Optimering af små CO2- kondenseringsaggregater. Af Dennis Christensen Aarhus Maskinmesterskole

Transkript

1 Optimering af små CO2- kondenseringsaggregater Af Dennis Christensen Aarhus Maskinmesterskole

2 Navn: Dennis Christensen Studienummer: V08716 Titel: Optimering af små kondenseringsaggregater Projekttype: Bachelorprojekt Uddannelse: Maskinmester Uddannelsessted: Aarhus Maskinmesterskole Vejleders Navne: Ann Charlotte Graversen og Henrik Rønbjerg Afleveringsdato: Fagområde: Optimering, Termodynamik og Reguleringsteknik Rapportens omfang: tegn incl. mellemrum (36,5 normalside) Kilde til forsidebillede: Eget arkiv. På billedet ses Advansors nyudviklede kondenseringsaggregat. Dennis Christensen Side 2 af 52

3 Abstract This project concerns the opportunities in reducing the cost prize of a newly developed condensing unit from Advansor in Aarhus V. The condensing unit is using CO 2 as a refrigerant. The components you can use to a CO 2 -condensing unit are expensive compared to a conventional condensing unit using HFC as refrigerant. At the moment you have to pay 2-3 times the amount for a CO 2 -condensing unit from Advansor compared to an equally sized HFC-condensing unit from Danfoss. The CO 2 -condensing unit is more energy efficient compared to the HFC-condensing unit in countries on northern latitudes like Denmark, Norway, Canada ect. therefore it will for some, be beneficial to invest in a CO 2 cooling system. But still, the high cost prize compared to a similar HFC-unit is frightening for some and that is the reason to the making of this project. The project starts out with a technical comparison of the CO 2 -condensing unit from Advansor and a typical HFC-condensing unit from Danfoss. The technical analysis is used to find the parts in the CO 2 -condensing unit which have a potential to be replaced with cheaper components. The technical analysis is followed by an economical analysis where the complete prizes for different sizes of CO 2 and HFC cooling systems are compared to each other. To simulate the yearly energy consumption of the different systems the program Pack Calculation from IPU is used. The economical analysis ends up with a simple investment calculation to determine the payback time for an investment in the more expensive CO 2 cooling system in Denmark. The payback time is then used as the parameter of success to determine if a technical change on the CO 2 condensing unit is feasible. This project mainly focuses on one part of the CO 2 -condensing unit, the controlling method of the compressor. Two methods of controlling the compressor (ON/OFF-control and Variable Speed Drive control) is tested on Advansors test station to compare their contribution to COP. The results of the tests are afterwards validated by comparing the observed results to theoretical knowledge. To determine which control method that will reduce payback time the most, a typical user of this type of cooling system is taken into account. The typical user is in this case a gas station in Risskov in Aarhus where the energy consumption of a HFC cooling system has been logged over 4 days in February by an earlier student. The conclusion of the compressor control method analysis is that a variable speed drive control of the compressor will result in the shortest payback time. That is luckily also the method which is used today by Advansor. Side 3 af 52

4 Forord Dette projekt omhandler mulighederne for tekniske ændringer på Advansors Condensing Unit, for at reducere tilbagebetalingstiden. Emnerne for dette projekt er termodynamik og reguleringsteknik. Jeg vil gerne takke Kim G. Christensen og Torben M. Hansen for at give mig muligheden for at arbejde med CO 2 -køleteknologi på virksomheden Advansor i mit bachelorforløb. Forløbet har givet mig et stort teknisk indblik i dynamikken i et køleanlæg både ved praktiske forsøg og teoretiske beregninger. Jeg vil også takke ingeniøren, Lars Rasmussen fra Advansor, som har givet mig et godt indblik i udfordringerne ved køling med CO 2 og været yderst behjælpelig med teknisk assistance, hvor det har været nødvendigt. Side 4 af 52

5 Indholdsfortegnelse 1 INDLEDNING PROBLEMFORMULERING PROJEKTAFGRÆNSNING METODE KONDENSERINGSAGGREGATET OPBYGNING AF HFC-KØLEANLÆG OPBYGNING AF CO 2 -KØLEANLÆG SAMMENLIGNING AF STYRINGSMETODER KOMPRESSORDEL KONDENSATOR-/ GASKØLERDEL MT-RECIEVERDEL FORDAMPERDEL OPTIMERINGSMULIGHEDER INVESTERINGSKALKULE DRIFTSUDGIFTER Elpris Kølemiddel ANLÆGSINVESTERING CO2-kondenseringsaggregat HFC-kondenseringsaggregat Kølereol Montage ANALYSE AF STYRINGSMETODER TIL KOMPRESSOREN FORSØGSBESKRIVELSE MED ON/OFF-STYRING OG OMDREJNINGSREGULERING FORSØG 1 - OMDREJNINGSREGULERING Resultat af forsøg 1 - omdrejningsregulering FORSØG 2 OG 3 - ON/OFF-STYRING MED OVERKAPACITET PÅ KOMPRESSOREN Resultat af forsøg 2 - ON/OFF-styring med overkapacitet på kompressoren Resultat af forsøg 3 - ON/OFF-styring ved større overkapacitet på kompressoren ANALYSE AF DE FORSKELLIGE STYRINGSMETODERS COP Anlægsdimensioneringens betydning for COP Belastningens betydning for COP ANALYSE AF DE FORSKELLIGE STYRINGSMETODERS BIDRAG TIL NEDKØLINGSTID ANALYSE AF FORBRUGERENS KULDEBEHOV VURDERING AF KULDEBEHOVSÆNDRING ANALYSE AF FORBRUGERENS KULDEBEHOV GENNEM ÅRET BELASTNING PÅ KØLEREOL VURDERING AF NY TILBAGEBETALINGSTID KONKLUSION...48 Side 5 af 52

6 12 PERSPEKTIVERING EFTERSKRIFT LITTERATURLISTE BILAG...52 Side 6 af 52

7 1 Indledning CO 2 var blandt de første kølemidler man benyttede i køleanlæg, dengang køleanlægget blev opfundet. Det blev senere valgt fra pga. de komplikationer der er ved at arbejder med høje tryk til fordel for de syntetiske kølemidler. (Nielsen, 2006) I dag har CO 2 fået sin renæssance, da det nu er muligt at fremstille komponenter, som kan holde til de høje tryk. Dog er komponenterne dyre i forhold til tilsvarende komponenter til et HFC-køleanlæg. Den højere pris skyldes primært den nye teknologi, markedet er stadig relativ lille, og man har endnu ikke opnået masseproduktionsfordele, da komponentproducenter har dyre investeringer i produktionsudstyr, som skal dækkes ind, før priserne vil begynde at falde. Dette gør det derfor, i dag, sværere for producenter af CO 2 -køleanlæg at konkurrere med de eksisterende billige HFC-køleanlæg. 2 Problemformulering Advansor i Aarhus V producerer køleunits, som bruger CO 2 som kølemiddel. I min praktiktid, i denne virksomhed, var jeg med til at udvikle et kondenseringsaggregat, der i kuldeydelse passer til en tankstations kuldebehov. Udfordringen ved opbygning af et CO 2 -køleanlæg er, at de komponenter som findes på markedet, der kan klare de høje tryk, er forholdsvis dyre i indkøb, sammenlignet med tilsvarende komponenter til konventionelle HFC-køleanlæg. Yderligere kræver komponenterne til CO 2 -køleanlægget dyrere styringsmetoder for at fungere. Det resulterer i, at anlægsprisen stiger til omtrent det dobbelte af et HFCkondenseringsaggregat med samme kuldeydelse. Til gengæld kan CO 2 -anlægget tilpasse sig varierende forhold og vinder derfor på energieffektivitet, når anlægget placeres i koldere nordlige egne, som Tyskland, Danmark, Norge osv. Jeg vil i dette projekt undersøge om der styrings- og komponentmæssigt er mulighed for at optimere Advansors CO 2 -kondenseringsaggregat, så tilbagebetalingstiden kan reduceres. Projektet tager udgangspunkt i det nyudviklede CO 2 -kondenseringsaggregat fra Advansor, hvor jeg som reference anlæg bruger et konventionelt HFC-kondenseringsaggregat fra Danfoss. Til at belyse mulighederne for optimering, vil jeg lave en cost-benefit analyse af forskellige styringsmetoder og hovedkomponenter i CO 2 -kondenseringsaggregatet. Denne analyse efterfølges af en vurdering af den optimale kombination af kendte styringsmetoder og komponenter, så tilbagebetalingstiden bliver kortest muligt. Hvordan opbygger man CO 2 kondenseringsaggregatet, så tilbagebetalingstiden reduceres mest muligt? 3 Projektafgrænsning Projektet vil ikke omhandle en analyse af rørdimensioneringen, for at finde ud af om denne er dimensioneret korrekt. Der bliver udelukkende fokuseret på alternative styringsmetoder af kondenseringsaggregatets delelementer. Side 7 af 52

8 4 Metode Først laves en teknisk beskrivelse af styringsmetoderne af hvert delelement på Advansors CO 2 - kondenseringsaggregat, denne beskrivelse skal belyse, hvor der vil være mulighed for optimering. Til sammenligning holdes styringsmetoderne op mod metoderne brugt i Danfoss HFC-kondenseringsaggregat. Sammenligningen skal vise hvorfor et CO 2 -kondeseringsaggregat bliver omtrent dobbelt så dyrt som et HFCkondenseringsaggregat. Efterfølgende laves en simpel investeringskalkule, hvor anlægsprisen for et samlet køleanlæg sammenlignes for både CO 2 -anlæg og HFC-anlæg. Fire forskellige størrelser køleanlæg vælges og sammenlignes (4, 5, 9 og 10 kw ved -10 C og 32 C i omgivelsestemperatur). Til at beregne det årlige energiforbrug bruges simuleringsprogrammet Pack Calculation fra IPU. Ud fra anlægsinvestering og driftsomkostninger kan en simpel tilbagebetalingstid beregnes for CO 2 -køleanlægget. Tilbagebetalingstiden vil være parameteren, som bestemmer om en anlægsændring på CO 2 -kondenseringsaggregatet kan betegnes som en succes. Til at teste forskellige styringsmetoder bruges Advansors testanlæg. Det er herved muligt at lave kvantitative analyser og ud fra disse analyser drage deduktive slutninger. Ved at bruge den deduktive metode vil en forkert præmis også medføre en forkert slutning, men det kan man ikke vide noget om før andre modbeviser de fundne resultater. For at verificere resultaterne fra forsøgene holdes de op mod teoretisk termodynamisk viden. Det er nødvendigt at analysere en typisk bruger af kondenseringsaggregater for at kunne sige om de optimale styringsmetoder fra testforsøgene også vil være de optimale i den virkelige verden. Her bruges metoden induktion. Effektoptaget er logget for et HFC-kondenseringsaggregat i Risskov i Aarhus, dette bruger jeg til at beskrive belastningen hos den typiske forbruger. Logningen er foretaget af en autoriseret elinstallatør foranstaltet af en tidligere praktikant. Det svage punkt i den induktive metode er, at der kun bruges et enkelt anlæg til at generalisere hele markedet, måske er dette anlægs effektoptag ikke typisk. Som supplering laves derfor en kvalitativ analyse i form af et interview af en tekniker fra kølevirksomheden Vibocold, han ved noget om hvordan et HFC-kondenseringsaggregat typisk er indstillet. Hans udtalelser bruges til at verificere at anlægget i Risskov kører som det typiske kondenseringsaggregat i Danmark. Logningen af effektoptaget er foretaget over fire dage i februar Driften af et køleanlæg er afhængig af styringsmetoden, omgivelsestemperaturen og belastningen på fordamperen. For at man kan sige noget om hvordan anlæggets effektoptag varierer i løbet af året bruges den deduktive metode, hvor præmisserne er vejrdata fra DMI. Til at drage en slutning bruges disse vejrdata og teori fra termodynamikken til at sige hvordan belastningen på køleanlægget i løbet af året vil ændre sig. Slutningen kan igen være forkert, hvis præmisserne eller ræsonneringen er forkerte. Til sidst konkluderes ud fra analyserne om ændringsforslagene med fordel kan implementeres. Succeskriteriet for at de skal implementeres er en væsentlig reduktion i tilbagebetalingstiden. Side 8 af 52

9 5 Kondenseringsaggregatet Kondenseringsaggregatet er en samlet løsning, som indeholder en del af køleanlæggets hovedkomponenter. Køleinstallatøren monterer aggregatet udenfor, f.eks. på taget af brugerens bygning eller i baggården. I kølerummet eller i kølereolen sidder fordamperen og drøvleorganet, hvorfra rørtrækket føres til kondenseringsaggregatet. Det smarte ved kondenseringsaggregatet er, at det er en plug and play løsning, når kølereolen eller fordamperen i kølerummet er koblet til kondenseringsaggregatet skal man blot påfylde kølemiddel, sætte spænding på og indstille det, hvorefter det kører. Der er ingen tilbageføringssignaler fra kølereol eller lignende, som er nødvendige før anlægget kan køre. Et kondenseringsaggregat består af: Figur 5-1: Kondenseringsaggregat fra Danfoss. (Danfoss) Kondensator/gaskøler Blæser Kompressor Reciever/MT-reciever Styring til kompressor, blæser og MT-reciever. Advansor har udviklet et kondenseringsaggregat som kan bruges til CO 2. Danfoss kondenseringsaggregat, (Optyma Plus) er en stor konkurrent til denne. Danfoss aggregat bruger kølemidlet R404a. Side 9 af 52

10 5.1 Opbygning af HFC-køleanlæg Optyma Plus unitten er udstyret med simple reguleringsmetoder og få komponenter, for at gøre anlægsprisen så lav som overhovedet mulig. En tidligere praktikant på Advansor målte i hans projekt konkret, hvordan effektoptaget varierede over 4 døgn på en Optyma Unit monteret på en tankstation i Risskov i Aarhus. På Optyma Unitten var et elektrisk diagram, som viste hvordan kondenseringsaggregatet blev styret. Diagrammet kan ses i Bilag A. Ud fra diagrammet kan man læse at kompressordel og kondensatordel er bygget op, som principskitsen på Figur 5-2, som er en typisk måde at styre et køleanlæg på (Nielsen, 2006). Figur 5-2: Principskitse over typisk køleanlæg, som anvender HFC-kølemiddel. (Nielsen, 2006) - Skitsen er redigeret ved at der er tegnet en anlægsgrænse for kondenseringsaggregatet. På Figur 5-2 er der ikke vist en timer som styrer hvor ofte fordamperen afrimes. Denne vil side parallelt med termostaten på magnetventilen, som lukker for kølemiddeltilførslen til fordamperen, når temperaturen i rummet er nået. Side 10 af 52

11 5.2 Opbygning af CO2-køleanlæg Figur 5-3: Principskitse over Advansors CO 2 -kondenseringsaggregat. (Eget værk, med lån af komponenter fra (Nielsen, 2006)) CO 2 -køleanglæggets timerfunktion vil være programmeret i en PLC, som styrer fordamperdelen og derfor ikke udgøre en fysisk komponent i installationen. De to tegninger viser hvor mange flere komponenter CO 2 -kondenseringsaggregatet indeholder sammenlignet med et konventionelt HCF-kondenseringsaggregat, hvorfor det bl.a. på anlægspris er svært at konkurrere. Side 11 af 52

12 6 Sammenligning af styringsmetoder I det følgende sammenlignes opbygningen af de to typer kondenseringsaggregater på et komponent og styringsmæssigt niveau. Dette gøres for mere præcist at kunne sige hvilke elementer der i CO 2 -køleanlægget er relativt meget dyrere i forhold til HFC-køleanlægget. Helt konkret tages der udgangspunkt i Advansors kondenseringsaggregat og Danfoss Optyma Unit. 6.1 Kompressordel HFC: I HFC-anlægget bruger man en pressostat til at styre kompressoren. Pressostaten slukker for kompressoren når sugetrykket bliver for lavt (Dette sker typisk, hvis magnetventilen i kølerummet har lukket for kølemiddeltilførslen til fordamperen) og slår i gang igen når sugetrykket bliver for højt. CO 2 : Til sammenligning bruger man i Advansors udgave en frekvensomformer, som regulerer ned for kompressorens omdrejninger, hvis sugetrykket bliver for lavt og regulerer op, hvis sugetrykket bliver for højt. Hvis magnetventilen i kølerummet lukker, vil kompressoren blive reguleret ned mod lavest tilladte omdrejningstal, hvis magnetventilen forbliver lukket vil kompressoren langsomt sænke sugetrykket og til sidst gå i stå. Vurdering af styringsmetoder i forhold til kortere tilbagebetalingstid: En ON/OFF-styring er en simpel og billig styring af kompressoren sammenlignet med en frekvensregulering. En omdrejningsregulering, kan ved en varierende belastning holde en konstant fordampertemperatur. ON/OFF-styringen vil ved en varierende belastning resultere i en varierende fordampertemperatur. Med en frekvensregulator kan man køre med flere omdrejninger end nettets 50 Hz, Advansor har haft succes med at køre deres kompressor op til 87 Hz, hvormed man øger kompressorens kapacitet. Dog vokser ydelsen ikke proportionelt med omdrejningerne, da den volumetriske og isentropiske virkningsgrad sænkes når man kommer over 60 Hz. Man har periodisk brug for at afrime fordamperne, så der kan opretholdes en god effektoverførsel. Hvis kondenseringsaggregater på tankstationer normalvis kun er koblet til én fordamper, må afrimningsintervallerne ikke komme for ofte. Kommer de for ofte, vil man ikke have glæde af en omdrejningsregulering af kompressoren, da den så vil køre ned i omdrejninger og til sidst slukke og i princippet fungere som en ON/OFF-styring. Side 12 af 52

13 6.2 Kondensator-/ gaskølerdel HFC: Fordampere i kølereoler og kølerum bruger termostatiske ekspansionsventiler til at styre kølemiddeltilførslen. Denne type ventil styres ud fra overhedningen af kølemidlet efter fordamperen. Energien til at flytte ventilsædet i den termostatiske ekspansionsventil kommer fra overhedningen selv. For at få en god regulering af kølemiddeltilførslen til fordamperen, kræver det en konstant trykdifferens på 6-8 bar over ventilen (Nielsen, 2006). Måden man styrer dette på, er ved at forsøge at holde trykket i kondensatoren konstant hele året. Omgivelsestemperaturen er varierende gennem årets 4 årstider, derfor må man regulere på mængden af luft man blæser forbi kondensatoren. I Danfoss Optyma Unit gøres dette ved en omdrejningsregulering af blæseren vha. fasesnitningsstyring. Procesvariablen er kondensatortrykket. CO 2 : Et CO 2 -anlæg er grundlæggende anderledes fra et konventionelt HFC-anlæg fra det tidspunkt hvor anlægget kører transkritisk drift. Når man kører transkritisk drift er man interesseret i at kunne styre trykket i gaskøleren, da man herved kan opnå en bedre COP (Nielsen, 2006). Til dette formål bruges en højtryksventil. Regulatoren til HT-ventilen beregner ud fra temperaturen på kølemidlet efter gaskøleren, hvilket tryk der skal være i gaskøleren før man opnår optimal COP. Blæseren forsøger at holde temperaturen på kølemidlet efter gaskøleren på et fast niveau over omgivelsestemperaturen. Når man bruger CO 2 som kølemiddel, har man generelt altid store trykforskelle over ventiler til at drive kølemidlet. Desuden bruger man elektrisk styrede ventiler, hvor energien til at flytte ventilsæderne kommer udefra i form af elektrisk energi. Det betyder at man kan nøjes med en mindre trykdifferens over ventilen og stadig få en god regulering af kølemiddeltilførslen. Styringen af gaskølertryk og temperatur i CO 2 -aggregatet er en væsentlig faktor for en god COP, når anlægget kører transkritisk. Anlægget kører transkritisk, hvis man kommer over 31 C i gaskølertryk, antager man at gaskøleren er dimensioneret til at holde en temperaturdifferens i forhold til omgivelsestemperaturen på 10 K, betyder det, at anlægget vil kører transkritisk når omgivelsestemperaturen overstiger 21 C. Afhængig af beliggenheden for anlægget i verdenen, vil antallet af dage med temperaturer over 21 C variere. Jo længere man kommer mod nord, jo færre dage. Desuden gør HT-ventilen, at man opdeler det samlede køleanlæg i 3 trykniveauer, hvorved man får et lavere tryk i væskeledningen, som går ind til butikken. Dette mindsker kravene til rørføringen mellem MTreciever og fordamperen. Det kræver flere følgekomponenter i anlægget, hvis man vil styre trykket i gaskøleren vha. en ventil. Denne metode kræver en PLC, som kan beregne gaskølertrykket for den optimale COP i de dage hvor anlægget kører transkritisk. Yderligere kræver det en MT-reciever, hvor den dannede kølemiddelvæske og damp efter HT-ventilen kan opbevares. Man sparer penge på rørinstallationen mellem MT-reciever og fordamper, da trykket herved bliver lavere. Sammenfatning af styringsmetoder: Ved at variere trykket i gaskøleren i løbet af året, vil kompressorens arbejde også variere, når dagene bliver koldere forbedres COP derfor. Dette kan Optyma Unitten ikke udnytte, da dens styring gør, at den holder et konstant tryk i kondensatoren uanset omgivelsestemperatur. Side 13 af 52

14 Det konstante tryk er nødvendigt, for altid at være sikker på at den korrekte mængde kølemiddel kan blive leveret til fordamperen. Vurdering af styringsmetoder i forhold til kortere tilbagebetalingstid: Styringsmetodens konsekvenser for antallet af ekstra komponenter i CO 2 -anlægget gør, at denne metode er relativt dyr sammenlignet med kondensatorstyringen i Danfoss Optyma Unit. Man opnår en bedre COP, men da det kun er en kortere periode af året man kører transkritisk drift vil der være mulighed for en simplere styringsmetode, som ikke reducerer den årlige gennemsnitlige COP forholdsvis meget og derfor reducere tilbagebetalingstiden. 6.3 MT-recieverdel Mellemtryksrecieveren er en komponent, som kun ses i CO 2 -kondenseringsaggregatet, man kan til dels sammenligne den med recieveren i et konventionelt HFC-kondenseringsaggregat. Dens funktion bliver da også den samme som recieveren i det konventionelle anlæg, nemlig at agere buffertank for kølemiddel. Forskellen er at der i MT-recieveren eksisterer et mellemtryk, hvor der i den konventionelle reciever er samme tryk som i kondensatoren. For at kunne styre trykket i MT-recieveren er der indsat en gasbypassventil, som leder den dannede kølemiddelgas dannet i MT-recieveren til kompressoren. Gjorde man ikke det vil den dannede kølemiddeldamp ved drøvlingen gennem HT-ventilen akkumulere og resultere i et stigende tryk i MT-recieveren. Yderligere slipper man også for at transportere den dannede dampmængde fra drøvlingen ved HT-ventilen gennem fordamperen, hvorved rør i fordamperen kan dimensioneres til et mindre volumenflow. Styringen af trykket i MT-recieveren foregår ved brug af en elektrisk reguleringsventil, som har MTrecievertrykket som procesvariabel. Vurdering af styringsmetoder i forhold til kortere tilbagebetalingstid: MT-recieveren er en god løsning på følgeproblemet af at have en højtryksventil. Styringsmæssigt koster den lidt i handleorgan og transmitter, men man behøver ikke en ekstra regulator, da den regulator, som styrer gaskølerdelen også har kapacitet til at styre trykket i MT-recieveren. 6.4 Fordamperdel Som udgangspunkt har kondenseringsaggregatet ikke noget med styringen af fordamperen at gøre, det er to adskilte enheder. Dog kan man ikke helt tage den ud af betragtningen, fordi den udgør en betragtelig del af den samlede kostpris for et køleanlæg, uanset om man snakker CO 2 eller HFC. Fordele og ulemper omkring valg af drøvleventil foran fordamperen med hensyn til trykdifferens over ventilen er beskrevet i afsnit 0. Det kan tilføjes at komponenterne til styring af drøvleorganet foran fordamperen i CO 2 -køleanlægget kræver: PLC, AKV-ventil, to temperaturtransmittere og en tryktransmitter. For HFCkøleanlægget behøver man: En termostatisk ekspansionsventil, en magnetventil, en termostat og en timer. Kostprisen er måske en smule højere for styringen til fordamperdelen i CO 2 -køleanlægget sammenlignet med HFC-anlægget. Der kræves mindre rørdiametre, men mere godstykkelse til CO 2 -køleanlægget, sammenlignet med HFCanlægget (Nielsen, 2006). Prisen for fordamperen til de to typer anlæg ligger derfor også relativt tæt på hinanden. Side 14 af 52

15 Til sidst kommer at størstedelen af en kølereol eller et kølerum består af ens komponenter i de to anlæg, som f.eks. isolering, hylder, låger osv. Derfor udgør kostprisen nogenlunde den samme for fordamperdelen i de to typer anlæg. Den termostatiske ekspansionsventil er det svage punkt i HFC-køleanlægget, set ud fra et energieffektivt synspunkt, da den kræver et konstant stort tryk over sig. Derfor ser jeg ikke noget potentiale i at optimere styring eller komponenter i fordamperdelen, for at kunne reducere tilbagebetalingstiden for et samlet køleanlæg. 6.5 Optimeringsmuligheder Der er mulighed for reduktion af anlægsprisen ved at fjerne frekvensomformeren til kompressoren og erstatte denne med en billigere ON/OFF-styring. Det skal undersøges nærmere hvilken indflydelse dette vil have på COP og om det i alt vil reducere tilbagebetalingstiden. Yderligere vil der være mulighed for at en simplere gaskølerstyring kan erstatte den nuværende komplicerede styring, som skal give anlægget en god COP, når anlægget kører transkritisk. Dog vil dette være en radikal ændring af opbygningen af anlægget, og derfor betyde at man egentlig skulle til at bygge anlægget op fra bunden igen og køre nye tests. Kondenseringsaggregatet er i sin afsluttende testfase på Advansor, så det er kun simple ændringer der kan foretages på produktet. Det mest realistiske forslag er en ændring af styringsmetoden til kompressoren, hvilket jeg i det følgende vil analysere nærmere på. Side 15 af 52

16 7 Investeringskalkule For at få en ide om hvor meget der potentielt kan spares ved at fjerne frekvensomformeren laves en simpel investeringskalkule. I det følgende sammenlignes igen Danfoss Optyma Plus med Advansors CO 2 - kondenseringsaggregat. 7.1 Driftsudgifter For at kunne sammenligne driftsudgifterne til de to anlæg, må man vide hvordan de indstilles og hvordan de belastes og hvordan omgivelsestemperaturen varierer, da det har stor indflydelse på deres COP. Vibocold er en landsdækkende kølevirksomhed, de servicerer og opsætter køleanlæg. Jeg tog kontakt til Martin Lindal Hansen (Hansen, 2012) fra denne virksomhed, som indvilligede mig i deres standardindstilling af køleanlæg til tankstationer, som f.eks. Danfoss Optyma Unit ved brug af kølemidlet R404a. Indstilling af CO 2 -anlægget kender jeg fra min praktiktid på Advansor. COP vil for Advansors Optyma Unit variere i løbet af året, da den kan regulere trykket i gaskøleren. COP for Danfoss Optyma Unit vil være nogenlunde konstant. Man er nødt til at lave en simulering af hvordan de to anlæg belastes gennem året og hvordan omgivelsestemperaturen ændrer sig, for kunne sige noget om deres årlige energioptag. Et program der kan håndtere denne simulering er Pack Calculation, som er udviklet af IPU, en afdeling på DTU. (Skovrup) Figur 7-1: Energioptag for Danfoss Optyma Unit sammenlignet med Advansors Kondenseringsaggregat. Beregningen er foretaget i Pack Calculation, som er et simuleringsprogram, der kan sætte køleanlægget i balance ud fra belastningen på fordamperen og omgivelsestemperaturen. Indstilling af programmet kan ses i bilag B.. Figur 7-1 viser hvordan energioptaget varierer i løbet af året, når man sammenligner Danfoss kondenseringsaggregat (gule bjælker) med Advansors kondenseringsaggregat (blå bjælker). Sammenligningen er lavet for et år i Danmark. Side 16 af 52

17 Figur 7-2: Sammendrag af Figur 7-1 også fremstillet i Pack Calculation. Dette er beregnet for et kuldebehov på 9 kw. CO 2 - anlægget kan pga. sin omdrejningsregulering holde en konstant fordampningstemperatur på -10 C. HFC-anlæggets fordampertemperatur simuleres til at fluktuerer mellem -12 og -13 C. Kuldebehovet vil variere i løbet af året med udetemperaturen, se simuleringen af dette i bilag C. Laver man et sammendrag over de viste søjler i Figur 7-1, kan man se den gennemsnitlige COP for et år i Danmark for de to anlæg. Årligt vil man spare 5114 kwh i energi ved brug af et CO 2 -køleanlæg sammenlignet med et HFC-køleanlæg Elpris Momsregistrede virksomheder kan få elafgiften brugt til procesformål tilbagebetalt. (SKAT) Hvis elektriciteten bruges til opvarmningsformål kan man kun få en delvis tilbagebetaling. Der er ikke mulighed for varmegenvinding på de to typer kondenseringsaggregater. Figur 7-3: Samlet afgift og godtgørelse ved brug af elektricitet til procesformål. (Beierholm) Elprisen er variabel fra leverandør til leverandør. I min beregning bruger jeg 70 øre/kwh som pris på strømmen. (Elpristavlen) Hertil skal man lægge den del af elafgiften, som man ikke får godtgjort, se Figur 7-3, hvormed prisen bliver 80,4 øre/kwh (2012). Side 17 af 52

18 7.1.2 Kølemiddel På grund af kølemidlers GWP (Global Warming Potential), som fortæller hvor meget mere en mængde kølemiddel øger drivhuseffekten med i forhold til samme mængde CO 2, er disse kølemidler i Danmark afgiftsbelagte. Afgiften varierer med størrelsen af GWP og er altså en afgift på CO 2 -forureningsgraden. Afgiften er lavet som en løsning på at effektivisere køleanlæg, så det bliver mere attraktivt at investere i tiltag som forurener miljøet mindre. Køleanlæg lækker årligt ca. 10 % kølemiddel til omgivelserne. (Danfoss) Danfoss Optyma Unit bruger kølemidlet R404a, på nuværende tidspunkt er denne afgiftsbelagt med 588 kr./kg (CFC-afgiftsloven). CO 2 er ikke afgiftsbelagt, derfor skal kølemiddelprisen tages med i betragtningen, da det vil have indflydelse på anlægspris og de årlige driftsomkostninger. På nuværende tidspunkt koster 10 kg R404a ca kr. + afgift. (Brøndum). Prisen for 10 kg CO 2 er omkring 800 kr. Forskellige aftaler mellem brugere og køleinstallatører kan påvirke prisen, men CO 2 vil være et markant billigere kølemiddel. Pris for R404a 638kr/kg Pris for R744 80kr/kg 7.2 Anlægsinvestering Køleanlægget består udover kondenseringsaggregatet af et kølerum, en eller flere kølereoler eller en kombination af disse. Det afhænger af den enkelte brugers behov, hvilken løsning der vælges. Prisen for et samlet køleanlæg varierer derfor. Nedenstående analyse skal belyse hvor stor en del af den samlede anlægsinvestering kondenseringsaggregatet fylder for CO 2 -køleanlæg og HFC-køleanlæg CO2-kondenseringsaggregat Det er endnu ikke fastlagt hvordan Advansors produktserie skal se ud. Kuldeydelsen for aggregatet afhænger af størrelsen på kompressoren. Der kommer muligvis tre muligheder for valg af kompressor. På nuværende tidspunkt er aggregatet udstyret med frekvensomformer, så det er muligt at regulere kapaciteten på kompressoren og derved også kuldeydelsen. Nedenstående priser er vejledende: Model Mindste kuldeydelse (30 Hz) Største kuldeydelse (87 Hz) Pris CD300H 1,8 kw 4,8 kw CD350H 2,4 kw 6,2 kw CD380H 3,8 kw 9,9 kw Tabel 7-1: Vejledende priser for Advansors Condensing Unit. Kuldeydelsen er beregnet ved en fordampertemperatur på -10 C og 32 C omgivelsestemperatur. Da det kun er kompressoren som ændres i de 3 kondenseringsaggregater har det ikke stor indflydelse på prisen for kondenseringsaggregatet HFC-kondenseringsaggregat Danfoss Optyma Plus serie indeholder flere anlæg end Advansors serie, se bilag D. Køleinstallatørerne får op til 40 % rabat på kondenseringsaggregater fra Danfoss. (Rasmussen, 2012), i min sammenligning bruger jeg prisen, som vi mener køleinstallatøren skal betale for anlægget hos Danfoss, se Tabel 7-2. Side 18 af 52

19 Model Kuldeydelse ved -10 C [W] Listepris Køleinstallatørpris MPZC048MTP00E MPZC060MTP00E MPZC108MTP00E MPZC136MTP00E Tabel 7-2: Vejledende priser for Danfoss Optyma Plus serie. Omgivelsestemperaturen er 32 C. Priserne kan findes ved at trække 40 % fra priserne i bilag D Kølereol Vibocold sælger bl.a. kølereoler, hvor hele køleanlægget, med kompressor, fordamper og kondensator er sammenbygget i en reol. På deres hjemmeside (Vibocold) kan man se priser for disse reoler i forskellige størrelser, jeg vil tage udgangspunkt i disse priser for at kunne beregne prisen for et samlet anlæg i forskellige størrelser. Tilslutningseffekt [W] Kuldeydelse [W] Udv. mål (BxDxH/mm] Pris [kr.] Argus 100 XP x875x Argus 135 XP x875x Argus 200 XP x875x Argus 260 XP x875x Tabel 7-3: Priser for kølereoler fra Vibocold (Vibocold). Kuldeydelsen er beregnet ud fra tilslutningseffekten og en COP på 2,5. Denne finder jeg passende da tilslutningseffekten indeholder effekten til kompressoren samt blæsere til fordamper og kondensator. Kølereolen står desuden i en tankstation/supermarked, hvor luften til køling gennem kondensatoren er omkring C, COP bliver derfor ikke så høj. Priserne i Tabel 7-3 indeholder også et dækningsbidrag, i min sammenligning vil jeg forsøge at ramme den pris installatøren skal betale for et samlet køleanlæg. Jeg antager at dækningsbidraget er 25 %, derfor trækker jeg 20 % fra priserne i Tabel 7-3. Priserne i Tabel 7-3 vil yderligere være lidt højere end en tilsvarende kølereol, som skal kobles til et kondenseringsaggregat, da en sådan kølereol ikke indeholder en kompressor eller kondensator. Jeg antager at prisen for kompressor og kondensator udgør 20 % procent af priserne i Tabel 7-3. Kuldeydelse [W] Udv. mål (BxDxH/mm] Pris [kr.] Argus 100 XP x875x Argus 135 XP x875x Argus 200 XP x875x Argus 260 XP x875x Tabel 7-4: Estimerede priser på kølereoler. Priserne udgør 64 % af priserne i Tabel 7-3. Det antages at kuldeydelsen er ved -10 C og 32 C i omgivelsestemperatur. Kølereolerne til CO 2 -kondenseringsaggregater er muligvis en anelse dyrere, fordi en regulator som kan styre en AKV-ventil er forholdsvis dyr sammenlignet med en termostatisk ekspansionsventil. (Rasmussen, 2012) Derfor lægger jeg 3000 kr. oveni prisen for kølereoler til CO 2 -køleanlæg. Side 19 af 52

20 Kuldeydelse [W] Udv. mål (BxDxH/mm] Pris [kr.] CO 2 -kølereol 100 XP x875x CO 2 -kølereol 135 XP x875x CO 2 -kølereol 200 XP x875x CO 2 -kølereol 260 XP x875x Tabel 7-5: Estimerede priser på kølereoler til CO 2 -køleanlæg. Der er tillagt et fast beløb på 3000 kr. som skal dække meromkostningerne til en dyrere reguleringsmetode. (Rasmussen, 2012) Montage Til kondenseringsaggregatløsningen kommer der også en udgift til rørføring mellem aggregat og fordamper samt montage. Denne sætter jeg fast til kr.(24 timer á 400 kr. plus materialer). Denne pris vil variere med antallet af kølereoler og kølerum samt antallet af kondenseringsaggregater. Ovenstående pris antager jeg passer til montage af en kølereol, et kondenseringsaggregat, rørmontering, vakuumpumpning, gennemskylning med nitrogen, påfyldning af kølemiddel og indregulering. Side 20 af 52

21 Køleanlæg med HFC Kuldebehov [W]: Kølereol [kr.]: kr ,00 kr ,00 kr ,00 kr ,00 Montage [kr]: kr ,00 kr ,00 kr ,00 kr ,00 Fyldning R404a 1kg/kW [kr.]: kr ,00 kr ,00 kr ,00 kr ,00 Kondenseringsaggregat [kr.]: kr ,20 kr ,40 kr ,40 kr ,00 Sum: kr ,20 kr ,40 kr ,40 kr ,00 Køleanlæg med CO2 Kuldebehov [W]: Kølereol [kr.]: kr ,00 kr ,00 kr ,00 kr ,00 Montage [kr]: kr ,00 kr ,00 kr ,00 kr ,00 Fyldning CO2 1kg/kW [kr.]: kr. 320,00 kr. 400,00 kr. 720,00 kr. 800,00 Kondenseringsaggregat [kr.]: kr ,00 kr ,00 kr ,00 kr ,00 Sum: kr ,00 kr ,00 kr ,00 kr ,00 Driftsomkostninger HFC-anlæg: Kuldebehov [W]: Årligt Energiforbrug [kwh]: Årlig Energiudgift [kr]: kr ,60 kr ,50 kr ,34 kr ,32 Årlige Kølemiddeludgifter [kr]: kr. 255,20 kr. 319,00 kr. 574,20 kr. 638,00 Årlige Diverse udgifter [kr]: kr ,00 kr ,00 kr ,00 kr ,00 Samlede årlige udgifter [kr.]: kr ,80 kr ,50 kr ,54 kr ,32 Driftsomkostninger CO2-anlæg: Kuldebehov [W]: Årligt Energiforbrug [kwh]: Årlig Energiudgift [kr]: kr ,08 kr ,82 kr ,68 kr ,81 Årlige Kølemiddeludgifter [kr]: kr. 32,00 kr. 40,00 kr. 72,00 kr. 80,00 Årlige Diverse udgifter [kr]: kr. 800,00 kr. 800,00 kr. 800,00 kr. 800,00 Samlede årlige udgifter [kr.]: kr ,08 kr ,82 kr ,68 kr ,81 Tilbagebetalingstid [år]: 13,87 10,01 5,85 4,48 Tabel 7-6: Ovenstående beregning viser den simple tilbagebetalingstid for en investering i et CO 2 -kondenseringsaggregat. De afgørende parametre for kortere tilbagebetalingstid er forskellen på prisen for kondenseringsaggregatet og kølemiddelfyldningen samt forskellen på det årlige energiforbrug. Side 21 af 52

22 Tabel 7-6 viser en simpel beregning af tilbagebetalingstiden. Der er ikke taget højde for stigende afgifter på kølemidler eller stigende afgifter på elektricitet. Det årlige energiforbrug er beregnet vha. simuleringsprogrammet Pack Calculation. Simuleringen i Pack Calculation viste at situationen hvor anlægget skal yde W vil kuldebehovet kun være opfyldt i 99,6 % af tiden i Danmark, se bilag E for det årlige energiforbrug for de fire køleanlægsstørrelser. Derfor vil man nok ikke udbyde anlægget til W. Pack Calculation regner med gennemsnitlige udetemperaturer gennem de sidste 30 år, man kan derfor risikere at enkelte dage om sommeren er varmere end programmet regner med. Derfor skal man også bruge en peak-betragtning som i Tabel 7-1, når et anlæg udbydes til en kunde. Det er frekvensomformeren, som gør at anlægget kan præstere 9900kW ved 87 Hz, fjerner man frekvensomformeren kommer anlægget ned og yder 6300 kw ved 50 Hz. For at man igen kan komme op og yde 9900 kw, må man derfor sætte en større kompressor på, en større kompressor er dyrere, så umiddelbart får man ikke så meget ud af at fjerne frekvensomformeren. En frekvensomformer koster i omegnen af 3500 kr. Merprisen til en større kompressor er ca kr. Umiddelbart vil der være mulighed for en besparelse, men først må man undersøge om ændringen af styringsmetoden vil gå ud over driftsomkostningerne. Side 22 af 52

23 8 Analyse af styringsmetoder til kompressoren Til at styre kompressoren kan man bruge forskellige metoder. I Danfoss Optyma Unit styres kompressoren af en pressostat. Advansors kondenseringsaggregat bruger en frekvensomformer. Man kan uden konstruktionsmæssige problemer fjerne frekvensomformeren og bruge en pressostat i stedet. Man kan forestille sig, at når Danfoss ikke bruger frekvensomformere i deres kondenseringsaggregater, så er der måske ikke så meget at tabe, når man kigger på energieffektiviteten. Derfor undersøges det hvilken indflydelse styringsmetoden har på energieffektiviteten, som måles ved COP. 8.1 Forsøgsbeskrivelse med ON/OFF-styring og omdrejningsregulering For at kunne sige noget om COP, må man måle hvor meget kuldeydelse man får for den effekt man putter i systemet. Effektoptaget kan måles med en effektmåler. Aarhus Maskinmesterskoles effektlogger, KEW 6310 blev brugt til dette formål. Advansors testanlæg er på sugegassiden udstyret med masseflowtransmitter, temperaturtransmitter og tryktransmitter, se Figur 8-1. Kuldeydelsen beregnes ud fra masseflowet gennem fordamperen multipliceret med entalpiændringen ved det tryk og den overhedning der er i fordamperen. Trykket holdes konstant i MT-recieveren og trykket er kendt. Det antages at der ikke er noget trykfald i væskeledningen. Med disse parametre og antagelser kan man finde start- og slutentalpi. Figur 8-1: Principskitse af forsøgsanlæg. Anlægsskitsen er taget fra programmet PackCalc med efterfølgende egen redigering. Der laves tre forsøg. I første forsøg styres kompressoren af frekvensomformeren, som den normalt ville gøre. I andet og tredje forsøg ændres frekvensomformerens opsætning, så den holder kompressoren på en bestemt frekvens. Ved at låse frekvensomformeren på en bestemt frekvens simuleres, at der ikke er nogen frekvensomformer koblet til kompressoren. Side 23 af 52

24 Andet og tredje forsøg skal simulere en ON/OFF-styring. Frekvensen indstilles, så en hvis overkapacitet i kompressorydelse nås. AKV-ventilen som styrer kølemiddeltilførslen til fordamperen indstilles i andet og tredje forsøg, så den lukker ved en bestemt rumtemperatur. Når denne ventil lukker, virker den ligesom en termostat i et konventionelt kølerum. Kompressoren kører derefter indtil sugetrykket rammer -18 C, den laver en pump-down, og styres som var det en pressostat, der styrede den. For at kunne sammenligne de tre forsøg er det vigtigt at de alle udsættes for samme belastning. Belastningen på rummet er afhængig af omgivelsestemperaturen, denne vil ændre sig fra dag til dag. Dog er en hvis datamængde også nødvendig for at kunne sige noget om forskellen på de tre forsøg. Et prøveforsøg på en time viste, at en tilpas mængde ON/OFF cyklusser fremkom til at kunne beskrive forskellen mellem styringsmetoderne. Yderligere gør logningstiden på en time, at belastningen på de tre forsøg vil være nogenlunde ens og derfor sammenlignelige. Det er ønskværdigt at lave andet og tredje forsøg med en overkapacitet på kompressoren i forhold til første forsøg, for at se hvordan køleanlægget indstiller sig i balance, når der er overskud af kompresserkapacitet. Dette kan gøres ved at lade kompressoren køre med ca. 40 Hz i første forsøg. I andet forsøg låses kompressoren ved ca. 60 Hz og i tredje ca. 80 Hz, hvilket skal simulere to større kompressorer i forhold til første forsøg. Regulatoren beregner selv den nødvendige frekvens ud fra sugetrykket, så første forsøg handler også om at finde det sugetryk der giver en frekvens på 40 Hz. Det er vigtigt at køleanlægget har tid til at komme i balance, hvilket på Advansors testrum kan tage minutter. Når køleanlægget er i balance vil temperaturen i kølerummet være konstant. Denne temperatur er den AKV-ventilen skal indstilles til i andet og tredje forsøg. For at kompressoren ikke skal starte og stoppe for ofte indstilles temperaturen med en afvigelse fra den temperatur, der skal holdes, f.eks C. Side 24 af 52

25 00:00:00 00:02:53 00:05:46 00:08:38 00:11:31 00:14:24 00:17:17 00:20:10 00:23:02 Effekt [W] Dennis Christensen V Forsøg 1 - Omdrejningsregulering I forsøg 1 styres Advansors kondenseringsaggregat, som normalt, med en omdrejningsregulering hvor sugetrykket er det tilbageførte signal Resultat af forsøg 1 - omdrejningsregulering Logningen af forsøget kan ses i bilag F. Databehandlingen kan ses i bilag G. Ved et sugetryk på -8 C indstillede rumtemperaturen sig efter 30 minutter på 5 C og frekvensen kompressoren kørte med var 41,4 Hz. Styringen til AKV-ventilen foran fordamperen blev derfor indstillet til at åbne, når rumtemperaturen nåede 6 C og lukke når temperaturen kom ned på 4 C i forsøg 2 og 3. Resultatet af forsøg 1, kan se på Figur Frekvensregulering (Sugetryk = -8 C, frekvens stabil ved 41,4 Hz) Kompressoreffekt Kuldeydelse Tidspunkt [hh:mm:ss] Figur 8-2: Diagram fremstillet ud fra data målt i forsøg 1. Beregningerne og måledatene kan ses i Bilag F og G. For forsøget beregnes den gennemsnitlige COP til 1,75. Beregningen af COP kan findes i bilag G. Denne COP kan umiddelbart ikke bruges som et validt udtryk for COP for dette CO 2 -anlæg, da den teoretisk burde ligge på 2,27, ved de testede forhold. Beregninger for den teoretiske COP kan findes i bilag H. Grunden til den lavere målte COP kan skyldes målefejl eller defekte komponenter i anlægget. Selvom der muligvis er usikkerheder på målingen, mener jeg stadig forsøgene kan bruges til at sammenligne ON/OFF-styring mod omdrejningsregulering. Resultatet af disse forsøg kan fortælle noget om den relative forskel i COP og ikke hvad COP reelt er for dette anlæg. Side 25 af 52

26 0:00:00 0:07:12 0:14:24 0:21:36 0:28:48 0:36:00 0:43:12 0:50:24 0:57:36 1:04:48 1:12:00 Effekt [W] Dennis Christensen V Forsøg 2 og 3 - ON/OFF-styring med overkapacitet på kompressoren I forsøg 2 indstilles styringen til AKV-ventilen foran fordamperen, så den åbner hvis rumtemperaturen overstiger 6 C og lukker når temperaturen kommer under 4 C. Når AKV-ventilen lukker vil kompressoren fortsætte med at køre indtil et sugetryk på -18 C er nået. Kompressorstyringen indstilles så en frekvens på 62,4 Hz holdes konstant Resultat af forsøg 2 - ON/OFF-styring med overkapacitet på kompressoren Logningen af forsøget kan ses i bilag I. Databehandlingen kan ses i bilag J. Resultatet af forsøg 2 kan ses på Figur 8-3. De steder hvor der sker et drastisk fald i kuldeydelse, er de tidspunkter hvor AKV-ventilen lukker for kølemiddeltilførslen til fordamperen, hvorefter der foretages en pump-down ON/OFF - styring ved 62,4 Hz Kompressorydelse Kuldeydelse Tidspunkt [hh:mm:ss] Figur 8-3: Diagram fremstillet ud fra data målt i kontrolforsøget. Beregningerne og måledatene kan ses i Bilag I og J. Frekvensomformeren har en virkningsgrad på over 97 %, se bilag K. Forsøg 2 og 3 skal fratrækkes dette tab, som ikke vil være der, hvis man brugt en pressostat som styringsmetode. COP forøges derfor med: Den gennemsnitlige COP for dette system korrigeret for tab gennem frekvensomformeren og forringelsen i den volumetriske og isentropiske virkningsgrad, når man kører over 60 Hz, beregnes til 1,64. Metoden til beregning af korrektionsfaktor for COP kan findes i bilag L og M. Hvis man skal udtrykke hvor hårdt køleanlægget er belastet, kan man beregne forholdet mellem den tid kompressoren er tændt i forhold til den tid den er slukket til: 2,72, se bilag J. Dette forhold fortæller noget om, hvor hårdt kompressoren er belastet, jo tættere man kommer på 0, jo mindre er systemet belastet. Ovenstående forhold betyder, at hvis kompressoren har kørt i 2,72 timer, så har den stået stille i 1 time. Side 26 af 52

27 0:00:00 0:07:12 0:14:24 0:21:36 0:28:48 0:36:00 0:43:12 0:50:24 0:57:36 1:04:48 1:12:00 Effekt [W] Dennis Christensen V Resultat af forsøg 3 - ON/OFF-styring ved større overkapacitet på kompressoren Logningen af forsøget kan ses i bilag N. Databehandlingen kan ses i bilag O. Kompressoren kunne i dette forsøg, indstilles til en frekvens på 84,2 Hz. Resultat af forsøg 3 kan ses i Figur ON/OFF - styring ved 84 Hz Kompressoreffekt Kuldeydelse Tidspunkt [hh:mm:ss] Figur 8-4: Diagram fremstillet ud fra data målt i kontrolforsøget. Beregningerne og måledatene kan ses Bilag N og O. Den gennemsnitlige COP for dette system korrigeret for forringelsen i den volumetriske og isentropiske virkningsgrad og tab gennem frekvensomformeren beregnes til 1,61, se databehandling i Bilag O og M. Man kan beregne den tid kompressoren er tændt i forhold til den tid den er slukket til: 1,5, se bilag O. Side 27 af 52

28 COP Sugetryk [ C] Dennis Christensen V Analyse af de forskellige styringsmetoders COP Holder man styringsmetoderne op mod hinanden kommer resultatet til at se ud som i Tabel 8-1. COP, målt Korrigeret COP COP, teo COP i forhold til frekvensregulering ON/OFF-forhold Frekvensregulering (41Hz): 1,75 1,75 2,54 1,00 - ON/OFF 62,4 Hz 1,57 1,64 2,38 0,94 2,72 ON/OFF 84,2 Hz: 1,38 1,61 2,33 0,92 1,5 Tabel 8-1: Sammenhæng mellem COP i de 3 forsøg, værdierne er hentet ud fra data i Bilag M. Ud fra de tre forsøg ser det ud til at COP bliver dårligere, hvis man anvender en ON/OFF-styring. Jo større kompressorkapaciteten er i forhold til belastningen på fordamperen jo dårligere COP. Det betyder at hvis man fjerner frekvensomformeren, så bliver køleanlægget dyrere i drift. Dog bliver man nødt til at kortlægge årsagen til den dårligere COP, da det kan være at denne årsag ikke kan undgås ved forbrugeren og derfor alligevel ender op med en dårligere COP, selvom man har frekvensomformer på. Figur 8-5 og Figur 8-6 viser sammenhængen mellem sugetryk og COP over en enkelt periode, hvor kompressoren er tændt. Sugetrykket er den parameter som vil ændre sig ved de to styringsmetoder, derfor holdes den oppe mod COP i det følgende. COP ved pump-down 62,4 Hz 2 0 1,8 1,6-5 1,4 1,2 1 0,8 0,6 0,4 0, COP COP, frekvens Sugetryk Sugetryk, frekvens Målingsnummer -25 Figur 8-5: Ovenstående kurver viser sammenhængen mellem sugetryk og COP ved et nedkølings- og pump-down forløb. Som reference er den gennemsnitlige COP og sugetryk for den frekvensregulerede styringsmetode også tegnet ind. Den viste COP er korrigeret for dårligere COP ved frekvenser over 60 Hz og dårligere COP gennem frekvensomformeren, som ikke vil være der når man bruger ON/OFF-styring. Dataene til kurverne kommer fra bilag J. Side 28 af 52

29 COP Sugetryk [ C] Dennis Christensen V COP ved pumpdown 84,2 Hz 2 0 1,8 1,6-5 1,4 1,2 1 0,8 0,6 0,4 0, COP COP, frekvens Sugetryk Sugetryk, frekvens Målingsnummer -25 Figur 8-6: Ovenstående viser samme forløb som på Figur 8-5, men kompressorkapaciteten er gjort større, der er også her korrigeret for den dårligere COP når kompressoren kører ved frekvenser over 60 Hz og den dårligere COP som fremkommer når målingen er foretaget med frekvensomformer. Dataene til kurverne kommer fra bilag O. Ud fra de to figurer kan man se at ON/OFF-styringen og en større kompressor vil gøre flere ting set i forhold til COP. 1. Ud fra Figur 8-5 og Figur 8-6 kan man se, at COP på et tidspunkt falder drastisk, dette er når AKVventilen lukker og pump-down perioden går igang. COP falder fordi sugetrykket i denne periode falder, hvorved trykforskellen mellem gaskøler og fordamper forøges. Når denne forskel forøges falder den isentropiske og volumetriske virkningsgrad, heraf følger at COP bliver dårligere. 2. Øges kompressorkapaciteten vil sugetrykket i fordamperen falde yderligere under hele nedkølingsforløbet, se Figur 8-6 og Figur 8-5. Når sugetrykket falder, falder fordamperens temperatur også. Herved får man en større temperaturdifferens mellem luftens temperatur i kølerummet og fordampertemperaturen. Det er denne større temperaturdifferens, som gør, at man får en større overført effekt, hvorved tiden for samme køleproces forkortes. Konsekvensen af den lavere fordampertemperatur er også, som ovenover beskrevet, dårligere virkningsgrader på kompressoren. En større kompressor gør at sugetrykket sænkes, lavere sugetryk betyder større trykdifferens mellem kompressor og gaskøler og vil altså sænke COP. 3. En faktor som man ikke kan se på Figur 8-5 og Figur 8-6 er at man får noget kuldeydelse gratis. Når AKV-ventilen i kølerummet åbner for kølemiddelflowet, vil det være trykforskellen mellem MTrecieveren og fordamperen, som driver kølemidlet. Kompressoren slukker når sugetrykket er -18 C Side 29 af 52

30 og starter igen når trykket er -8 C. Trykforskellen mellem MT-reciever og fordamper ved start er den man opbygger, når man laver en pump-down. Da kompressoren ikke optager nogen effekt i dette tidsrum, kan man ikke beregne en COP, for det tidspunkt hvor målingen tages. Den er dog medregnet i den gennemsnitlige COP, da jeg her kan udregne hvor meget energi fordamperen i alt har optaget og hvor meget energi kompressoren i alt har brugt i forsøgsperioden. Den gratis kuldeydelse er dog en dårlig investering pga. kompressoren kommer til at arbejde ved dårligere virkningsgrader, når sugetrykket sænkes, som beskrevet i punkt 1. Opsummeret så gør springet til ON/OFF-styringen at man vil få pump-down perioder, disse forringer COP. Jo større kompressoroverskud man har i forhold til sin belastning, jo hurtigere vil nedkølingsforløbene gå, de hurtigere nedkølingsforløb medfører at COP forringes pga. lavere sugetryk. I Tabel 8-1 er belastningsgraden beregnet som et ON/OFF-forhold, hvis man skal sige noget generelt om den tendens der viser sig i Tabel 8-1, så er det, at ved faldende belastningsgrad er COP faldende ved ON/OFF-styring. Teorien passer sammen med det observerede. Det vil have indflydelse på begge styringsmetoder hvordan belastningen på køleanlægget varierer i løbet af året Anlægsdimensioneringens betydning for COP Når man dimensionerer et køleanlæg til Danmark, dimensionerer man det til årets varmeste dag, man siger typisk at anlægget skal kunne levere en bestemt kuldeydelse ved en omgivelsestemperatur på 32 C. Når et kondenseringsaggregat er udstyret med frekvensomformer opgiver man den maksimale kuldeydelse, i Advansors tilfælde betyder det kuldeydelsen ved 87 Hz. COP bliver dårligere i det øjeblik, man kører over 60 Hz. Er kondenseringsaggregatet udstyret med en pressostat opgiver man kuldeydelsen ved 50 Hz, man korrigerer ikke for et ønsket kompressoroverskud. COP er god, hvis belastningen på køleanlægget er sådan at kompressoren kører hele tiden. Begynder man at få pump-downs og kompressoroverskud falder COP. Det betyder at kondenseringsaggregater med frekvensomformer får bedre COP, når belastningen bliver mindre i forhold til det anlægget er dimensioneret til. Kondenseringsaggregater med en pressostat til styring af kompressoren får dårligere COP, når belastningen falder i forhold til det anlægget er dimensioneret til Belastningens betydning for COP I små bygninger som f.eks. tankstationer, hvor man finder kondenseringsaggregater, som dette projekt omhandler, vil luften inde i tankstationen have nogenlunde samme fugtindhold som luften udenfor tankstationen. Luften i tankstationen skiftes enten af et ventilationsanlæg eller af den regelmæssige strøm af kunder som passerer ud og ind af tankstationen. Hvis der ikke er mekaniske tiltag, som øger luftfugtigheden i stationen vil luftfugtigheden gennem året inde i tankstationen følge udeluftens luftfugtighed. Belastningen på køleanlægget vil derfor variere, fordi fugtindholdet i luften vil variere i løbet af året. Om vinteren indeholder luften mindre vanddamp i forhold til om sommeren, det betyder at mindre vanddamp kondenserer og derfor belastes anlægget mindre. Side 30 af 52

31 Temperatur [ C] Dennis Christensen V Når et køleanlæg belastes mindre svarer det til at kompressoren får mere kapacitet. Køleanlægget vil derfor opføre sig, som det er observeret i forsøg 2 og 3. Om vinteren får man kortere nedkølingstider i forhold til om sommeren, fordi anlægget om vinteren belastes mindre. For senere at kunne bruge disse betragtninger i en forbrugeranalyse, beregnes i følgende afsnit hvad en større kompressorkapacitet gør for nedkølingstiden. 8.5 Analyse af de forskellige styringsmetoders bidrag til nedkølingstid Figur 8-7 viser virkningen af de to styringsmetoder på rumtemperaturen. ON/OFF-styringen gør at temperaturen i kølerummet varierer. Jo mere kompressorkapacitet man har til rådighed, jo hurtigere er kompressoren om sænke temperaturen i kølerummet. 8 Rumtemperatur i kølerum Frekvensregulering ON/OFF 1,5 gange kontroltest kapacitet ON/OFF 2 gange kontroltest kapacitet 0 Målingsnummer med 10 sekunders interval Figur 8-7: Diagram fremstillet ud fra rumtemperaturen målt i de 3 forsøg, måledata kan ses i bilag zz,xx,cc. På Figur 8-8 sammenlignes et enkelt nedkølingsforløb ved to forskellige frekvenser ved ON/OFF-styring. Side 31 af 52

32 Figur 8-8: Sammenligning af ON/OFF-forsøg med forskellige kompressor overskud. Det man kan se er, at en større afgivet effekt gør nedkølingsforløbet hurtigere. Tiden som går til Pumpdown er ikke medregnet i nedkølingsforløbet, som man kan se på Figur 8-8. Regner man lidt på det, kan man se forholdet mellem en øget effekt og hurtigere nedkøling. Ligning 8-1: Effekten stiger fra forsøg 1 til forsøg 2 med 13 %. Ligning 8-2: Nedkølingstiden mellem forsøg 1 og forsøg 2 falder med 30 %. En effektforøgelse på 13 % får altså nedkølingsforløbet til at falde med 30 %. Grunden til dette skæve forhold er, at effekttabene (Varmetab gennem vægge og loft, luftskifte, lys- og ventilatoreffekt) er konstante. Derfor går effektstigningen direkte til nedkøling af den varme luft i rummet, energien som her skal fjernes er også konstant. Ud fra de to forsøg, kan man beregne de konstante tab og energimængden der skal bruges til at køle luften fra 6,6 C til 4 C (Figur 8-7). Ligning 8-3: Sammenhæng mellem den optagede effekt i kølemidlet, effekttabene og den kølede luft. Ligning 8-4: Ved 100 % optaget effekt køles rummet på tiden 1. Side 32 af 52

33 Ligning 8-5: Ved en stigning til 113 % optaget effekt køles rummet på tiden 0,7. Ligning 8-4 og Ligning 8-5 bruges til at finde hvor meget effekt der er gået til at dække de konstante tab og hvor meget energi der skal til at køle luften. Det er to ligninger med to ubekendte, som kan beregnes til: Ligning 8-6: Forholdstal mellem de to forsøg. Ligning 8-7: Balance for forsøget, hvor kompressoren kører 62,4 Hz. Ligning 8-8: Balance for forsøget, hvor kompressoren kører 84,2 Hz. Ligning 8-7 og Ligning 8-8 viser den gennemsnitlige effektbalance i de to ON/OFF-forsøg. Energimængderne (Q luft ) er ikke helt ens pga. afrundinger. Kigger man på forsøget, hvor man bruger en frekvensomformer, som styringsmetode, ligger den konstante optagede effekt i kølemiddelet på ca kw (bilag G). Det er relativt tæt på det beregnede i Ligning 8-7 og Ligning 8-8. En grund til at de beregnede tab er mindre end det tab, som den frekvensregulerede udgave fjerner, efter temperaturen har nået 5 C i rummet, er måske pga. at varmetabet gennem rummets vægge og loft vil variere med rumtemperaturen. Man kan se hvordan rumtemperaturen varierer på Figur 8-7. Side 33 af 52

34 0:25:06 1:01:46 1:50:06 2:40:06 3:33:26 4:33:26 5:16:46 6:58:26 7:53:26 8:51:46 9:48:26 10:26:46 11:03:26 12:48:26 13:36:46 14:25:06 15:06:46 15:45:06 16:33:26 18:41:46 19:35:06 20:21:46 20:58:26 21:50:06 22:51:46 ON/OFF -tid [hh:mm:ss] Dennis Christensen V Analyse af forbrugerens kuldebehov For helt præcist at kunne svare på om investeringen i frekvensomformeren er rentabel, må man også kigge på en typisk bruger af kondenseringsaggregater. Tidligere har en praktikant målt strømoptaget på en Danfoss Optyma Unit på en tankstation i Risskov i Aarhus. Logningen foregik over 4 dage i februar Amperemeteret har logget effekten med intervaller på 1 min og 40 sekunder. Se bilag Q for hans måledata, min egen redigering af disse måledata kan ses i bilag R. Køleanlægget er opbygget som på Figur 5-2. Kondenseringsaggregatet er koblet til en kølereol som står i butikken. Belastning af kompressor på 7/11 (søndag den 5. februar 2012) 00:26:40 00:23:20 00:20:00 00:16:40 00:13:20 00:10:00 00:06:40 00:03:20 00:00:00 Klokkeslæt [hh:mm:ss] Kompressor ON Kompressor OFF Figur 9-1: Belastning af Danfoss Optyma Unit på en 7/11 butik i Aarhus søndag den 5. februar Min egen efterbehandling af de måledata den tidligere praktikant havde logget, kan ses i bilag R, det er disse data diagrammet er fremstillet ud fra. Belastningen for de 4 dage, hvor der blev logget, kan ses i også ses i bilag R. Figur 9-1 viser hvor hårdt kompressoren i kondenseringsaggregatet på taget af tankstationen i Risskov er belastet. Kompressoren slår i gang når trykket i fordamperen bliver for højt og stopper igen når det er lavt nok (pressostatstyring). De blå søjler viser hvor lang tid kompressoren er om at trække temperaturen i kølereolen ned fra maksimum temperatur til minimum temperatur. De røde søjler viser hvor lang tid der går, før luften i kølereolen er varm nok til åbne for termostaten i kølereolen. De røde søjler, som går ud af diagrammet viser afrimningsperioder, som varer omtrent én time. Man kan se at kompressoren er nogenlunde lige lang tid om at sænke temperaturen i kølereolen i alle døgnets 24 timer. Tiden hvor kompressoren står stille varierer, jo kortere denne tid er, jo større er belastningen på anlægget. Side 34 af 52

35 Tager man den tid kompressoren kører i forhold til den tid kompressoren står stille, får man et udtryk for belastningsgraden af køleanlægget eller ON/OFF-forholdet, som i Tabel 8-1. Dette kan man gennemsnitligt regne ud for de 4 døgn, som kan ses i Tabel 9-1. Jo større tallet er, jo hårdere er køleanlægget belastet. Middelbelastningen får man ved værdien 1. (Heilmann, 2009) Belastningsgrad Belastning på køleanlæg - Februar 2012 Fredag Lørdag Søndag Mandag Over alle 4 3. februar 4. februar 5. februar 6. februar døgn Største 5,00 5,00 5,00 2,50 5,00 Mindste 0,30 0,27 0,25 0,23 0,23 Trimmet gennemsnit, 10 % 0,85 0,81 0,83 0,67 0,78 Aritmetisk Gennemsnit 0,92 0,91 0,91 0,72 0,87 Median 0,80 0,80 0,67 0,54 0,67 Datamængde Tabel 9-1: Viser den gennemsnitlige belastningsgrad af køleanlægget gennem 4 døgn i på en tankstation i Risskov. På grund af, at den største værdi af belastningsgraden afviger meget fra medianen i forhold til den mindste værdi, har jeg valgt at lave et trimmet gennemsnit, hvor 5 % af de største og 5 % af de mindste værdier af datamængden sorteres fra, før gennemsnittet beregnes. En procentfordeling af datamængden kan ses i bilag Q. Gennemsnitligt for de 4 døgn er kompressoren belastet under det man vil kategorisere som middelbelastning. Målingerne er foretaget i februar, som er den måned hvor den absolutte fugtighed er lavest, se Tabel 9-2. I februar vil belastningen på køleanlægget derfor også være lavest. Tabel 9-2: Viser variationen i den absolutte luftfugtighed gennem årets løb. (Laursen, Thomsen, & Cappelen, 1999) 9.1 Vurdering af kuldebehovsændring Belastningen på fordamperen vil stige indtil juli, hvor den vil flade ud og begynde at falde indtil februar. Køleanlæggene er dimensioneret til en varm sommerdag i juli/august, derfor vil belastningsgraden være faldet når man tager målinger i februar. Som skrevet i kapitel 0, så vil et fald i belastningsgraden i forhold til det anlægget er dimensioneret til, for et kondenseringsaggregat med omdrejningsregulering betyde bedre COP og for et anlæg med ON/OFF-styring betyde dårligere COP. Når man skal beregne en kundes kuldebehov, kortlægger man først tabene og lægger det til den nødvendige ydelse, som skal til at nedkøle den mængde varer kunden ønsker. For at være sikker på at anlægget kan dække kundens behov indregner man en sikkerhedsfaktor. F.eks. omregnes den ønskede kuldeydelse, som er et gennemsnit over 24 timer, til et gennemsnit over 18 timer. (Nielsen, 2006) Vibocold bruger nogenlun- Side 35 af 52

36 de samme metode, de omregner den nødvendige kuldeydelse til 18 timer, for så er der 6 timer til afrimning. (Hansen, 2012) Ud fra de to udtalelser kan man se at det kuldebehov man vælger kondenseringsaggregat ud fra er et overdimensioneret kuldebehov, både for at være sikker på at man kan opfylde kundes behov, men også for at give plads til afrimningsintervaller, som oftest foregår ved naturlig afrimning. Det betyder igen at omdrejningsreguleringen vil have sin fordel med hensyn til en forbedret COP, når anlægget sættes i drift. Hvis man skal sige noget konkret om hvor meget man sparer på driftsøkonomien, ved at benytte en omdrejningsregulering af kompressoren frem for en ON/OFF-styring, må man analysere kuldebehovet nærmere. 9.2 Analyse af forbrugerens kuldebehov gennem året En større belastning kan forekomme, hvis en mængde varme varer fyldes i skabet. På tankstationen i Risskov udgjorde omkring 2/3 af skabets indhold læskedrikke, som kan opbevares ved stuetemperatur, men man vil foretrække kolde, denne type vare kan øge belastningen på anlægget. Den sidste 1/3 bestod af mejerivarer og pålæg, som skal have en hvis temperatur før de kan holde sig og vil være nedkølede når de ankommer til butikken, denne type vare belaster derfor ikke anlægget betragteligt. Belastninger på køleskabet udgør: Vareflow af varme varer i køleskab (variabel i løbet af døgnet og året) Fugtindholdet i luften og derved energi til luftskifte (variabel i løbet af året) Konstante tab (varme fra lys og ventilator og konvektionsvarme) Sammenhængen mellem fordamperens kuldeydelse og den overførte effekt til varerne i skabet, er som nedenstående formler viser: Ligning 9-1: Ligningen beskriver sammenhængen mellem den optagne effekt i fordamperen og den afgivne effekt til varerne i kølereolen. Effekten som aftages fra luften, har jeg delt op i to for at vise, at når luften passerer fordamperen vil en del af den afgivne effekt bruges til at danne rim og kondensvand af vanddampene i luften og en anden del til at køle luften. Kondensvandet og rimen gør ikke noget for kølingen af varerne i kølereolen. Denne effekt er dog medregnet i de efterfølgende led. I sidste led ses den som en del af det effekttab, der går til luftskiftet. Ligning 9-2: Effekt som fordamperen skal optage. Ligning 9-3: Effektformel for den transmitterede effekt. Ligning 9-4: Effekt der går til at køle luften. Ligning 9-5: Effekt brugt til dannelse af kondensvand. Side 36 af 52

37 Ligning 9-6: Energi der skal til at køle mængden af varer i kølereolen. Ligning 9-7: Effekttab Fordamperen er koldere end den cirkulerede luft i kølereolen, så den optager varme fra luften. Luften er koldere end varerne i kølereolen, så den optager varme fra varerne. Hvor meget varme der bliver overført afhænger af den transmitterede effekt. 1. Hvis kompressoren kan fjerne mere damp end der produceres i fordamperen begynder trykket i fordamperen at falde. Når trykket falder, vil fordampningstemperaturen også falde. Dette medfører større LMTD, hvorved der overføres en større effekt. Denne større overførte effekt medfører en større overhedning af kølemidlet. Når overhedningen stiger, åbner den termostatiske ekspansionsventil for mere kølemiddel til fordamperen. På et tidspunkt balancerer den mængde kølemiddeldamp kompressoren fjerner med den mængde kølemiddeldamp der dannes i fordamperen. En konsekvens af et faldende fordampertryk er at kompressorens volumetriske virkningsgrad falder og densiteten for kølemidlet stiger. Begge faktorer resulterer i en dæmpning af trykfaldet i fordamperen. Belastningen bestemmer ved hvilken temperatur fordamperen vil balancere sin fordampningstemperatur. 2. Hvis kompressoren ikke kan fjerne den mængde damp, som bliver dannet af belastningen på fordamperen, vil trykket i fordamperen begynde at stige, hvorved LMTD bliver dårligere og der overføres mindre effekt. Ekspansionsventilen mindsker masseflowet af kølemiddel, anlægget balancerer når kompressoren igen kan fjerne den dannede mængde kølemiddeldamp. Når trykket stiger bliver den volumetriske virkningsgrad bedre og densiteten på kølemiddeldampene falder, herved kan kompressoren flytte mere kølemiddeldamp, hvilket dæmper trykstigningen i fordamperen. Punkt 1, er situationen hvis belastningen på fordamperen falder. Det medfører kortere intervaller, hvor kompressoren kører. Både fordi belastningen er mindre, men en naturlig forstærkning forekommer også ved at kompressoroverskuddet bruges til at øge den transmitterede effekt, så nedkølingen foregår hurtigere. Punkt 2, er situationen hvis belastningen på fordamperen stiger. Her vil kompressoren kører i længere intervaller, da belastningen er større og den varmetransmitterende effekt er mindre pga. lavere LMTD. Når man dimensionerer et køleanlæg vælger man et kondenseringsaggregat, som passer nogenlunde til kuldebehovet (Hansen, 2012). Ønsker man at varerne er 5 C, indstilles termostaten i kølereolen til at åbne for kølemidlet ved 4 C og lukke igen ved 2 C. Kølekapaciteten vælges ud fra -10 C og en omgivelsestemperatur på 32 C. (Hansen, 2012) Side 37 af 52

38 9.3 Belastning på kølereol Figur 9-2 skitserer luftcirkulationen i køleanlægget. Vandindholdet i luften vil ændre sig i løbet af året, se Tabel 9-2. Det højere indhold af vanddampe i luften om sommeren vil belaste anlægget mere, fordi når vanddampene kondenserer, øger man varmegennemgangstallet, hvorved det er muligt at transmittere en større effekt fra luften til fordamperen. Figur 9-2: Principskitse som viser luftstrømningen i en kølereol. Først køles og affugtes luften gennem fordamperen. Den kølede luft køler varerne i reolen, men varmes samtidigt op. Når Luften når toppen af kølereolen, vil luften pga. af luftstrømningen og den koldere temperatur (ca. 4 C) end omgivelsesluftens temperatur søge nedad. Under denne vej ned vil luften blive infiltreret med den omkringliggende luft. Dette betyder at fugtigheden og temperaturen for den nedadgående luft (gule linjer) stiger. Til sidst passerer luften igen forbi fordamperen, hvor den køles og affugtes. For at vise hvordan luftfugtigheden i luften omkring kølereolen har indflydelse på belastningen fremstilles Figur 9-3 ud fra antagelsen, at det altid er muligt at køle luften samme temperaturforskel hele året. Antager man, at når luften har passeret varerne i kølereolen, er luften 4 C varm og har ikke optaget vand (blå linjer). Luften i kølereolen vil på dens vej ned mod fordamperen blive infiltreret med den omkringliggende luft, men maksimalt nå 8 C (gule linjer). Den omkring liggende luft vil være koldere ved gulvet end ved loftet, derfor den krumme linje, se Figur 9-3. Når luften passerer fordamperen køles den altid til -2 C. Fordamperen vil altid være -10 C. Så vil processen i et Molliers diagram se ud som på Figur 9-3. Side 38 af 52

39 Figur 9-3: Viser opvarmning og nedkølingsforløb for luften i kølereolen. Forløbet til venstre viser en dag i februar, hvor den omkringliggende luft indeholder lidt vand. Forløbet til højre viser en dag i juli, hvor den omkringliggende luft indeholder meget vand. Den absolutte fugtighed for februar og juli, svarer til dem oplyst i Tabel 9-2. De gule linjer er tegnet, som ved en blanding af to luftstrømme. Fugtindholdet i luften efter fordamperen kender jeg ikke. Jeg ved, at det ikke vil overstige en relativ fugtighed på 100 % og det vil ikke komme under en relativ fugtighed på 50 %, da dugpunktstemperaturen for luft der er -2 C og RH = 50 %, er -10 C, hvilket er fordamperens temperatur. Jeg antager at den er tættest på 50 % i februar og tættest på 100 % i juli. Det er også svært at sige ved hvilket fugtindhold luften ender med ved opblandingen (gul linje), her antager jeg at ca. 30 % af luften udskiftes, svarende til en blanding med den omkringliggende luft på 30 %. Man kan se at entalpi-forskellen, for den luft der skal køles (rød linje), er større når man kommer til juli, end i februar. Det vil være muligt med den samme fordamper at overføre mere effekt uden at ændre på temperaturerne, da varmegennemgangstallet bliver større når mere vanddamp fra luften kondenserer. Figur 9-3 viser at belastningen på køleanlægget vil variere i løbet af året. Figur 9-3 viser hvordan luftens vej i kølereolen ser ud lige når der åbnes for termostaten. Efterhånden som varerne i køleskabet bliver koldere, vil temperaturen på luften i toppen af køleskabet falde (< 4 C), dette vil betyde at når luften har forladt fordamperen igen, vil denne være endnu koldere (< -2 C). LMTD bliver mindre mellem luftens temperatur og fordamperens temperatur, hvorved den transmitterede effekt bliver mindre og belastningen på fordamperen mindskes. Herved falder fordampningstemperaturen indtil system igen er i balance. Dette kan også ses på Figur 8-5 og Figur 8-6. Yderligere er Figur 9-3 en simplificering i forhold til hvad der reelt ville ske, fordi den ikke tager hensyn til den lavere fordampningstemperatur man vil opnå i februar, pga. den lavere belastning. Ud fra antagelserne som er taget til at fremstille Figur 9-3, er Tabel 9-3 fremstillet. Den viser belastningen på køleanlægget, hvis man antager at luften vil have samme indgang og afgangstemperatur hele året gennem fordamperen. Side 39 af 52

40 Abs. Fugtighed Tind g/m3 g/kg [ C] Tud [ C] Hind [kj/kg] Hud [kj/kg] ΔH [kj/kg] Φ [kw] Andel i forhold til februar Andel i forhold til august Jan 4,3 3, ,3 3,2 11,1 3,89 104% 77% Feb 4,2 3, ,3 3,6 10,7 3,75 100% 74% Mar 4,6 3, ,8 3,8 11 3,85 103% 76% Apr 5,4 4, ,6 3,7 11,9 4,17 111% 82% Maj 7,1 5, ,5 4,5 13 4,55 121% 90% Jun 9,2 7, ,5 5,1 13,4 4,69 125% 92% Jul 10,2 8, ,5 5 14,5 5,08 136% 100% Aug 10,2 8, ,5 5 14,5 5,08 136% 100% Sep 9,1 7, ,3 4,9 13,4 4,69 125% 92% Okt 7,7 6, ,1 5 12,1 4,24 113% 83% Nov 5,9 4, ,3 11,7 4,10 109% 81% Dec 4,8 4, ,9 4 10,9 3,82 102% 75% Gennemsnit: 4,32 115% Tabel 9-3: Viser stigningen i belastningen på fordamperen ud fra den antagelse at luften der passerer fordamperen har samme temperaturfald hele året rundt. Densitet på luft ved 20 C er fundet til 1,88 kg/m 3 (Lauritsen, Gundtoft, & Eriksen, 2007) og masseflowet af luft er sat til 0,35 kg/s. Se evt. bilag Q. Det som først blev antaget i molliers diagram på Figur 9-3 er ikke korrekt, det skal kun bruges til at vise at luftfugtigheden spiller en stor rolle for belastningen på fordamperen. Hvis fordamperen belastes mindre i februar end det anlægget er dimensioneret til, så vil fordampningstemperaturen falde, som beskrevet tidligere, hermed stiger LMTD indtil anlægget igen er i balance. Nedenstående eksempel skal vise hvordan anlægget muligvis vil indstille sig i balance om vinteren sammenlignet med om sommeren. Figur 9-4: Om sommeren har man højere temperaturer udenfor, derfor får man en højere kondenseringstemperatur, hvilket sænker anlæggets ydeevne og COP. Om vinteren falder kondenseringstrykket, til det tryk som hastighedsregulatoren på blæseren på kondensatoren er sat til at holde. Side 40 af 52

41 Hvis sugetrykket falder som vist på Figur 9-4, har det følgende betydning for den optagede effekt i fordamperen. Densitet for kølemidlet stiger med 22 %, stiger denne med 22 % betyder det et fald i masseflowet på 18 %. Entalpi-forskellen i fordamperen stiger med 13 %, pga. af lavere kondenseringstryk i februar. Ligning 9-8: Forhold mellem overført effekt i februar sammenlignet med august pga. mindre belastning. Ved denne balance vil fordamperen kunne optage 93 % af hvad den kunne optage i august. Indtegner man den nye situation med koldere fordamper, kommer forløbet til at se ud som på Figur 9-5. Side 41 af 52

42 Figur 9-5: Viser nedkølingsforløbet når køleanlægget har indstillet sig i balancepunktet om vinteren. Temperaturerne er antagede værdier og vil måske ikke se helt sådan ud i virkeligheden. Ovenstående betragtninger skal bruges til at vise princippet i køleanlæggets dynamik, når det udsættes for forskellige belastninger. Betragter man Figur 9-5, kan man sige følgende omkring effektfordelingen til kondensering og køling af luft i februar og august. Ligning 9-9: Værdien for fordampningsvarmen er fundet i tabel 10.12a i termodynamikbogen (Lauritsen, Gundtoft, & Eriksen, 2007) ved 6,98 C og 0,01 bar. Ligning 9-10: Beregning af den aftagne effekt fra luften gennem fordamperen. Effekten aftaget fra luften i februar burde være mindre, som beregnet i Ligning 9-8. Ligning 9-11: Viser hvilke elementer der udgør konstante tab (Effekterne) og den energimængde der skal fjernes fra varerne. Hvor meget kortere nedkølingstiden for varerne vil være i februar i forhold til august afhænger af hvor stor en del af effekten bruges til køling af varerne i august. Ligning 8-6 som viser forholdet på Advansor testanlæg, viste at 30 % gik til nedkøling af varer og 70 % til tab ved et ON/OFF-forhold på 2,72. Advansors kølerum er praktisk talt ikke isoleret og vil derfor have et stort varmetab gennem vægge og loft. Man kan nok forvente at % af kuldeydelsen går til at fjerne energi fra varerne i august. Antager man at 50 % af kuldeydelsen går til at fjerne energi fra varerne, resten går til konstante tab og at fordamperen i februar optager 90 % af effekten den optager i august, Ligning 9-8. Så vil man se følgende stigning i effekten der går til at køle varerne i køleskabet i februar. Side 42 af 52

43 Ligning 9-12: viser stigningen i kuldeydelsen til at fjerne energi fra varerne i reolen. Det antages at i august går 50 % af den samlede kuldeydelse til at køle varerne. Dette gør at kuldeydelsen til køling af varer i februar vil vokse med 12 %. Udover at man i de koldere måneder opnår en større overført effekt på varerne pga. en reduktion i de konstante tab, kan man forestille sig at der ikke aftages så mange læskedrikke i denne periode. Kølereolen indeholder som sagt 2/3 læskedrikke. På Danmarks statistik kan man finde opgørelser for fremstilling af læskedrikke i Danmark. Tabel 9-4: Viser virksomheders salg af fremstillede læskedrikke gennem årets 4 kvartaler. Tallene er fra Danmarks Statistik. (DST) Salg [mio. kr.] %-andel i forhold til 3. kvarter Januar, februar, marts ,7% April, maj, juni ,8% Juli, august, september ,0% Oktober, november, december ,1% Tabel 9-5: Viser andelen af salget af læskedrikke gennem årets 4 kvartaler i forhold til 3. kvartal. Antager man at flowet af varer i kølereolen på tankstationen i Risskov følger salget af læskedrikke fra producenter, kan man udtrykke det mindre salg i de kolde måneder, som at der skal fjernes en mindre mængde energi fra varerne i kølereolen. Tid,august = Tid,februar = %-fald = = 27 % Man kan se hvordan flere faktorer som en mindre mængde udskiftede varer i de kolde måneder til at en større del af de konstante tab går til at fjerne energien fra denne mængde varer gør at nedkølingstiden i februar falder med 27 % i forhold til i august, hvilket derfor betyder kortere perioder hvor kompressoren er tændt og dermed dårligere COP. Det er svært at sige præcist hvordan køleanlægget vil indstille sig i balance gennem året, pointen er at om vinteren går en mindre andel til tab, herved falder fordampningstemperaturen, så en større effekt kan overføres. Den større effekt brugs endda på en mindre energimængde, hvilket sænker nedkølingstiden yderligere. Side 43 af 52