Entwicklung eines hocheffizienten Ventilators mit integrierter Gegenstromwärmerückgewinnung für den Einsatz in der Gebäudemodernisierung

Fachthemen

DOI: 10.1002/bapi.201310069

242 © Ernst & Sohn Verlag für Architektur und technische Wissenschaften GmbH & Co. KG, Berlin · Bauphysik 35 (2013), Heft 4

Lüftungssysteme mit Wärmerückgewinnung sollten so energie-effi zient und kompakt wie möglich realisiert werden, dies gilt be-sonders im Bereich der Gebäudesanierung. Die Kombination von Ventilator und Wärmetauscher bietet die Möglichkei, beide An-forderungen zu erfüllen. Eine bereits bestehende Kombination aus Ventilator und Wärmetauscher zeigt eine limitierte Effi zienz (48 % Wärmerückgewinnung). Diese Arbeit beschreibt ein modifi -ziertes Konzept mit einer verbesserten Wärmerückgewinnung von über 80 %. Sowohl die Konstruktionsprinzipien als auch die Berechnung der Konstruktionsparameter werden dargelegt.

Development of a highly effi cient counterfl ow heat recovery fan for use in building modernization. Ventilation systems with heat recovery should be designed as energy effi cient and compact as possible, especially if it should be applied in an existing building. A combination of fans and heat exchanger gives the chance to meet both requirements. An existing combination of fan and heat exchanger however shows a limited performance (48 % sensible heat recovery). This paper provides a modifi ed concept with an enhanced heat recovery rate of more than 80 %. The design prin-ciples as well as the calculation procedure of the main design parameters are published.

1 Einleitung

Lüftungssysteme mit Wärmerückgewinnung werden so-wohl in neuen als auch in bestehenden Gebäuden instal-liert, um die Raumluftqualität zu verbessern, Feuchtigkeit, Gerüche und Schadstoff e abzutransportieren und gleich-zeitig den Wärmeverlust zu reduzieren. Die Hauptbestand-teile eines solchen Wärmerückgewinnungssystems sind zwei Ventilatoren (Ab-/Fortluft und Außen-/Zuluft) und ein Wärmeübertrager (entweder ein Rekuperator oder ein Regenerator). Die Effi zienz eines Regenerators ist abhän-gig von der Größe des Übertragers und der Spaltbreite der Fließwege im Wärmetauscher. Je schmaler die Spaltbreite, desto höher wird der Wärmeübergangskoeffi zient. Die Spaltbreite muss jedoch groß genug sein, um ggf. anfallen-des Kondensat abführen zu können, falls keine Feuchtig-keitsrückgewinnung integriert ist. Basierend auf dem ers-ten industriellen rotierenden Wärmetauscher von Ljung-ström (axialer Fluss durch einen scheibenförmigen Rotor) untersuchten der Schweizer Dr. Sprenger und de Fries die Theorie des sich drehenden Wärmetauschers in Form eines Laufrades mit einem ringförmigen porösen Medium. Das führte zu dem „Heat Recovery Centrifugal Fan“, für das

Jan R. de Fries 1969 das U.S. patent No. 3,456,718 zuge-sprochen bekam (Bild 1).

Basierend auf diesen Überlegungen entwickelte die Josef Friedl GmbH den Frivent®-Wärmerückgewinner; eine Reihe weiterer Patente folgte. Bild 2 zeigt den schema-tischen Aufbau des spiralförmigen Gehäuses mit zwei Aus-lässen (für Zu- und Fortluft) und die zentralen Einlässe für Ab- und Außenluft. Der Vorteil dieses Systems liegt darin, dass hier drei Bestandteile (zwei Ventilatoren und der Wärmetauscher) in einer Komponente kombiniert sind. Darüber hinaus wird durch die Zentrifugalkraft vermie-den, dass kondensierte Wassertropfen das poröse Medium blockieren, welches als Luftfi lter fungiert und regelmäßig gewechselt bzw. gereinigt werden muss. Der Nachteil die-

Entwicklung eines hocheffi zienten Ventilators mit integrierter Gegenstromwärmerückgewinnung für den Einsatz in der Gebäudemodernisierung

Rainer Pfl ugerChristoph SpeerWolfgang Feist Johannes WegerJanez Zgaga

Bild 1. Patent des „Heat Recovery Centrifugal Fan“ von Jan R. de Fries aus dem Jahre 1969 [1]Fig. 1. Patent of the “Heat Recovery Centrifugal Fan” of Jan R. de Fries from 1969 [1]

R. Pfluger/Ch. Speer/W. Feist /J. Weger /J. Zgaga · Entwicklung eines hocheffizienten Ventilators mit integrierter Gegenstromwärmerückgewinnung

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Bild 3 exemplarisch dargestellte sogenannte Querstrom-ventilator. Das charakteristische Strömungsfeld eines Quer-stromventilators ist in Bild 4 mit Hilfe einer CFD-Berech-nung dargestellt.

Die Idee des Erstautors bestand darin, das charakte-ristische Strömungsverhalten des Querstromventilators zu adaptieren, Ein- und Austritt der Luft durch die Schaufel-blätter aber in zwei parallel versetzte Ebenen aufzuteilen. Dieser Mechanismus erlaubt es, das Gegenstromprinzip zweimal pro Rotation zu nutzen. Auf diese Weise wird die warme Fortluft mit Temperatur TFO beim Eintritt in den Ventilator um eine Temperaturdiff erenz (TAb – TFo)/2 ab-gekühlt. Der gleiche Temperaturabfall erfolgt nochmals beim Verlassen des Ventilators. Gleichzeitig tritt kalte Außenluft mit Temperatur TAu in den Ventilator ein und wird um eine Temperaturdiff erenz von (TAu – TZu)/2 auf-geheizt. TAb und TZu beschreiben hierbei die Temperatur der Ab- und der Zuluft. Die Rotorblätter selbst arbeiten simultan als Ventilator und Regenerator. Der Nachteil die-ser Idee im Vergleich mit der Lösung in Bild 2 ist eine kom-plexere Strömungsführung. Ein Konstruktionsentwurf ist in Bild 5 dargestellt.ses Systems ist die relativ niedrige strömungstechnische

und thermische Effi zienz. Da der off enporige Schaum, wel-cher sowohl als Wärmetauscher als auch als Ventilator verwendet wird, keine aerodynamisch optimierte Form wie ein Ventilatorblatt aufweist, ist auch die Ventilatoreffi -zienz relativ gering. Das Gleiche gilt für die thermische Effi zienz, da es sich hierbei um einen Gleichströmer han-delt, dessen Effi zienz im Vergleich zu einem Gegenströmer prinzipbedingt deutlich schlechter ist.

Das Ziel der Arbeit besteht darin zu untersuchen, wie die Vorteile des Gegenstromprinzips im „Heat Recovery Centrifugal Fan“ (HRCF) mit der verbesserten aerodyna-mischen und thermischen Effi zienz der hier eingeführten innovativen Konstruktion kombiniert werden können. Diese Arbeit ist Teil des Forschungsprojekts VENT4RENO im Rahmen des Förderprogrammes Interreg IV. Innerhalb dieses Projekts wird ein Prototyp eines solchen neuen „Counterfl ow Heat Recovery Fan“ (CHRF) entwickelt und dessen Effi zienz im Labor gemessen. Die Konstruktions-parameter werden mit Hilfe von CFD-Simulationen (com-putational fl uid dynamics) optimiert. In dieser Arbeit wer-den sowohl die Konstruktionsprizipien als auch die wich-tigsten Konstruktionsparameter beschrieben.

2 Vom Gleichstrom- zum Gegenstromprinzip

Wie in Bild 2 für den HRCF dargestellt, durchlaufen so-wohl die kalte Außenluft als auch die warme Abluft den rotierenden Wärmetauscher vom Zentrum aus hin zum spiralförmigen Gehäuse. Die thermische Wärmekapazität des porösen Mediums fungiert als thermischer Speicher für die Wärmeenergie der Abluft. Das vorgeheizte Medium kommt in weiterer Folge durch Rotation in Kontakt mit der kalten Seite des Einlasses. Aus thermodynamischer Sicht handelt es sich bei diesem Prinzip um einen regene-rativen Gleichstromwärmetauscher. Um die Wärmerückge-winnung zu verbessern, muss die Durchströmung des Wär-metauschers von Gleichstrom zu Gegenstrom transfor-miert werden. Der einzige derzeit bekannte Ventilatortyp mit Strömungsrichtungen von innen nach außen und von außen nach innen durch die Ventilatorblätter, ist der in

Bild 4. CFD-Berechnung des Strömungsfelds eines Quer-stromventilators [2]Fig. 4. CFD-calculation of the fl owfi eld of a cross fl ow fan [2]

Bild 2. Querschnittszeichnung des Frivent®-Wärmerück-gewinners „Heat Recovery Centrifugal Fan“ (HRCF) der Jo-sef Friedl GmbHFig. 2. Cross-section drawing of the Frivent®-heat recovery system “Heat Recovery Centrifugal Fan” (HRCF) from Josef Friedl GmbH

Bild 3. Geometrie eines QuerstromventilatorsFig. 3. Geometry of a cross fl ow fan


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blätter mit den Geschwindigkeitsdreiecken in Bild 6 be-schreiben.

Die konstante Radialgeschwindigkeit cm für Ein- und Austritt setzt einen gleichgroßen Ein- und Ausströmbereich voraus. Die Absolutgeschwindigkeit c wird als Summe von Umfanggeschwindigkeit u und schaufelkongruenter Rela-tivgeschwindigkeit w dargestellt. Durch die Symmetrie der Geschwindigkeitsdreiecke im Inneren des Ventilators sind für den Energieumsatz des Querstromventilators lediglich Ein- und Austritt ausschlaggebend [3]. Die Änderung der spezifi schen Energie zwischen Ein- und Ausströmung kann mit Hilfe der spezifi schen Stutzenarbeit Yth durch die Eu-lersche Hauptgleichung beschrieben werden [4]:

Yth = u(c2u – c1u) (1)

Da der Radius der rotierenden Schaufelblätter konstant bleibt, gilt u = const. Durch Ausnutzen von Winkelbezie-hungen kann die Eulersche Hauptgleichung folgenderma-ßen geschrieben werden:

Yth = u[u – cmcot(β2) – cmcot(α1)] (2)

Dabei beschreibt β2 den Winkel zwischen Relativgeschwin-digkeit w und Umlaufgeschwindigkeit u im Austrittsgitter, und α1 den Winkel zwischen Umlaufgeschwindigkeit u und Absolutgeschwindigkeit c im Eintrittsgitter. Gl. (2) kann in dieser Form als Hilfsmittel zur Auslegung eines Querstrom-ventilators verwendet werden.

3.1.2 Experimentelle Untersuchungen

Da der mit dem Querstromventilator artverwandte und weitverbreitete Trommelläufer experimentell wesentlich genauer erforscht ist und sowohl das Strömungsverhalten beim Verlassen der Ventilatorblätter als auch das Ausströ-men durch das spiralförmige Gehäuse gegenüber dem Quer-stromventilator unverändert bleiben, wird im folgenden Abschnitt die Optimierung des Ventilators anhand experi-menteller Untersuchungen eines Trommelläufers [5] erläu-tert. Für die Untersuchungen wurden Einschränkungen bei der Wahl der Randbedingungen getroff en. Die gekrümm-

Zwei Durchführungen zwischen dem kalten und dem warmen Teil des Ventilators sind notwendig, um die Luft vom Einlass mit minimalem Rückfl uss zum Auslass zu lei-ten. Um den thermischen Kurzschluss zwischen dem war-men und kalten Teil des Gehäuses zu minimieren, sollte eine Wärmedämmschicht zur thermischen Trennung ange-bracht werden. Der thermische Kurzschluss an den Venti-latorblättern wird durch Verwendung von Kunststoff mate-rialien an Stelle von Metall minimiert. Wenn die Frequenz des Strömungswechsels im Schaufelbereich hoch genug ist, besteht keine Notwendigkeit für die Verwendung von Ma-terialien mit hoher thermischer Wärmekapazität (s. Ab-schn. 3.2). Um eine hohe Wärmerückgewinnung zu erzie-len, muss eine große Oberfl äche für die Wärmeübertragung zur Verfügung stehen. Aus thermischer Sicht wäre daher eine hohe Anzahl dünner Ventilatorblätter optimal. Es muss also ein Kompromiss zwischen Druckabfall und Oberfl ä-che für die Wärmeübertragung gefunden werden. In dieser Arbeit sind erste Berechnungen der Konstruktionsparame-ter des Querstromventilators und dessen Blätter sowie des spiralförmigen Gehäuses beschrieben. Eine weiterführende Optimierung wird mittels CFD-Simulationen und Ver-suchsreihen an einem Prototyp durchgeführt.

3 Das Ventilatorblatt3.1 Konstruktion der Ventilatorblätter aus strömungs-

mechanischer Sicht

Um einen möglichst hohen Wirkungsgrad zu erreichen, muss einerseits die Geometrie des Trommelläufers, ande-rerseits das Gehäuse strömungsmechanisch optimiert wer-den. Zur Auslegung der wichtigsten Parameter des Quer-stromventilators werden sowohl eine analytische Methode zur Bestimmung der Schaufelgeometrie als auch experi-mentelle Ergebnisse zur Optimierung von Trommelläufern beschrieben.

3.1.1 Analytische Optimierung

Da das charakteristische Strömungsfeld im Allgemeinen unabhängig von der Breite des Trommelläufers ist [3], kann man das Ein- und Ausströmverhalten durch die Ventilator-

Bild 5. Konstruktionsentwurf eines CHRF basierend auf einer Kombination zweier QuerstromventilatorenFig. 5. Engineering design of a CHRF based on a combina-tion of two cross fl ow fans

Bild 6. Idealisierte Darstellung der Geschwindigkeitsdreiecke bei Ein- und Ausströmung durch die Ventilatorblätter [4]Fig. 6. Idealized representation of the velocity triangles during the in- and outfl ow through the fan blades [4]



als auch Wirkungsgrad des Trommelläufers für Eintritts-winkel 30°/50°/80° dargestellt.

Bei größeren Eintrittswinkeln erhöht sich die Druck-zahl im Betriebspunkt der Volumenzahl von ϕr = 0,25 kon-tinuierlich. Der Wirkungsgrad bleibt bei Variation des Ein-trittswinkels in etwa konstant. Experimentelle Untersu-chungen zum Schaufelaustrittswinkel zeigen, dass große Austrittswinkel im Bereich von 170° in Kombination mit Eintrittswinkeln von ungefähr 80° optimale Betriebsdaten liefern [5]. In Bild 9 sind Druck- und Volumenzahl in Ab-hängigkeit des Austrittswinkels dargestellt.

Bei der Auslegung der Schaufelzahl muss beachtet werden, dass bei einer Anzahl von ca. 40 Schaufelblättern das Maximum des Wirkungsgrades erreicht wird. Bei Ver-wendung von geringeren Schaufelzahlen nehmen sowohl die Volumenzahl als auch der Wirkungsgrad deutlich ab, da durch einen zu großen Schaufelabstand die Umlenkung der Strömung verringert wird [5]. Eine Erhöhung der Schaufelzahl z führt zu einem nahezu konstanten bzw. geringfügig abfallenden Verlauf des Wirkungsgrades, wie in Bild 10 nach [5] dargestellt.

Der durch die Erhöhung der Schaufelzahl erlangte Vorteil wirkt sich durch die zusätzliche schaufelinduzierte Versperrung in etwa kompensierend bzw. sogar nachteilig auf den Wirkungsgrad aus. Wie im nächsten Abschnitt er-läutert, ist eine erhöhte Schaufelzahl zur Vergrößerung der wärmeübertragenden Fläche unerlässlich.

3.2 Konstruktion der Ventilatorblätter aus thermischer Sicht

Zur Sicherstellung einer hohen Wärmerückgewinnung sind sowohl das Material der Ventilatorblätter als auch die Geometrie und die nutzbare Oberfl äche für die Wärme-übertragung entscheidend. Die pro Rotation übertragene Wärmeenergie QPer lässt sich mit Hilfe von Gl. (6) bestim-men [6].

QPer = kA(t1 + t2) ∆ϑm (6)

ten Schaufelblätter des Trommelläufers haben eine kon-stante Krümmung und Ein- und Austrittskanten der Schau-felblätter sind parallel zur Trommelachse. Die benötigten geometrischen Größen sind in Bild 7 dargestellt.

Zur Beschreibung des Wirkungsgrades und der Effi -zienz des Trommelläufers werden folgende dimensionslose Größen eingeführt.

Volumenzahl (3)

VD bnr 2

22

ϕ =π

Druckzahl (4)

2 p

n Dtt

2 222

ψ =∆

ρ π

Wirkungsgrad (5)

V p

Ptt

W

η =∆

Dabei sind:n Drehzahl,D2 Laufradaußendurchmesser,∆pt Gesamtdruckerhöhung,ρ Dichte des Fördermediums,PW zugeführte mechanische Leistung,V̇ Volumenstrom.

Bei der Auslegung ist zu beachten, dass das Durchmesser-verhältnis D1/D2 nicht unterhalb von 0,5 liegen sollte, da sich sonst die Betriebsdaten (Volumen-/Druckzahl und Wirkungsgrad) deutlich verschlechtern [5]. Bei einer Ver-größerung auf über 0,85 sind eine höhere Anzahl an Schau-felblättern und ein größeres Volumen notwendig, um opti-male Betriebsdaten beizubehalten. Bei der Auslegung der Radbreite erreicht man bei einem Verhältnis 0,35 < b/D2 < 0,4 den höchsten Wirkungsgrad [5]. Eine geringere Rad-breite führt bei gleicher Volumenzahl zu einer deutlich ge-ringeren Druckzahl und kommt deshalb für eine optimierte Läuferauslegung nicht in Frage. Die Wahl der Ein- und Aus-trittswinkel der achsenparallelen Schaufelblätter mit kon-stanter Krümmung sind für eine hohe Effi zienz des Trom-melläufers entscheidend. In Bild 8 ist sowohl Druckzahl

Bild 7. Grundlegende geometrische Größen des Trommel-läufers [5]Fig. 7. Basic geometrical quantities of the centrifugal fan [5]

Bild 8. Verlauf der Druckzahl und des Wirkungsgrades bei Variation des Eintrittswinkels [5]Fig. 8. Distribution of the pressure coeffi cient and the effi ci-ency by varying the entrance angle [5]



Der hydraulische Durchmesser dh entspricht der doppel-ten Spaltbreite des Schaufelkanals und die dimensionslose Nusselt-Zahl Nu kann näherungsweise für Spaltströmun-gen nach [6] berechnet werden. Bei Vernachlässigung der temperaturabhängigen Wärmekapazität der Luft entspricht die mittlere Temperaturdiff erenz der Gasströme ∆ϑm gleich dem logarithmischen Mittelwert der Temperaturunter-schiede an den Auslässen des Regenerators [6]. Die in Gl. (6) berechnete übertragene Wärmeenergie kann mit den direkt aus Warm- und Kaltstrom berechneten Energien QPerW/K aus Gl. (8) gleichgesetzt werden, um die gesuchten Aus-trittstemperaturen TFo und TZu mit Hilfe des Wärmekapa-zitätsstroms W ermitteln zu können.

QPer W/K = Wt1/2(TAb/Au – TFo/Zu) (8)

Die Effi zienz der Wärmerückgewinnung ηWRG kann dann durch das Verhältnis der berechneten Wärmeenergie aus Gl. (6) zu der maximal übertragbaren Wärmeenergie aus Gl. (9) bestimmt werden.

QPer max = Wt1/2(TAu – TAb) (9)

Durch Variation von Anzahl, Geometrie und Material der Ventilatorschaufeln sowie durch Veränderung von Drehzahl, Volumenstrom und Geometrie des Gehäuses kann die Ef-fi zienz der Wärmerückgewinnung nach den hier angeführ-ten Gleichungen stark beeinfl usst und optimiert werden.

4 Berechnung und Parameterstudien eines Referenzfalls

Für den Referenzfall werden zwei Querstromventilatoren mit einem Volumenstrom von jeweils 120 m³/h und einem Außendurchmesser D2 von 30 cm angenommen. Durch die bereits in Abschnitt 3.1.2 beschriebenen Kriterien zur Auslegung lassen sich der Innendurchmesser D1 (24 cm) und die Radbreite b (10 cm) berechnen. Bei Verwendung von Schaufelblättern aus Kunststoff mit einer Dicke von 0,1 mm lässt sich der maximal erreichbare Temperaturän-derungsgrad ηWRGmax in Abhängigkeit der Schaufelzahl nach Gl. (10) berechnen.

(10)T T

T TWRGmaxZu Au

Ab Au

η =−−

Die maximal erreichbare Temperatur der Zuluft TZU kann nach [6] mit Hilfe von schaufelzahlabhängigen Parametern (Wärmeübergangskoeffi zienten α und die für die Wärme-übertragung zur Verfügung stehende Fläche A) berechnet werden.

(11)

T

2AT

VcT

1 2A

Vc

Zu

Ab

pAu

p

=

α

+

+

α

In Gl. (11) werden zusätzlich der Volumenstrom V̇, die spezifi sche Wärmekapazität cp sowie die Temperaturen der Ab- und Außenluft TAb/TAu benötigt. Der schaufelab-hängige maximal erreichbare Temperaturänderungsgrad ηWRGmax ist in Bild 11 dargestellt.

Zur Berechnung werden der Wärmedurchgangskoeffi zient k, die Oberfl äche des Speichermediums A, die Dauer der Kalt-/Warmperiode t1/2 und die mittlere Temperaturdiff e-renz ∆ϑm zwischen den Gasströmen benötigt. Der Wärme-durchgangskoeffi zient k kann nach [6] mit Hilfe des Wärme-übergangskoeffi zienten α und weiterer Materialparameter (Wärmeleitfähigkeit λ, Temperaturleitfähigkeit, Schaufel-dicke) bestimmt werden. Dabei kann der Wärmeübergangs-koeffi zient α nach [6] wie folgt berechnet werden:

(7)Nudh

α = λ

Bild 9. Verlauf des Wirkungsgrades bei Variation des Aus-trittswinkels [5]Fig. 9. Distribution of the effi ciency by varying the exit angle [5]

Bild 10. Verlauf des Wirkungsgrades eines exemplarischen Trommelläufers bei Variation der Schaufelzahl nach [5]Fig. 10. Distribution of the effi ciency of an exemplary centri-fugal fan by varying the number of fan blades [5]



Das lässt sich dadurch erklären, dass sich bei gleichblei-bender Schaufelzahl der Schaufelabstand verringert und dadurch der Wärmeübergangskoeffi zient α anwächst. Die durch eine Verringerung des Schaufelabstands hervorgeru-fene Versperrung und deren Einfl uss auf den strömungs-mechanischen Wirkungsgrad wurde in Abschnitt 3.1.2 ge-nauer erläutert. Welche minimale Schaufeldicke bei Ver-wendung von Kunststoff erforderlich ist, um die nötige Wärmekapazität zu erreichen, ist in Bild 14 ersichtlich. Der Wirkungsgrad des Regenerators ist erneut in Abhängigkeit der Schaufeldicke dargestellt. Jedoch wurde in Bild 14 die Schaufelzahl variiert, um einen konstanten Schaufelabstand von 0,7 mm beizubehalten.

Bei Verringern der Schaufeldicke nimmt der Wirkungs-grad zunächst kontinuierlich zu, da sich die Schaufelzahl erhöht. Wenn die Schaufeldicke jedoch soweit verringert wird, dass die Wärmekapazität der Ventilatorblätter nicht

Bei einer Schaufelzahl von 1.000 kann maximal ein Temperaturänderungsgrad von 82 % erreicht werden. Der tatsächlich erreichbare Temperaturwirkungsgrad ηWRG des regenerativen Gegenstromwärmetauschers kann mit Hilfe der in Abschnitt 3.2 beschriebenen Gleichungen berechnet werden. Die Abhängigkeit des tatsächlichen Temperatur-wirkungsgrads von der Drehzahl des Ventilators ist in Bild 12 für eine Schaufelzahl von 1.000 dargestellt.

Im abgebildeten Drehzahlbereich (5 bis 15 Hz) wurde eine lineare Änderung des Volumenstroms von 60 bis 180 m³/h angenommen. Durch Reduktion der Drehzahl und den daraus resultierenden niedrigeren Volumenstrom steigt der Wirkungsgrad an. In einer weiteren Parameter-studie wurde für einen Betriebszustand von 10 Hz (120 m³/h) und eine Schaufelzahl von 1.000 die Schaufeldicke S vari-iert und der maximal erreichbare Wirkungsgrad ηWRG max berechnet.

Durch Vergrößern der Schaufeldicke steigt auch der Temperaturwirkungsgrad an, wie in Bild 13 dargestellt ist.

Bild 13. Maximal erreichbarer Temperaturwirkungsgrad in Abhängigkeit der Schaufeldicke bei einer Drehzahl von 10 Hz Fig. 13. Maximum achievable temperature effi ciency as a function of the blade thickness at a rotational speed of 10 Hz

Bild 14. Wirkungsgrad in Abhängigkeit der Schaufeldicke. Die Schaufelzahl wurde variiert, um einen konstanten Schaufelabstand von 0,7 mm beizubehaltenFig. 14. Effi ciency as a function of the blade thickness. The number of fan blades has been varied in order to maintain a constant distance between two fan blades of 0.7 mm

Bild 11. Berechneter maximal erreichbarer Temperaturände-rungsgrad in Abhängigkeit der Schaufelzahl Fig. 11. Computed maximum achievable degree of tempera-ture change as a function of the fan blade number

Bild 12. Abhängigkeit des tatsächlichen Wirkungsgrads von der Drehzahl des Ventilators für eine Schaufelzahl von 1.000Fig. 12. Effi ciency as a function of the rotational speed of the fan for a blade number of 1000



luft verantwortlich, welcher über eine gemeinsame Welle angetrieben wird. Unterschiedliche Druckverluste außer-halb des Gerätes (Kanäle, Filter etc.) können bei gleicher Ventilatorkennlinie zur Förderung unterschiedlicher Mas-senströme der Außen- bzw. Fortluft führen. Diese soge-nannte Disbalance muss jedoch vermieden werden, weil diese signifi kante Wärmeverluste sowie Behaglichkeitsein-bußen (bei Fortluftüberschuss) oder Bauschäden (bei Zu-luftüberschuss) zur Folge haben kann. Aus diesem Grund müssen entsprechende mechatronische Komponenten so-wie eine geeignete Steuerung zum Einsatz kommen. Dabei sind die Energieeffi zienz der elektrischen Komponenten für die Erzeugung des Volumenstroms sowie die gute Regel-barkeit ebendieser wesentliche Kriterien für die Auswahl. Zusätzliche Anforderungen wie geringe Einbaumaße, ge-ringer Lärmpegel, hohe Zuverlässigkeit und aufwandsarme Montage und Austausch müssen ebenfalls mitberücksich-tigt werden. Die auf der Regelstrecke des Gesamtsystems basierende Steuerungslogik ermöglicht vielfältige Einstell-möglichkeiten (Ein-Aus-Automatik, Volumenstrom-, Tem-peratur- und Raumluftqualitätsregelung). Die zentrale He-rausforderung ist dabei der sogenannte Massenstromab-gleich, der die vorher genannten nachteiligen Folgen der Disbalance verhindert. Dieser Druckausgleich muss mög-lichst effi zient und verlustarm realisiert werden, um den Wirkungsgrad des Gesamtsystems nicht zu verringern. Das funktionsfähige mechatronische Labormuster wird in den Gesamtaufbau integriert und auf Soft- und Hardware-Schwachstellen überprüft. Eine zusätzliche Gegenprüfung im Labor und Anpassung an das strömungstechnische und termische Modell ermöglicht skalierbare Gerätegrößen und dient somit als wertvolle Grundlage für die Verbreitung des Systems.

7 Einsatz in der Gebäudemodernisierung

Ziel der Entwicklung ist ein möglichst effi zientes, aber den-noch kompaktes Gerät. Die Kombination aus zwei Venti-latoren und dem Wärmeübertrager ermöglicht eine deut-lich kleinere Bauweise als bei Geräten mit diskreten Bau-teilen. Aufgrund der geringeren Gehäuseoberfl äche fallen damit die Transmissionswärmeverluste geringer aus, das gesamte Gerät kann sogar in die Außenwand integriert werden. Gerade für den nachträglichen Einbau in Bestands-gebäude ist dies aus Platzgründen vorteilhaft. Durch die Auftrennung des kalten und des warmen Geräteteils bietet sich die Wandintegration geradezu an, der Außen-/Fortluft-trakt ist nach außen, der Zu-/Ablufttrakt raumseitig anzu-ordnen. Damit werden die Außen-/Fortluftkanäle sowie die Transmissionswärmeverluste auf ein Minimum redu-ziert.

8 Fazit und Ausblick

Mit der Weiterentwicklung des einfachen „Heat Recovery Centrifugal Fan“ (HRCF) vom Gleichstrom- zum Gegen-stromwärmeübertrager sowie der hydraulischen Verbesse-rung durch Ausbildung von Schaufelblättern anstelle des porösen Materials des Rotors ist eine Steigerung der Wär-merückgewinnung von 48 % auf theoretisch über 80 % mög-lich. Die kompakte platzsparende Bauform durch Kombi-nation von Ventilatoren und Wärmeübertrager bleibt wei-

mehr ausreicht, um die Wärmeenergie des Luftstroms zu übertragen (S < 1 µm), sinkt der Wirkungsgrad sehr schnell, wie in Bild 14 dargestellt ist. Daraus lässt sich schließen, dass Kunststoff in dem hier betrachteten Referenzfall für die Verwendung als Ventilator- und Regeneratormaterial bestens geeignet ist, da Ventilatorblätter mit einer Dicke S < 1 µm aus fertigungs- und stabilitätstechnischen Grün-den nicht erstrebenswert sind.

Für den hier betrachteten Referenzfall eines Quer-stromventilators mit integrierter Gegenstromwärmerück-gewinnung kann man bei einer Drehzahl von 10 Hz, einer Schaufelzahl von 1.000, einer Schaufeldicke von 0,1 mm und einem resultierenden mittleren Schaufelabstand von 0,7 mm einen Temperaturwirkungsgrad von 82 % errei-chen.

5 Das Gehäuse

Durch ein spiralförmiges Gehäuse, in Bild 15 dargestellt, wird die erzeugte kinetische Energie möglichst verlustarm in nutzbaren statischen Druck umgewandelt.

Unter der Annahme, dass die Strömung nach dem Ventilatoraustritt einen konstanten Drall besitzt, folgen die Stromlinien logarithmischen Spiralen, welche durch Gl. (12) beschrieben werden können [7].

(12)r( ) r e2tan 1ϕ = ϕ α

Dabei bezeichnet r2 den Radius des Ventilatoraustrittskrei-ses und α1 wiederum den Winkel zwischen Absolutge-schwindigkeit c und Umfanggeschwindigkeit u des Ge-schwindigkeitsdreiecks am Ventilatoraustritt. Da c und u in Relation zum Volumenstrom V und zur Stutzenarbeit Yth stehen (c ~ V, u ~ Yth) [7], kann die Gehäuseform nur für einen bestimmten Betriebspunkt optimiert werden.

Bild 15. Logarithmische Form des Gehäuses zur Umwand-lung von kinetischer Energie in nutzbaren statischen Druck [7]Fig. 15. Logarithmic shape of the housing for the conversion of kinetic energy into useful static pressure [7]

6 Steuerung und mechatronische Komponenten

In der vorgeschlagenen Bauform ist der Rotor gleichzeitig für die Förderung der Außen-/Zuluft sowie der Ab-/Fort-



[6] VDI-Wärmeatlas, 10. Aufl . Verein Deutscher Ingenieure VDI-Gesellschaft Verfahrenstechnik und Chemieingenieur-wesen (GVC). Heidelberg: Springer-Verlag, 2006.

[7] Carolus, T.: Ventilatoren – Aerodynamischer Entwurf, Schallvorhersage, Konstruktion. 3. Aufl . Wiesbaden: Springer-Vieweg, 2012.

Autoren dieses Beitrages:Christoph Speer, MScDr.-Ing. Rainer Pfl ugerUniv. Prof. Dr. Wolfgang FeistAlle:Institut für Konstruktion und Materialwissenschaften, Arbeitsbereich Energiesparendes Bauen,Universität InnsbruckTechnikerstraße 13A-6020 Innsbruck

Dipl.-Ing. Johannes WegerJanez Zgaga, M. Systems Eng.Beide:Fraunhofer Italia Research Konsortialgesellschaft mbH, Fraunhofer Innovation Engineering Center, Schlachthofstraße 57I-39100 Bozen

terhin erhalten und eröff net völlig neue Einsatzpotenziale in der Komfortlüftung für Neubau und Sanierung bis hin zur vollständigen Wandintegration.

Danksagung

Die Arbeit wurde als Teil des Forschungsprojekts VENT-4RENO im Rahmen des Förderprogrammes Interreg IV des Europäischen Fonds für regionale Entwicklung durch-geführt.

Literatur

[1] de Fries, J. R.: Heat Recovery Centrifugal Fan. U.S. patent No. 3,456,718, 1969.

[2] Dornstetter, S.: Numerische und experimentelle Untersu-chungen an Querstromventilatoren. Univ. Karlsruhe (TH), Dissertation 2002.

[3] Eck, B.: Ventilatoren. 5. Aufl . Berlin: Springer-Verlag, 1972.[4] Klemm, T.: Numerische und experimentelle Untersuchun-

gen an Ventilatoren mit hoher Leistungsdichte. Universität Karlsruhe (TH), Dissertation 2005.

[5] Roth, H. W.: Optimierung von Trommelläufer-Ventilatoren. Strömungsmechnik und Strömungsmaschinen – Mitteilung des Instituts für Strömungslehre und Strömungsmaschinen der Universität Karlsruhe (TH), H. 29 (1981). Karlsruhe: Ver-lag G. Braun.

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