (1)
, (2)
где Lпр и Lуд – подачи приточного и удаляемого воздуха, м3/с; спр и суд – среднее объемные теплоемкости приточного и удаляемого воздуха, Дж/(м3∙К); Тпр и Туд – абсолютные температуры приточного и удаляемого воздуха, К.
Известно, что теплоемкости зависят от характера термодинамического процесса. Различие в теплоемкостях при постоянном давлении и при постоянном объеме при одинаковой температуре достигает 41%, поэтому при неправильной оценке термодинамического процесса ошибка в расчетах будет существенной. В процессе движения удаляемого воздуха по воздуховодам и через элементы вентиляционной установки, особенно через рекуператор, происходит изменение давления и температуры воздуха. Это значит, что в соответствии с уравнением Ван-дер-Ваальса, которое описывает состояние реальных газов, можно утверждать, что в термодинамических процессах, имеющих место при прохождении воздуха через вентиляционную систему, также происходит изменение его объема. Поскольку количество молей воздуха при прохождении рекуператора не меняется, а их исходное количество определяется для нормальных условий, в дальнейших расчетах будем использовать удельную теплоемкость как усредненное значение объемных теплоемкостей при постоянном давлении и постоянном объеме, т.е. спр=суд=1112,4 Дж/(м3∙К).
Решаем проблему устранения обмерзания вентиляционной установки с рекуператором тепла удаляемого воздуха на предприятии машиностроительной отрасли с использованием разработанной в [12-14] методики и полученных зависимостей для аналитического определения расхода конденсата. Полученные с использованием программного пакета Mathcad зависимости объема конденсата Vк от относительной влажности удаляемого воздуха на входе в рекуператор φрк и абсолютной температуры удаляемого воздуха на выходе из рекуператора Твых.рк, представлены на рис. 1.
Наиболее существенное влияние Твых.рк на величину объема конденсата проявляется в диапазоне температур Твых.рк от –20 0С до + 25 0С. Примерно при Твых.рк = 2 0С образование конденсата не происходит, но удаляемый воздух на выходе рекуператора является насыщенным. При дальнейшем повышении Твых.рк удаляемый воздух на выходе из рекуператора приходит в ненасыщенное состояние. При снижении относительной влажности удаляемого воздуха φрк, поступающего на вход рекуператора, происходит снижение объема конденсата.
Используя данные о продолжительности работы вентиляционной установки с рекуператором тепла удаляемого из цеха загрязненного воздуха и стоимости единицы тепловой энергии, необходимой для отопления данного цеха, получим зависимость для расчета потерь в стоимостном выражении Пд за отопительный период:
, (3)
где tв – время работы вентиляционной системы, с; Цед.т – стоимость единицы тепловой энергии, денежн. ед./Дж.
С учетом зависимостей (1) и (2) уравнение (3) примет вид:
, (4)
При установке рекуператора потери тепловой энергии в стоимостном выражении Пд.рк будут значительно меньше, а их величину можно определить с помощью уравнения, аналогичному (4):
, (5)
где Lуд.вх.рк и Lпр.вых.рк – подача удаляемого воздуха на входе рекуператора и подача приточного воздуха на выходе рекуператора, соответственно, м3/с; суд.вх.рк и спр.вых.рк – усредненные объемные теплоемкости приточного и удаляемого воздуха на входе и выходе рекуператора, соответственно, Дж/(м3∙К); Туд.вх.рк и Тпр.вых.рк – абсолютные температуры приточного и удаляемого воздуха на входе и выходе рекуператора, соответственно, К; tв.рк – время работы вентиляционной системы с рекуператором, с.
Рис. 1. Зависимость объема конденсата Vк, образующегося при прохождении 1 м3 воздуха
через рекуператор, при различных значениях температуры Твых.рк и относительной
влажности удаляемого воздуха φрк
Определим потери энергии с учетом аэродинамического сопротивления вытяжной пневмолинии. Проанализируем зависимости (4) и (5). Для обеспечения корректности сравнения необходимо принять Lуд.вх.рк = Lуд. Следует отметить, что одним и тем же вытяжным вентилятором данное условие обеспечить невозможно, т.к. при установке рекуператора повышается аэродинамическое сопротивление вытяжной пневмолинии и, соответственно, мощность, потребляемая вытяжным вентилятором. Аналогичное рассуждение справедливо и для приточной пневмолинии при обеспечении Lпр.вых.рк = Lпр. Определим мощность потерь в рекуператоре Nп.рк с помощью известной зависимости:
, (6)
где Δрпр и Δруд – потери давления в вытяжной и приточной пневмолиниях рекуператора, соответственно, Па.
Механика газа рассматривает рекуператор как аэродинамическое сопротивление, при преодолении которого воздух из-за внутреннего трения нагревается. Данное явление учтено производителями вентиляционного оборудования в соответствующих температурных показателях на выходе рекуператора [15]. Определим потери электроэнергии в стоимостном выражении Пдэ, связанные с преодолением данных аэродинамических потерь:
, (7)
где Цед.э – цена единицы электрической энергии, денежн. ед./Дж.
Электрическая энергия, затраченная на преодоление аэродинамических сопротивлений в пневмолиниях притока и вытяжки рекуператора будет превращаться в тепловую энергию с попутным нагревом электродвигателя вентилятора, рабочего колеса и корпуса вентилятора, а также воздуха при движении в каналах рекуператора и воздействии на него лопастей вентилятора [16]. При сравнительном анализе двух вентиляционных установок необходимо учитывать только потери давления в рекуператоре, т. к. потери давления в остальных элементах вентиляционной установки имеют место как при установке рекуператора, так и без него.
Разработанная компоновка вентиляционной установки с рекуператором, приведенная на рисунке 2, позволяет наиболее эффективно передать это тепло приточному воздуху [12].
Следует отметить, что в условиях машиностроительного производства при установке рекуператора 4 или без установки вентиляционная установка в любом случае снабжается фильтрами 5 и 6, т.к. в воздух рабочей зоны содержит пыль и необходимо соблюдать экологические требования к воздуху, выбрасываемому в атмосферу. Кроме того, приточный воздух, поступающий в производственное помещение, долен удовлетворять санитарным требованиям по содержанию пыли. Также наличие пыли в воздухе, подаваемом в рекуператор, приводит к засорению его каналов и, соответственно, к снижению теплопроводности стенок. При использовании рекуператора на производствах с использованием открытого огня или искрообразующего оборудования перед входом удаляемого воздуха в вентиляционную установку необходимо устанавливать искрогасители.
Рис. 2. Энергоэффективная компоновка вентиляционной установки цеха
1 ‒ корпус; 2, 3 ‒ вентиляторы; 4 ‒ рекуператор; 5, 6 ‒ фильтры;
7 ‒ каплеуловитель; 8 ‒ дренажный поддон; 9 ‒ нагреватель;
10 ‒ жалюзи; 11 ‒ дренажный трубопровод
Следует отметить, что для эффективного протекания процессов теплопередачи стенки корпуса вентиляционной установки 1 должны иметь соответствующее утепление стенок. Таким образом, около ¾ тепловой энергии, которая образуется в результате внутреннего трения в аэродинамических сопротивлениях рекуператора, будет утилизироваться путем передачи приточному воздуху [8].
Проведенный анализ позволяет определить действительные потери в стоимостном виде, а зависимость (3) представить в следующем виде:
, (8)
Окончательно, потери тепловой энергии в стоимостном выражении Пдд.рк при установке рекуператора можно будет определить с помощью следующей зависимости:
, (9)
Тогда экономия денежных средств из-за уменьшения потерь тепла, вызванная установкой рекуператора будет равна:
, (10)
Проанализируем подготовку данных для расчета Эд с помощью зависимостей (3), (4), (8), (9) и (10). Подачи приточного Lпр и удаляемого Lуд воздуха определяются исходя из технического задания на проектирование системы вентиляции при создании или реконструкции здания цеха. Для воздуха удельные теплоемкости определены ранее и составляют спр=суд=1112,4 Дж/(м3∙К). Температура удаляемого воздуха Туд нормируется в соответствии с нормативными документами, регламентирующими параметры микроклимата помещений [17-19]. Для корректности сравнения необходимо принять Туд=Туд.вх.рк. С достаточной степенью точности для расчетов можно принять, что температура удаляемого воздуха Туд равна температуре воздуха в помещении Тп. Температура приточного воздуха Тпр практически равна температуре атмосферного воздуха вне помещения Татм, т.е. Тпр=Татм. Определение температуры приточного воздуха на выходе рекуператора Тпр.вых.рк имеет определенные сложности и решение этой проблемы будет рассмотрено ниже. Хотя в некоторых случаях Тпр.вых.рк можно определить с помощью технической документации на рекуператор. Потери давления в вытяжной Δруд и приточной Δрпр пневмолиниях рекуператора также берутся из технической документации на рекуператор. Цены единиц тепловой Цед.т и электрической Цед.э энергий принимаются в соответствии с действующими в стране тарифами. При расчетах Эд и определении срока окупаемости рекуператора необходимо принимать tв=tв.рк, что обеспечит корректность расчетов. Схема разработанного алгоритма расчета представлена на рис. 3.
Рис. 3. Алгоритм определения экономии денежных средств при установке в системе вентиляции цеха
рекуператора тепла удаляемого воздуха
Поскольку Татм зависит от времени года, а также изменяется в течение суток, при автоматизации расчетов по определению Эд необходимо знать соответствующую аналитическую зависимость. С этой целью проведена аппроксимация данных по средней температуре Татм в дневное Татм.дн и ночное время Татм.нч суток за последние 10 лет для восточных районов Беларуси и получены уравнения регрессии:
, (11)
, (12)
где n – номер дня (n=1 первого сентября, nmax=365).
Как правило, современные производители рекуператоров в интернете размещают программы подбора рекуператоров, в которых значения Тпр.вых.рк приводятся для одной определенной величины Татм. При этом зависимость Тпр.вых.рк=f(Татм, Туд) в табличной или аналитической форме не приводится, что не позволяет автоматизировать расчет по определению Эд за определенный промежуток времени.
Рассмотрим процесс теплопередачи в рекуператоре. В пластинчатых рекуператорах теплопередача происходит через однослойную плоскую стенку с неизменной ее толщиной. Удельный тепловой поток (тепловой поток в единицу времени) q (Дж/с) при этом определяется по известной формуле:
, (13)
где λ– теплопроводность материала стенки, Вт/(м∙К); δ – толщина стенки, м; S – площадь стенки, через которую происходит теплопередача, м2;
Следует отметить, что в процессе теплообмена между удаляемым и приточным воздухом их температура меняется, поэтому уравнение (13) справедливо для элементарной площадки стенки dS, в пределах которой температуры Туд и Тпр можно считать неизменными. При постоянных значениях температуры атмосферного воздуха Татм и температуры в помещении Тп на данной элементарной площадке dS термодинамический режим будет стационарным, т.е. dq=соnst, а зависимость dq от температурного напора ΔТн=Туд‒Тпр будет линейной. Такие же рассуждения будут справедливы и для других элементарных площадок.
Рассмотрим изменение тепловой мощности потока приточного Nпр.рк воздуха при его движении в каналах рекуператора. Данная мощность при входе в рекуператор будет равна:
, (14)
По мере прохождения через рекуператор Nпр.рк будет увеличиваться и на выходе из рекуператора станет равной:
,(15)
где Lпр.вых.рк – подача приточного воздуха при выходе из рекуператора, м3/с; спр.вых.рк – средняя объемная теплоемкость приточного воздуха на выходе рекуператора, Дж/(м3∙К);
При прохождении приточного воздуха через рекуператор его средняя объемная теплоемкость изменяется крайне незначительно, т.е. можно считать, что спр.вх.рк ≈ спр.вых.рк. Также, с точки зрения изменения тепловой мощности, незначительно меняется и подача приточного воздуха. Поэтому можно считать, что Lпр.вх.рк ≈ Lпр.вых.рк.
При совместном рассмотрении зависимостей (13), (14) и (15) можно сказать, что зависимость изменения температуры приточного воздуха на выходе пластинчатого рекуператора Тпр.вых.рк от температуры атмосферного воздуха Татм, которая будет примерно равна температуре приточного воздуха Тпр.вх.рк на входе в рекуператор, будет практически линейной в случае неизменной температуры в помещении Тп.
Кроме того, процесс теплопередачи в рекуператоре будет происходить до тех пор, пока температура атмосферного воздуха не станет равной температуре воздуха в помещении, т.е. Татм.0=Тп. При этом температура на выходе рекуператора Тпр.вх.рк.0 будет практически равна Татм.0.
Данные рассуждения означают, что зная Татм.0, т.е. температуру атмосферного воздуха, равную температуре воздуха в помещении Тп, температуру атмосферного воздуха Татм.1 и температуру приточного воздуха на выходе рекуператора Тпр.вых.рк.1, определенные с помощью программы подбора пластинчатого рекуператора, можно рассчитать любое значение Тпр.вых.рк в зависимости от Татм в диапазоне температур от Татм.1 до Татм.0 с помощью известной зависимости нахождения уравнения прямой по известным координатам двух точек:
, (16)
Определим потери в денежном выражении для среднего по размерам промышленного цеха, расположенного в городе, с воздухообменом Lпр=Lуд=38000 м3/ч=10,56м3/с (подача приточного воздуха принимается больше подачи удаляемого воздуха для исключения сквозняков в цехе). Отопление цеха производится от городской теплосети. Для определения средней температуры в цехе воспользуемся нормативными документами [17-19], приняв категорию работ IIа. В холодный период года средняя оптимальная температура в цехе должна быть Тп=20 0С = 293,15 К. Это численное значения Тп примем для дальнейших расчетов. Стоимость 1 Гкал в 2020 году для предприятий составила 88,99 BYN. При температуре наружного воздуха минус 220С=253,15 К потери за 8-часовую смену в стоимостном выражении при отсутствии рекуператора, определенные с помощью зависимости (4), будут равны 287,64 BYN.
Предположим, что система вентиляционной установки цеха оборудована рекуператором Klingenburg PWT 25, в котором при данной подаче удаляемого и приточного воздуха и температуре наружного воздуха –220С=253,15 К происходит повышение температуры приточного воздуха с Туд.вых.рк= – 3,50С=269,65 К до Тпр.вых.рк = + 4,80С = 277,95 К [20]. В этом случае потери, рассчитанные с использованием уравнений (5), (8), (9) будут равны 114,98 BYN, а экономия за 8-часовую смену составит 172,66 BYN. С учетом изменения температуры наружного воздуха в пределах отопительного сезона Татм в дневное Татм.дн и ночное время Татм.нч суток за последние 10 лет для восточных районов Беларуси и полученных зависимостей (11), (12) и (16) экономия денежных средств за отопительный сезон составит 17207,6 BYN.
Необходимо учитывать, что установка рекуператора в систему вентиляции цеха приведет к дополнительным затратам заказчика. Для расчета срока окупаемости определим данные дополнительные затраты на энергоэффективное оборудование и полученную экономию на отопление (таблица).
Таблица
Расчет срока окупаемости устройства энергоэффективной системы вентиляции цеха
|
Наименование показателя |
Значение показателя, единица измерения |
|
Единовременные затраты (приобретение рекуператора Klingenburg PWT 25, монтаж, комплектующие) |
8570 Евро / 19412 BYN |
|
Экономия денежных средств из-за уменьшения потерь тепла, вызванная установкой рекуператора (за отопительный период при 2-х сменном режиме работы) |
7597,04 Евро / 17207,6BYN |
|
Срок окупаемости |
1,1 года |
В условиях рыночной экономики основополагающими факторами для заказчика при принятии решения о проектировании и дальнейшем применении современной вентиляционной системы на предприятии становится полученная экономия денежных средств за счет экономии тепла и снижении затрат на отопление с учетом действительных потерь, а также минимальный срок окупаемости вложенных денежных средств. Срок окупаемости в рассматриваемом примере установки рекуператора в системе вентиляции цеха получили немногим более одного отопительного периода, что свидетельствует об эффективности реализации данного проекта.
Заключение
Применение эффективных систем вентиляции обусловлено требованиями обеспечения здоровых и безопасных условий труда людей на предприятии машиностроительной отрасли. Однако их использование приводит к дополнительным затратам на приобретение, установку и обслуживание. Также существуют нерешенные производителями-установщиками вентиляционного оборудования проблемы при проектировании и определении экономии от его применения, связанные с отсутствием учета конкретных особенностей условий его эксплуатации, и достоверностью исходных данных для проектирования, что приводит к ошибкам при проектировании и неоправдавшимся ожиданиям заказчика.
Разработана методология комплексного подхода при проектировании вентиляционной установки с рекуператором тепла для предприятий машиностроительной отрасли на основе многокритериальной оптимизации параметров. Получены аналитические зависимости, позволяющие определить достоверные исходные данные для проектирования вентиляционной установки с рекуператором тепла удаляемого воздуха, для фактических условий эксплуатации. На их основе разработан алгоритм расчета экономии денежных средств с учетом действительных потерь и автоматизированный подбор необходимого оборудования. Решена проблема определения температуры приточного воздуха на выходе рекуператора Тпр.вых.рк. Для автоматизации расчетов проведена аппроксимация данных по средней температуре Татм в дневное Татм.дн и ночное время Татм.нч суток за последние 10 лет для восточных районов Беларуси и получены уравнения регрессии. Разработанная методология с учетом небольшой корректировки данных может также использоваться и для климатических условий средней полосы России.
Полученный алгоритм в сочетании с применением разработанных ранее в [12-14] аналитических зависимостей объема образующегося конденсата и эффективной компоновкой вентиляционной установки (рис.2) позволяет запроектировать систему вентиляции цеха предприятия машиностроения в соответствии конкретными условиями ее эксплуатации, определить точную сумму экономии денежных средств с учетом действительных потерь и минимизировать потери, связанные с проблемой обмерзания вентиляционной установки.
При проведении обоснования установки рекуператора в систему вентиляции цеха машиностроительного предприятия для холодного периода года получили экономию при двухсменной работе более 17 тыс. BYN (7,6 тыс. Евро) за отопительный сезон и срок окупаемости дополнительных затрат менее двух отопительных сезонов.
1. Kobelev, N. S. Raschet i vybor energosberegayuschego oborudovaniya sistem teplogazosnabzheniya i ventilyacii naselennyh punktov / N. S. Kobelev, S. S. Fedorov, V. N. Kobelev. - Kursk: Izd-vo YuZGU, 2015. - 322 s.
2. Miseviciu, V. Analysis of ventilation system's heat exchangers integration possibilities for heating season / V. Miseviciute, V. Martinaitis // Pap. of the 8th International Conference «Environmental Engineering», 2011. May 19-20. - Vilnius: Lithuania, 2011. - Vol. 2. - Pp. 781-787.
3. Lobikova, N. Feasibility of using heating systems in energy-saving houses in Belarus / N. Lobikova // Progress through Innovations. Proceedings 2019 VIII-th International Academic and Research Conference of Graduate and Postgraduate tudents. - Novosibirsk: Izd-vo NGTU, 2019. - S. 111-113.
4. Dylewski, R. Economic and ecological indicators for thermal insulating building investments / R. Dylewski, J. Adamczyk // Energy and Buildings. - 2012.- № 54- S. 88-95. - DOI:https://doi.org/10.1016/j.enbuild.2012.07.021.
5. Puring, S. M. Parameter choice optimization of ventilating air cleaning equipment while designing and constructing industrial buildings / S. M. Puring, D. N. Vatuzov, N. P. Tyurin // Procedia Engineering. - Elsevier BV, 2016. - T.15. - S. 563-568. - DOI:https://doi.org/10.1016/j.proeng.2016.08.192.
6. Gorshkov, A. Using life-cycle analysis to assess energy savings delivered by building insulation / A. Gorshkov, N. Vatin, D. Nemova, A. Shabaldin, L. Melnikova, K. Paramonov // Procedia Engineering. - 2015. - № 1 (117). - S. 1085-1094.
7. Bakanova, S. V. Ocenka ekonomicheskoy celesoobraznosti ustanovki v sisteme ventilyacii zdaniya pekarni rekuperatora / S. V. Bakanova, P. O. Baranov // Obrazovanie i nauka v sovremennom mire. Innovacii. - 2018. - №2(15). - S. 139-145.
8. Galyuzhin, S. D. Ekonomicheskaya vygoda meropriyatiy povysheniya energeticheskoy effektivnosti sistem ventilyacii / S. D. Galyuzhin, N. V. Lobikova, O. M. Lobikova // Kazahstan-Holod 2019: sb. dokl. mezhd. nauch.-tehn. konf., 20-21 fevralya 2019 g. - Almaty: ATU, 2019. - S. 104-110.
9. Sazonova, A. A. Primenenie rekuperatorov tepla v sistemah obespecheniya mikroklimata / A. A. Sazonova, K. V. Kel'vina // Nauchnyy al'manah. - 2016. - №4-3(18). - S.178-181. - DOI:https://doi.org/10.17117/na.2016.04.03.178.
10. Samarin, O. D. O novom podhode k uchetu kondensacii vodyanyh parov pri teplovom raschete vozduhoohladiteley / O. D. Samarin // Izvestiya vysshih uchebnyh zavedeniy. Stroitel'stvo. - 2016. - №2 (686). - S. 67-73.
11. Galyuzhin, S. D. Celesoobraznost' ispol'zovaniya sovremennyh energosberegayuschih sistem ventilyacii pri stroitel'stve i rekonstrukcii zdaniy / S. D. Galyuzhin, N. V. Lobikova, O. M. Lobikova, A. S. Galyuzhin // Vestnik nauki i obrazovaniya Severo-Zapada Rossii. - 2018. - T. 4. - №4. - S. 1-8.
12. Galyuzhin, S. D. Opredelenie ishodnyh dannyh dlya proektirovaniya ustroystva udaleniya kondensata iz rekuperatora ventilyacionnoy ustanovki / S. D. Galyuzhin, N. V. Lobikova, O. M. Lobikova // Vestnik Belgorodskogo gosudarstvennogo tehnologicheskogo universiteta im. V.G. Shuhova. - 2019. - № 7. - S.63-71. - DOI:https://doi.org/10.34031/article_5d35d0b6901803.57308546.
13. Galyuzhin, S. D. Metodika opredeleniya ob'ema kondensata, obrazuyuschegosya pri prohozhdenii udalyaemogo vozduha cherez rekuperator ventilyacionnoy ustanovki / S. D. Galyuzhin, N. V. Lobikova, O. M. Lobikova, A. S. Galyuzhin // Vestnik Brestskogo gosudarstvennogo tehnicheskogo universiteta. - 2019. - №2. - S. 97-100.
14. Lobikova, N. V. Gidravlicheskiy raschet sistemy udaleniya kondensata ventilyacionnoy ustanovki / N. V. Lobikova, S. D. Galyuzhin, O. M. Lobikova // Vestnik Belorussko-Rossiyskogo universiteta. - 2020. - №2 (67). - S. 60-67.
15. Szhatyy vozduh i kompressory - kompendium. Tekst : elektronnyy. - URL: http://www.immertechnik.ru/support/compendium/index (data obrascheniya: 10.03.2019).
16. Patent BY № 10237 MPK F 24F 3/147. Ustanovka dlya ventilyacii i kondicionirovaniya vozduha/A. V. Evdokimov, D. S. Galyuzhin, S. D. Galyuzhin, zayavka u 20131063, zayavl. 11.12.2013; zaregistr. 15.05.2014.
17. GOST 12.1.005-88. Sistema standartov bezopasnosti truda (SSBT). Obschie sanitarno-gigienicheskie trebovaniya k vozduhu rabochey zony.
18. Sanitarnye normy i pravila. Trebovaniya k kontrolyu vozduha rabochey zony : utv. Post. Min-va zdravoohraneniya RB ot 11 oktyabrya 2017 g. №92. - Tekst : elektronnyy. - URL: http://www.ohrana-truda.by/topic/5546-utverzhdeny-novye-sanitarnye-normy-i-pravila-t (data obrascheniya: 10.01.2019).
19. Predel'no dopustimye koncentracii vrednyh veschestv v vozduhe rabochey zony. Gigienicheskie normativy : utv. Post. Min-va zdravoohraneniya RB ot 11 oktyabrya 2017 g. №92. - Tekst elektronnyy. - URL: Adobe Acrobat Reader. URL: http://www.ohrana-truda.by/topic/5546 (data obrascheniya: 10.01.2019).
20. Katalog oborudovaniya Klingenburg. Rekuperaciya tepla plastinchatymi teploobmennikami. - Tekst : elektronnyy. - URL: https://www.c-o-k.ru/library/catalogs/klingenburg/10825 (data obrascheniya 01.12.2018).
