Evaluering af driftsstrategier for transkritiske CO 2 køleanlæg. Master Thesis

Transkript

1 Evaluering af driftsstrategier for transkritiske CO 2 køleanlæg Master Thesis MEK-TES-EP August 2010

2 COP English Summary A new control strategy for transcritical operation of CO 2 refrigeration systems has been developed. The proposed regulation will be able to improve the system COP by 5 to 15%, depending on system characteristics. A mathematical model of a CO 2 system has been developed and used to simulate different system conditions and calculate system performance. The control philosophy is to increase the gas cooler pressure, and pay a small price on compressor power, and lower the fan speed, to reap a larger energy saving. Simulations have shown that it will be possible to improve plant performance even on existing plants, as long as the compressors can be controlled e.g. by frequency control. The control can reduce the energy consumption significantly, especially at partload operation. Furthermore, a test plant has been designed and built to test and validate the mathematical simulation results. Due to equipment failure; the required tests have not been conducted as extensively as initially planned. The test plant is designed and instrumentet to facilitate easy and detailed measurements of system parameters and gas cooler performance. Control of the fans of a transcritical CO 2 system has not previously been included into modelling because of an assumption that the fan power was insignificant compared to the compressor power[2]. The detailed studies and calculations done in this project have proven this assumption to be wrong. 2,1 2 1,9 1,8 1,7 1,6 1,5 1,4 1,3 1,2 30% 50% 70% 90% 110% Q_e 28c 30c 34c p2-reg 28 p2-reg 30 p2-reg 34 28C ny-reg 30C ny-reg 34C ny-reg Figur 0.1: System COP as a function of cooling load. Optimum found is plotted at different temperatures. Also plots of the proposed control (ny-reg) and the control regulation (p2-reg) are plotted at different temperatures. Figure from section 8. Side a

3 COP Dansk Sammenfatning I projektet er der blevet udviklet en ny reguleringsalgoritme for regulering af et transkritiske CO 2 -anlæg. Den nye regulering vil kunne medføre forbedring af COP fra 5 til 10%, afhængigt af hvordan systemet er opbygget mht. reguleringsmuligheder. Der er udviklet et matematisk model, som er blevet brugt til simuleringer og analyser omkring et transkritisk anlæg, for at undersøge anlæggets drift under forskellige driftsbetingelser. Den nye reguleringfilosofi går ud på at hæve trykket en smule, og acceptere end højere kompressorydelse, men samtidig sænke blæsernes hastighed, for derved at spare mere energi. Simuleringer har vist at det vil være muligt at spare energi selv på eksisterende anlæg, så længe det er muligt at regulere anlæggets ydelse, f.eks. ved frekvensstyring. Den nye regulering kan reducere energiforbruget signifikant, især ved dellast stituationer. Udover dette er der gennem projektet designet og bygget en forsøgsstand for at kunne validere de matematiske simuleringer. P.g.a. Komponentfejl har det ikke været muligt at gennemføre de ønskede forsøg på forsøgsstanden. Forsøgsstanden er designet og instrumenteret således at det vil være muligt at foretage detaljerede forsøg og logge resultaterne. Blæserregulering for blæserne på et transkritisk CO 2 -anlæg har ikke tidligere være inddraget i simuleringer for anlægsydelse. De fleste tidligere analyser[2] har lavet den antagelse, at blæsernes effekt er så lille at den kan negligeernes. Dette projekts detaljerede simuleringer og analyser har vist at denne antagelse er forkert, da der er realiseret besparelser helt op til 15% i nogle situationer. 2,1 2 1,9 1,8 1,7 1,6 1,5 1,4 1,3 1,2 30% 50% 70% 90% 110% Q_e 28c 30c 34c p2-reg 28 p2-reg 30 p2-reg 34 28C ny-reg 30C ny-reg 34C ny-reg Figur 0.2: Den højeste identificerede system COP, som en funktion af anlæggets kølelast ved forskellige udetemperaturer. Plottet er også resultatet med den foreslåede regulering (ny-reg) og med den eksisterende regulering (p2-reg). Figuren er fra afsnit 8. Side b

4 Forord Denne rapport er skrevet som afsluttende Master Projekt på civil-maskin ingeniøruddannelsen på Danmarks Tekniske Universitet (DTU) i Kgs. Lyngby i foråret Rapporten er afrapportering efter 6 mdrs. praktisk og teoretisk arbejde udført på DTU. Testopstillingen er opbygget af forfatterne, med støtte fra værkstedet i 412 i det omfang værkstedets kvalifikationer og erfaring tillod. Hoveddelen af rapporten er holdt til et absolut minimum med hensyn til detaljeringsgrad for andet end projektets resultater. Detaljerede beskrivelser af fremgangsmåder, komponentovervejelser mm. vil være at finde i bilagene og kan læses selvstændigt for at underbygge pointer trukket frem i hoveddelen. Projektet er kulminationen af praktisk arbejde med CO 2 køleanlæg siden 2006, og studier på DTU siden Projektet er gennemført med støtte fra Dansk Køleteknisk Fond, og med støtte/vejledning fra Danfoss. Vejledere: Brian Elmegaard ([email protected]) Morten Juel Skovrup ([email protected]) Arne Jørgensen Egelund ([email protected]) Andre bidragsydere der skyldes en særlig tak: Kenneth B. Madsen, Danfoss Peter Bjerg, Danfoss Rapporten er skrevet af 2 masterstuderende: Kristian Fredslund s (kfje) [email protected] Morten Eghøj Vanggard s [email protected] Side c

5 Indhold Indhold English Summary Dansk sammenfatning Forord a b c 1 Introduktion 1 2 Indledende projektanalyse Den transkritiske køleproces Blæserne State of the art, p2-regulering Ligning for bedste gaskølertryk Begrænsninger, kølekapacitet Om reguleringen De afledte spørgsmål Projektformål Projektplan Opgaveprioritering Design og konstruktion af anlæg Design og simulering i EES Test og validering af matematisk model Detaljeret tidsplan Matematisk Model Strategi Filosofi Vigtige antagelser Løsningsproces UA-værdi for dimensioneringsparametre Simuleringsresultatet, 83bar, 30 C Simuleringsresultatet II Evaluering af antagelser for simuleringer Verificering modellen Opsummering af matematisk model Side d

6 Indhold 5 Designkriterier for testopstilling Anlægsopbygning Gaskøler Muligheder for simulering af drift Måleudstyr Forsøgsanlæg Forsøgsoversigt 17 7 Analyseresultater Resultater med indledende antagelser Varierende kølelast Varierende udetemperatur Optimal blæserhastighed og gaskølertryk Temperaturforskel (dt) ved størst COP Den potentielle besparelse Resultater med lineært strømforbrug Resultater med ændret dimensioneringstilstand (mindre gaskøler) Potentiel besparelse Realisering af den potentielle besparelse (algoritme) Temperaturforskel til omgivelser Blæserhastighed Gaskølertryk Reguleringsbetragtninger Afkobling af regulering Reguleringsfilosofi Reguleringsfilosofi Regulering af gaskølertryk Regulering af blæserhastighed (a) Regulering af blæserhastighed (b) Regulering af blæserhastighed (c) Reguleringsfilosofi Realiserede besparelser Realisering 2a, 2b 0g Realisering Den opnåede forbedring Standardbetingelserne (blæserfunktion=potens) (forkortet pot diff ) Anderledes funktion for η is (forkortet is diff ) Side e

7 Indhold Lineær blæser-strømforbrugs-karakteristik (forkortet lin diff ) Fast isentropvikningsgrad på 0,65 (forkortet is65 diff ) Danfossregulering (forkortet df reg) Konklusion Efterskrift Videre arbejde Hændelser ifbm. konstruering af testanlæg Værkstedssamarbejde Renovering af og adgang til kølehal Regulatorproblemer Kompressorhavari Ferie Appendices 1 Figurliste 1 Tabelliste 6 Symbolliste 7 A Matematisk Model, Detaljer 11 A.1 Detaljeret reguleringsfilosofi A.1.1 Metode 1, fast massestrøm A.1.2 Metode 2, fast køleydelse A.2 Løsningsproces A.2.1 Udregn UA-værdi for dimensioneringsparametre (1) A.2.2 Udregn kølekreds (2) A.2.3 Udregn påkrævet UA-værdi (4) A.2.4 Sammenlign udregnet UA værdi med dimensioneret UA værdi. (5) A.2.5 Udregn system COP (6) A.3 Indledningsvise resultater A.3.1 Dimensionerende UA værdi A.3.2 Tryk, COP simulering B Indflydelse af designparametre 20 B.1 Dimensionerende omgivelsestemperatur B.2 Temperaturforskel på gasafgang og omgivelser B.3 Gaskølertryk Side f

8 Indhold B.4 Nominel køleydelse B.5 Fordampningstemperatur B.6 Forhold mellem strømforbrug og varmeovergangstal B.7 Blæsernes nominelle strømforbrug B.8 Kompressorens isentropvirkningsgrad B.9 Vurdering af modellens følsomhed B.9.1 Trykket i gaskøleren (p 2 ) B.9.2 Omgivelsestemperaturen B.9.3 Den dimensionerende T B.10 Argumentation for de valgte designparametre C Simuleringsresultater I (Veksler) 29 C.1 Temperaturforløbet, 83bar, 30 C C.2 Temperaturforløbet, 87bar, 30 C D Simuleringsresultater II (COP) 31 D.1 Avanceret simulering D.1.1 Opbygning af simuleringsrutine i EES D.2 Simulering med varierende køleydelse D.2.1 COP D.2.2 Blæserhastighed D.2.3 Optimalt Gaskølertryk D.3 Varierende formel for isentropisk virkningsgrad D.4 Opsummering af matematisk model E Test I (Vekslertest) 39 E.1 Testplanlæging F Test II, Blæserkarakteristik 41 F.1 Energiforbrug F.2 Luftmængde F.2.1 Blæs igennem blæseren F.2.2 Sug igennem blæseren F.2.3 Udregning af gennemsnitlig lufthastighed G Test III (UA-værdi karakteristik) 46 G.1 Variation af frekvens/areal H Test IV (Implementering af nyt driftspunkt) 47 H.1 Frekvensstyring Side g

9 Indhold H.2 Driftspunkter I EES - Matematisk model 48 J EES - Varmeveksler model 55 K Forsøgsanlæg 60 K.1 Gaskølerdimensionering K.1.1 Varme gennemgang for cylindriske vægge K.1.2 Beregning af varme overgang for vandsiden K.1.3 Beregning af varmeovergang for transkritisk CO 2 side K.1.4 Validering af model K.1.5 Dimensionerende tilstand K.1.6 Modelvariable K.1.7 Model resultater K.2 Anlæg K.2.1 Kompressor K.2.2 Frekvenstyring K.2.3 Olie retur K.2.4 Gaskøler - Vandkølet K.2.5 Gaskøler - Luftkølet K.2.6 Fordamper K.2.7 Samling af anlæg K.2.8 Sikkerhedsventiler K.3 Måleudstyr K.3.1 Trykmåling K.3.2 Temperatur K.3.3 Vandflow K.3.4 CO 2 -flow K.3.5 Effektmåler K.3.6 Data Labview K.4 Regulering K.4.1 Gaskølerregulering K.4.2 Mellemtryksventil K.4.3 Ekspansionsventil K.4.4 Kompressorstyring K.4.5 Manuel regulering af højtryksventil K.4.6 Reguleringstavle L Komponentoversigt for test-stand 82 Side h

10 Indhold M Inventor tegninger 84 N Konfiguration af datalogger 90 O Tidsplan 93 Side i

11 1 Introduktion 1 Introduktion Køleindustrien er, som så mange andre industrier, tvunget til fornyelse på grund af den øgede fokus på energieffektivitet og besparelser i jagten på reduktioner af drivhusgasser. Køleindustrien har et særligt ansvar da, særligt tidligere, kølemidler har haft en meget markant negativ effekt på både ozonlag og drivhuseffekt. De ozon ødelæggende CFC gasser er blevet forbudt for mange år siden, og deres afløsere, de kraftige drivhusgasser, HCFC og HFC erne er under udfasning i mange lande. I Danmark er der forbud mod nye anlæg med over 10kg fyldning med denne type kølemiddel, sammen med en kølemiddelpris (incl. afgift) på næsten 1000 kr/kg er det et kraftigt signal fra myndighedernes side om at den type anlæg ikke er velsete længere. Traditionelt set har supermarkeder været nogle af de værste syndere indenfor lækager med kølemiddel, supermakedskøleanlæggene er traditionelt store vidtstrakte systemer med mange samlinger og stor fyldning, op til flere tons for amerikanske supermarkeder og op til flere hundrede kg i Danmark. Sammen med et stor årligt strømforbrug og årlige lækage-rater på op til 30% af fyldningen for gamle anlæg (nye på ca %), har denne type anlæg en stor miliømæssig påvirkning. En af mulighederne ved denne udvikling, er et skift til naturlige kølemidler, heriblandt CO 2. CO 2 har dog nogle termofysiske egenskaber, der stiller specielle krav til anlæggets opbygning og styring. Da det kritiske punkt ligger på 31 C vil anlægget skulle operere i transkritisk drift en del af året (en stor del i nogle lande), og da det kritiske tryk er på ca. 73bar, skal anlægget også dimensioneres til meget høje tryk. Til gengæld er CO 2 at finde i luften, og lækager har derfor ikke den store betydning for miliøet. CO 2 er også et biprodukt fra mange industrielle processer, og er derfor også billigt og tilgængeligt. Transkritiske CO 2 anlæg er ved at få en renæssance, og der er i dag installeret over 100 anlæg rundt i landet. Transkriske anlæg lider dog under, at effektiviteten ikke er på højde med de traditionelle løsninger ved meget varme udetemperaturer, dette hindrer anlæggenes udbredelse længere sydpå i Europa. Da de transkritiske anlæg ikke har samme lange optimeringsperiode bag sig som de traditionelle løsninger, er der til stadighed nye løsninger der gør anlæggene mere og mere konkurrencedygtige, i subkritisk drift, ved udetemperaturer under ca. 10 C er anlæggene i dag de traditionelle anlæg overlegne mht. effektivitet. Ved overfladiske studier har det vist sig at det måske vil være muligt at reducere transkritiske CO 2 anlægs samlede strømforbrug under transkritisk drift, ved at tilrettelægge en blæserstyring koblet sammen med en ny højtryksstyring. Dette er baggrunden for dette projekt og denne rapport. Side 1

12 2 Indledende projektanalyse 2 Indledende projektanalyse 2.1 Den transkritiske køleproces Transkritiske køleanlæg adskiller sig fra traditionelle kondenserende køleanlæg ved, at der ikke foregår et faseskift der hvor varmen afgives. På figur 2.1 kan man se at den øverste linie for kredsprocessen ligger File:simple.v7.EES :38:03 Page 1 ovenfor det kritiske punkt. EES Dette Ver : betyder #0780: at Department der ikke of Energy længere Engineering, er entech. faste Univ. temperatur of Denmark som er givet af trykket. P [bar] C 40 C 3-5 C 4 R744 0,2 0,4 0,6 0,8 100 C 30 C 20 C h [kj/kg] -1-0,9-0,8 2-0,7-0,6 kj/kg-k Design specifications (UA value) t air;d =30 [c] dt air;d =15 [c] t3 d =33 [C] n fan;d =1850 [ ] p1 d =30,46 [bar] p2 d =83 [bar] Q gc;d =23,55 [KJ/s] Q c;d =15 [KJ/s] sc = 3 [c] sh = 3 [c] fan d =0,03 W fan;d =0,7066 [KJ/s] W c;d =8,554 [KJ/s] Figur 2.1: En transkritisk CO 2 køleproces indtegnet på et h-log(p) diagram. Værdier ved de forskellige punkter er vist på figur 1 På tabel 1 er kredsprocessens termofysiske data opskrevet for kredsprocessen på figur 2.1. t p h [c] [bar] [kj/kg] ,5-68, , , , ,5-225,8 Tabel 1: Tabel med stofværdier til figur 2.1. t=temperatur, p=tryk, h=enthalpi. Side 2

13 2 Indledende projektanalyse 2.2 Blæserne Kondensatoren/gaskølerens blæsere skifter, i transkritisk tilstand, traditionelt til at køre med fuld kraft. Ved subkritisk drift styres blæserne konventionelt efter at fastholde en kondenseringstemperatur ud fra en omgivelsestemperatur. I traditionelle analyser[2] antages det at blæsernes strømforbrug er insignifikant i forhold til kompressorens effekt. Dette er ikke nødvendigvis helt korrekt. 2.3 State of the art, p2-regulering Den eksisterende driftsstrategi for transkritisk drift af et CO 2 anlæg bygger på simuleringer af følgende type: En kredsproces er modelleret og COP er udregnet for forskellige afgangstemperaturer fra gaskøleren, afhængigt af et givet arbejdstryk i gaskøleren. Resultatet fra disse simuleringer er grafer som vist på figur 2.2. Da et CO 2 -anlæg under transkritisk drift ikke har en kondensering på den varme side, har anlægget en ekstra frihedsgrad i forhold til et normalt kondenserende køleanlæg, trykket i kondendenseren (gaskøleren) afhænger ikke længere af temperaturen. Denne frihedsgrad forsøges bundet vha. reguleringen, nærmere bestemt et fast gaskølertryk udfra en afgangstemperatur for gaskøleren. Som det ses på figur 2.2, findes der toppunkter for anlæggets køle-cop. Disse toppunkter er tilnærmet med en funktion der gør anlægget i stand til at regulere trykket i gaskøleren som en funktion af udgangstemperaturen fra samme. Disse toppunkter repræsenterer det punkt, hvor kølekredsen har den bedste ydelse Ligning for bedste gaskølertryk Ligningen for det optimale driftstryk er (for en kompressorproducents vedkommende) givet af ligning (2.1). P = T GC,out 1, , 882 (2.1) Begrænsninger, kølekapacitet Det er værd at nævne at denne ligning (2.1) ikke tager højde for den påkrævede kølekapacitet, men kun det mest effektive driftspunkt. Derfor er der også i reguleringen en mulighed for at øge trykket for at få en større køleydelse fra anlægget. Side 3

14 File:copmaxi.EES :59:12 Page 1 EES Ver : #0780: Department of Energy Engineering, Tech. Univ. of Denmark 2 Indledende projektanalyse COP 3,1 2,9 2,7 2,5 2,3 2,1 1,9 1,7 1,5 1,3 1,1 0, p[2] [bar] p[1]=26,5 [bar] t[1]=-4,981 [ ] eta is =0,6 [-] t3=30 t3=32 t3=34 t3=36 t3=38 t3=40 t3=42 t3=44 t3=46 t3=48 p=t3* ,822 Figur 2.2: Plot af COP for kølekreds ved forskellig afgangstemperatur fra gaskøleren. Bemærk eksisterende algoritme for p2-regulering af gaskøleren. T [1] =fordampningstemperatur, p[1]=fordampningstryk, t3 =afgangstemperatur gaskøler, se evt. figur A Om reguleringen Denne p2-regulering tager kun hensyn til effekforbruget af kompressoren for bestemmelse af systemets COP. Da graferne på figur 2.2 flader ud på toppen er det muligt at hæve trykket i gaskøleren en smule i forhold til det helt optimale tryk mht. køle-cop, uden at anlæggets køle-cop falder dramatisk. Denne trykstigning vil resultere i en anderledes temperaturkarakteristik og vil påvirke varmeovergangen i gaskøleren De afledte spørgsmål Da trykket (og dermed temperaturen) vil kunne hæves en smule uden det store effektivitetstab, vil det derfor være muligt at reducere effektforbruget af blæserne samtidig med at trykket i kompressoren hæves, dette burde kunne resultere i en samlet energibesparelse for systemet. For at undersøge dette spørgsmål, vil det være nødvendigt at lave en avanceret matematisk model, der er i stand til at inddrage indflydelsen af den reducerede varmeovergang i gaskøleren (resultatet af at ændre blæserhastighed). Da de termofysiske egenskaber for CO 2 ændrer sig dramatisk i visse områder, bliver denne matematiske model forholdsvis kompliceret og spørgsmålet kan derfor ikke umiddelbart lade sig besvare. Det er ikke muligt intuitivt at udlede hvorledes systemet vil opføre sig, især ikke da CO 2 gaskøleren har et pinchpoint, der ikke nødvendigvis ligger i den ene ende og som flyttes ved trykændringer. Side 4

15 2 Indledende projektanalyse 2.5 Projektformål Projektets formål kan opsummeres af følgende 2 ligninger: (lign. (2.2) og (2.3)) UA = UA P 2 n fan (2.2) W comp < W fan P 2 n fan (2.3) Ligning (2.2) udtrykker, at der må findes en stigning i højtryk hvor den resulterende ændring i påkrævet UA-værdi, modsvares af en reduceret UA-værdi som følge af en reduceret blæserhastighed. Ligning (2.3) forsætter og udtrykker påstanden, at stigningen af kompressoreffekt vil være mindre end reduktionen af blæsereffekt. Deraf må sluttes at det er muligt at reducere anlæggets samlede strømforbrug ved at hæve trykket og samtidig skrue ned for blæserhastigheden. Formålet der ønskes opfyldt gennem dette projekt er derfor følgende: Udarbejdelse af en algoritme hvormed den transkritiske drift styres mere energibesparende i sammenhæng med en blæserstyring. Side 5

16 3 Projektplan 3 Projektplan Projektets udgangspunkt var at der skulle løses 3 hovedopgaver: Design og simuleringer med matematisk modellering i EES. Design og opbygning af testanlæg i laboratoriet Test og validering af simuleringsresultater 3.1 Opgaveprioritering Design og konstruktion af anlæg Med baggrund i tidligere erfaringer mht. laboratoriearbejde, blev det besluttet at fokusere på design og opbygning at testanlægget i den indledende fase. Ideelt set ville det være bedst at starte med modellering og simulering, for på den måde at have de bedste forudsætninger for at designe forsøgsopstillingen til simuleringsvalidering. Tidligere erfaringer med støtteværkstedet på DTU gjorde at anlægget designudgangspunkt var, at det skulle kunne bygges, så vidt muligt, uden lodninger og tig-svejsninger, således at forfatterne i vid udstrækning kunne forestå arbejdet selv. Denne designstrategi udmøntede sig bl.a. i brug af klemringsfittings og skrueforbindelser. Selve forsøgsanlægget dimensioneres og konstrueres til brug i dette projekt. I anlægget indgår en del dele, der skal bestilles og leveres. Andre dele skal fabrikeres. For at anlægget kunne nå at blive konstrueret i løbet af projekt perioden, har det været nødvendigt at starte op med fokus på at dimensionere, og særligt opbygge en model af varmeveksleren der anvendes til bestemmelse af, størrelse af gaskøleren. Værkstedet var behjælpeligt med bestilling af diverse materialer og Danfoss var behjælpelig med flere komponenter til anlægget. Den elektriske installation af regulatorer og målerudstyr er foretaget af forfatterne selv, ligesom dimensionering og valg/bestilling af manglende elektriske komponenter Design og simulering i EES På grund af forudsete og uforudsete forsinkelser ifbm. fremstilling af prototype blev den matematiske modellering begyndt senere end planlagt. Dette har dog ikke haft den store betydning for udvikling af simuleringsmodellerne. Modelleringen er gennemført i flere iterative skridt hvor forskellige problemstillinger først er blevet identificeret løbende i processen, hvorved det har været nødvendigt at reevaluere tidlige resulater med mere avancerede modeller. Side 6

17 3 Projektplan Test og validering af matematisk model Primært på grund af komponentproblemer og mangel på praktisk køleteknisk støtte har indkøring og test af anlæg ikke kunnet sket i det omfang det var planlagt ved projektets begyndelse. Da anlægget meget sent i projektforløbet blev offer for et havari i form af en defekt kompressor, blev det ikke muligt at foretage de ønskede tests for at validere den matematiske model. 3.2 Detaljeret tidsplan Der blev ved projektets begyndelse udarbejdet en tidsplan for arbejdets forløb. Denne tidsplan er at finde i bilag O. Side 7

18 4 Matematisk Model 4 Matematisk Model Dette afsnit vil kort beskrive de overvejelser og antagelser der ligger til grund for den matematiske model og de indledende afledte simuleringsresultater. En mere detaljeret gennemgang af den matematiske model kan ses i bilag A. Den matematiske simulering er foretaget i programmet EES, Engineering Equation Solver, version 8.596, kildekoden kan ses i appendix J. 4.1 Strategi Udgangspunktet for simuleringerne er en dimensionerende tilstand, som specificerer anlæggets størrelse ud fra nogle givne parametre. Denne dimensionerende tilstand bestemmer størrelsen af kompressoren, men mere vigtigt størrelsen af veksleren, symboliseret af en arbitrær UA-værdi Filosofi Formålet med modellen er at producerer grafer for hvorledes et CO 2 anlæg kører ved forskellige driftsbetingelser. Her tænkes først og fremmest på at variere trykket i gaskøleren samt blæserhastigheden (indirekte UA ændring). Systemets totale virkningsgrad ønskes bestemt, sammen med forskellige nøgleparametre ved det specifikke driftspunkt. Modellen regnes igennem for et givet gaskølertryk og en given blæserhastighed, derefter udlæses de interessante parametre og processen regnes igen for et ændret højtryk og/eller blæserhastighed. 4.2 Vigtige antagelser Under den matematiske modellering er der gjort følgende antagelser der har betydning for hvorledes systemet modelleres og løses: Opdeling af gaskøler i sektioner hvor C p regnes konstant Blæsereffekt er funktion af frekvens/styresignal i 3. potens Varmeovergang i gaskøleren afhænger udelukkende af luftside 4.3 Løsningsproces Løsningsprocessen kan skitseres som nedenfor: 1. Udregn UA værdi for designtilstand 2. Udregn kølekreds (bl.a. virkningsgrad for kompressor) Side 8

19 4 Matematisk Model Variabel Værdi Enhed Beskrivelse t air;d 30 C Omgivelsestemperatur dt air;d 15 C Luft tilladelig opvarmning t3 d 33 C Afgangstemperatur gaskøler n fan;d 1850 o/min Omdrejningstal blæser p1 d 30,46 bar Fordampertryk (-5 C ) p2 d 83 bar Gaskølertryk Q gc;d 23,55 kw Varme afgivet i gaskøler Q c;d 15 kw Kuldeydelse sc 3 K Underkøling fan d 0,03 kw Blæserydelse faktor af Q gc;d W fan;d 0,7066 kw Blæserydelse W c;d 8,554 kw Kompressorydelse Tabel 2: Tabel med en typisk dimensioneringstilstand 3. Gæt på T GC,out 4. Udregn påkrævet UA-værdi 5. Sammenlign med 1, evt. retur til 3 6. Udregn system COP 4.4 UA-værdi for dimensioneringsparametre Udfra parametre og antagelser omkring en dimensionerende tilstand regnes en UA-værdi ud for gaskøleren. Eksempler på parametre og antagelser for en dimensionstilstand kan ses i tabel Simuleringsresultatet, 83bar, 30 C For at forstå resultaterne genereret af modellen, er det nødvendigt at forstå hvorledes modellen arbejder, i særdeleshed hvordan forløbet igennem gaskøleren udvikler sig. På figurerne 4.1(a) og 4.1(b) er forløbet afbilledet på to måder. Hvis man kigger på figuren 4.1(b), kan man ud af Q,t-diagrammet se at der for denne tilstand er et pinchpoint henimod slutningen af veksleren. Det kan også ses, at det kun er i den sidste del af veksleren at temperaturforskellen nærmer sig 0. Da veksleren er opdelt i N = 50 sektioner, er det kun få procent af den udvekslede varme, der er påvirket af dette pinchpoint. Dette kunne lede til den konklusion, at problematikken ikke var relevant for undersøgelserne i denne rapport, men den naturlige konsekvens af denne Side 9

20 File:working_lmtd.v2.EES File:working_lmtd.v2.EES EES Ver : 11:03:46 #0780: Page Department 1 of Energy Engineering, Tech. Univ. of Denmark EES Ver : #0780: Department of Energy Engineering, Tech. Univ. of Denmark 4 Matematisk Model tco2[i], tair[i] [C] ,2 0,4 0,6 0,8 1 UArel[i] fan rat =1 [ ] t amb =30 [C] t[4]=-5 [c] Q dot;cool =7,5 [KJ/s] p[2]=83 [bar] f comp;d =0,4484 [ ] t CO2[i] t air[i] tco2[i], tair[i] [C] 120 Design specifications (UA value) t air;d 110 =30 [c] dt air;d =15 [c] t3100 d =33 [C] n fan;d =1850 [ ] 90 p1 d =30,46 [bar] p2 d 80 =83 [bar] Q gc;d =23,55 [KJ/s] Q c;d 70 =15 [KJ/s] sc = 3 [c] sh 60 = 3 [c] fan d =0,03 W fan;d 50=0,7066 [KJ/s] W c;d =8,554 [KJ/s] fan rat =1 [ ] t amb =30 [C] t[4]=-5 [c] Q dot;cool =7,5 [KJ/s] p[2]=83 [bar] f comp;d =0,4484 [ ] t CO2[i] t air[i] q GC[i] [kj/s] Design specifications (UA value) t air;d =30 [c] dt air;d =15 [c] t3 d =33 [C] n fan;d =1850 [ ] p1 d =30,46 [bar] p2 d =83 [bar] Q gc;d =23,55 [KJ/s] Q c;d =15 [KJ/s] sc = 3 [c] sh = 3 [c] fan d =0,03 W fan;d =0,7066 [KJ/s] W c;d =8,554 [KJ/s] (a) UA,t diagram (b) Q,t diagram Figur 4.1: Forløbet igennem veksleren afbilledet på 2 måder ved 83 bar og 100% blæserhastighed. problematik gør, at problemet alligevel er relevant. På figur 4.1(a) kan man se, at den sidste sektion af veksleren (der kun overfører 2% af varmen) udgøres af næsten 60% af veksler-arealet (UA-værdien) til rådighed. Da det netop er UA-værdien der varieres igennem simuleringerne med forskellig blæserhastighed, er problematikken meget relevant for den overordnede problemstilling. Det er også tydeligt at en relativ stor ændring af UA-værdien ikke vil have den store indflydelse på den overførte varmemængde og derfor heller ikke på den samlede anlægsydelse. 4.6 Simuleringsresultatet II Modellen i EES bruges til at udregne en COP for anlægget, Denne COP er udregnet som kuldeydelse i forhold til blæser- og kompressoreffekt. Via parametertabeller kan trykket i gaskøleren varieres, og resultaterne kan plottes på en graf. Sammen med systemets COP er temperaturforskellen mellem gaskølerafgangen og udetemperaturen (dt ) plottet, et sådant plot ses på figur 4.2. Hvis der også plottes grafer for andre blæserhastigheder ses resultatet på figur 4.3. Udfra denne figur er det klart at der findes et punkt hvor det ikke længere kan betale sig at nedsætte hastigheden på blæserne. Som forventet i projektanalysen, kan man se at toppunkterne for graferne er forskudt mod højere tryk for lavere blæserhastighed. Som tilstanden ser ud på graferne, kan anlægget køre ved forskellige tryk og blæserindstillinger, men den samlede COP for anlægget ændres ikke nævneværdigt fra et maksimum på ca. 1,8. (Se afsnit D for ydereligere resultater.) Side 10

21 File:working_lmtd.v2_30c_small.EES :24:55 Page 1 EES Ver : #0780: Department of Energy Engineering, Tech. Univ. of Denmark 4 Matematisk Model COP 1,8 1,7 1,6 1,5 1,4 Q dot;cool =7,5 [KJ/s] t[4]=-5 [c] t amb =30 [C] 100% fan dt amb 100% dt amb [c] Design specifications (UA value) t air;d =30 [c] dt air;d =15 [c] t3 d =33 [C] n fan;d =1850 [ ] p1 d =30,46 [bar] p2 d =83 [bar] Q gc;d =23,55 Q c;d =15 sc = 3 [c] sh = 3 [c] fan d =0,03 W fan;d =0,7066 [KJ/s] W c;d =8,554 [KJ/s] 1,3 1 1, p[2] [bar] Figur 4.2: Systemets COP og temperaturforskel mellem afgang fra gaskøler og omgivelser, plottet i forhold File:working_lmtd.v2_30c_small.EES til gaskølertryk. Blæserhastighed 100% :06:07 Page 1 EES Ver : #0780: Department of Energy Engineering, Tech. Univ. of Denmark COP 1,8 1,7 1,6 1,5 1,4 Q dot;cool =7,5 [KJ/s] t[4]=-5 [c] t amb =30 [C] 40% fan 50% fan 60% fan 70% fan 80% fan 90% fan 100% fan 125% fan dt amb [c] Design specifications (UA value) t air;d =30 [c] dt air;d =15 [c] t3 d =33 [C] n fan;d =1850 [ ] p1 d =30,46 [bar] p2 d =83 [bar] Q gc;d =23,55 Q c;d =15 sc = 3 [c] sh = 3 [c] fan d =0,03 W fan;d =0,7066 [KJ/s] W c;d =8,554 [KJ/s] 2 1,3 1 1, p[2] [bar] dt amb 40% dt amb 50% dt amb 60% dt amb 70% dt amb 80% dt amb 90% dt amb 100% dt amb 125% Figur 4.3: Den samlede COP for systemet plottet ved forskellige blæserhastigheder i forhold til gaskølertrykket. Udetemperatur 30 C, kølelast 50% 4.7 Evaluering af antagelser for simuleringer Antagelserne, der ligger til baggrund for resultaterne, der er genereret med modellen, er konservative mht. den opnåelige forbedring. Dette skyldes flere ting, bl.a. Den isentropiske virkningsgrad af kompressoren er sat lavt (eta is = 0, 52), hvilket betyder at prisen for at hæve trykket bliver høj, samtidig bliver blæsereffekten lille i forhold til kompressoreffekten, hvilket også hindrer en stor besparelse. Desuden er designtilstanden specificeret ved transkritisk drift, hvilket medfører en lavere UA-værdi end en virkelig anlægsspecifikation. Ydermere er den temperaturforskel som gaskøleren kan nedkøle CO 2 gassen Side 11

22 4 Matematisk Model med sat til 3 C, hvor den i virkeligheden er sat til 2 C, igen leder dette til mindre UA-værdi i forhold til en virkelig dimensionering. Disse ting gør tilsammen, at den besparelse, der kan identificeres med modellen, er mindre en den, der sandsynligvis vil kunne forefindes på et korrekt dimensioneret virkeligt anlæg. 4.8 Verificering modellen Den matematiske model er igennem parameterundersøgelsen i bilag B nøje blevet studeret for uregelmæssigheder. Modellen er valideret i det omfang det er muligt teoretisk. Alle resultater og forløb er forklarede, og opbygningen af modellen gør at 1. og 2. hovedsætning kun kan overholdes, ellers kan modellen ikke løses. 4.9 Opsummering af matematisk model Den matematiske model er opbygget således, at den kan simulere anlæggets drift under forskellige forudsætninger. Modellen kan studeres i detaljer i afsnit A, hvor modellens følsomhed overfor forskellige parametre er blevet studeret og en kort gennemgang og tolkning af resultaterne er blevet foretaget. For at eftervise simuleringsresultaterne er der i forbindelse med projektet bygget et CO 2 -køleanlæg, der er instrumenteret til at kunne foretage avancerede driftssituationer og generere resultater der umiddelbart kan sammenlignes med modellens resultater. Side 12

23 5 Designkriterier for testopstilling 5 Designkriterier for testopstilling For at kunne validere de foregående afsnits simuleringer, blev det besluttet at opbygge en teststand med et CO 2 -anlæg. For dette projekt er de mest interessante problemstillinger centreret omkring gaskøleren, derfor er anlægget opbygget med en fleksibel gaskøler, hvor forskellige sektioner kan afspærres for at ændre karakteristikken. Udover måleudstyr, så kølekredsen kan undersøges, er opstillingen også udstyret med et finmasket sæt af temperatursensorer på gaskølersiden for at kunne undersøge driften af denne. Formålet med anlægget er at kunne validere de enkelte del af den matematiske model, således at resultaterne fra simuleringerne bliver korrigeret hvis det er nødvendigt. Anlægget skulle også gerne kunne bruges til at teste de reguleringsalgoritmer, der vil blive udviklet på baggrund af simuleringerne. Dog er anlægget begrænset af, at det ikke har været muligt at finde en egnet kompressor, der er frekvensstyret, det vil derfor ikke være muligt at gennemføre tests på traditionel vis. Dog er dette løst ved at overdimensionere gaskøleren og på den måde skabe mulighed for drift ved dellast i forhold til gaskøler-ua-værdi. 5.1 Anlægsopbygning Anlægget er opbygget med en mellemtryksreceiver og en gas-bypass ventil. Denne opbygning er af samme type som dem der anvendes på transkritiske CO 2 anlæg fra firmaet Advansor[1]. Anlægs diagrammet kan ses i figur 5.1. Der er flere grunde til denne anlægsopbygning er valgt for supermarked-anlæggetk, det er bl.a. overvejelser mht. olieretur og kølebehov ved forskellige temperaturer (køl/frost). For testanlægget vil denne opbygning give flest fordele i forhold til at kunne udføre test på gaskøleren og samtidig fastholde samme betingelser for fordamperen. Uafhængigheden af fordamperen i forhold til gaskøleren er også illustreret ved at der er to separate kontrollere der hhv. styrer gaskølertrykket og indsprøjtningen til fordamperen. 5.2 Gaskøler Da de for projektet interessante problemstillinger centrerer sig omkring gaskøleren, er der i designet sørget for at den nødvendige fleksibilitet og funktionalitet er til stede. Gaskøleren er opdelt i 7 sektioner, der kan individuelt afspærres for at ændre det varmevekslende areal. De 6 første sektioner er vandkølede, hvor der sidder en frekvensstyret tandhjulspumpe, som muliggør et meget fleksibelt vandflow. Den sidste sektion (der arealmæssiget er væsentligt større) er luftkølet. Denne sektion er udstyret med en frekvensstyret blæser, der giver mulighed for at lavet et meget fleksiblet luftflow. Side 13

24 5 Designkriterier for testopstilling Figur 5.1: 1 Receiver. 2 Højtryksventil. 3 Gaskøler/kondensator. 4 Kompressor. 5 Mellemtryks ventil. 6 Fordamper. 7 Ekspansionsventil. 5.3 Muligheder for simulering af drift Det er med den sektionerede gaskøler muligt, at simulere drift under meget forskellige driftsbetingelser. Det er muligt at simulere anlægget med 100% luftkølet areal for at simuleret driftstilstand på varme sommerdage. Ved at recirkulere dele af køleluften kan der simuleres udetemperaturer op til ca. 40 C. Ved at benytte den vandkølede del af gaskøleren, er det muligt at studere varmeovergangen på kølemiddelsiden med en rimelig nøjagtighed. Der er også mulighed for at studere forskellige konfigurationer af varmegenvinding ved at lave en kombination af vand- og luftkølet gaskøler. Det vil også være muligt at studere problematikken med en oversvømmet kondenser ved varmegenvinding på dage med lav udetemperatur (dog ikke i dette projekt). 5.4 Måleudstyr Forsøgsopstillingen er fuldt udstyret med måleudstyr for at at overvåge og logge driften af anlægget, både tryk, temperaturer og flow kan udlæses under anlæggets drift. Det er ligeledes muligt at logge effektforbrug for kompressor og blæser på gaskøleren. Anlægget er også forberedt til at kunne styres via egne kontrol-algoritmer. Placering af tryk, temperatur og flowsensorer kan ses på figur 5.2 og måleudstyret er beskrevet i bilag K.3. Side 14

25 5 Designkriterier for testopstilling T3 P3 Gaskøler/ kondensator T4 T2 T5 P1 T1 P9 T9 T10 Fordamper T6 T7 T8 P8 Figur 5.2: System med målepunkter. Anlægskomponenter kan ses i bilag L. 5.5 Forsøgsanlæg Forsøgsanlægget kan ses på figur 5.3 og figur 5.4. En detaljeret beskrivelse af anlægsopbygningen kan læses i bilag K. Anlægget er designet efter kravene i dette afsnit Figur 5.3: 1 Styretavle. 2 Receiver. 3 Kompressor. 4 Fordamper. Side 15

26 5 Designkriterier for testopstilling 1 Figur 5.4: 1 Gaskøler - Vandkølet. Side 16

27 6 Forsøgsoversigt 6 Forsøgsoversigt Der var fra projektets start identificeret 4 forskellige områder der kunne verificeres med forsøg gennemført på testanlægget: 1. Verificering af gaskølermodel, udført på vandveksler 2. Blæserkarakteristik og effektforbrug 3. UA-værdi som funktion af blæserhastighed 4. Test af anlægget med ny reguleringsalgoritme Desværre blev forsøgsopstillingen ramt af et kompressorhavari, der sammen med en fremskreden tidsplan gjorde, at det ikke var muligt at gennemføre alle de ønskede tests. Der blev udført test på blæseren, og der blev gennemført få tests til verificering af gaskøleren, men disse var ikke af tilstrækkelig kvalitet til at kunne benyttes til validering. Testplaner og resultater er beskrevet i bilag E til H. Side 17

28 7 Analyseresultater 7 Analyseresultater Denne sektion er en gennemgang af hovedresultaterne udledt i dette projekt. Fremgangmåden hvormed resultaterne er fremkommet er beskrevet i afsnit D.2.1. Der er foretaget 3 sæt simuleringer med 3 forskellige forudsætninger: 1. Standardbetingelser som beskrevet i tidligere afsnit 2. Linear sammenhæng mellem strømforbrug og hastighed (som målt på gaskøler) 3. Standardbetingelser med mindre UA-værdi (mindre gaskøler) Analyseforudsætninger Analysen er fortaget i EES og er gennemført vha. 8 tabeller, der hver har en forskellig blæserdrift. Hver tabel udregner anlæggets COP ved forskellige tryk i gaskøleren. Blæserhastigheden er simuleret med en opløsning på 10% fra 40 til 100% hastighed for blæserne. Trykkene er simuleret med en opløsning på ca. 1bar og der er udregnet virkningsgrader fra 120bar ned til ca. 75 bars tryk. Afh. af simuleringen og tabellen vil modellen på et tidspunkt ikke kunne finde en løsning under forudsætningerne, og der er derfor ikke et resultat for lavere tryk end de på figurene viste. 7.1 Resultater med indledende antagelser De første resultater der vil blive gennemgået i dette afnit er fremkommet med en dimensionerende tilstand som beskrevet i de tidligere afsnit. Disse resultater vil danne basis for projektets hovedformål, udarbejdelse af en algoritme hvormed den transkritiske drift styres mere hensigtsmæssigt i sammenhæng med en blæserstyring Varierende kølelast Som tidligere beskrevet simuleres der under forskellige forudsætninger, for at skabe plots over systemets COP ved forskellige arbejdstryk i gaskøleren. Disse simuleringer er sammenfattet på graferne i figur 7.1(a) til 7.1(d). På figur 7.1(a) er det tydeligt at det er muligt at få systemet reguleret til et driftspunkt hvor der vil være en anseelig besparelse af energiforbruget. På figur 7.1(d) er denne potentilelle besparelse mindre, men dog stadigvæk til stede. Der vendes tilbage til dette punkt (100% køleydelse) igen i afsnit Men da figurerne er svære at overskue, reduceres dataene yderligere i næste afsnit. Side 18

29 7 Analyseresultater File:working_lmtd_v2_qc40_30.EES File:working_lmtd_v2_qc60_30.EES :59:07 Page :35:45 Page 1 EES Ver : #0780: Department of Energy Engineering, Tech. Univ. of Denmark EES Ver : #0780: Department of Energy Engineering, Tech. Univ. of Denmark COP 2, , , , , cool rat =0,4 [ ] 9 8 t amb =30 [C] 7 0, , , p[2] [bar] dt 40% amb 40% fan dt 50% amb dt 60% amb dt 70% amb dt 80% amb dt 90% amb dt 100% amb dt 125% amb 50% fan 60% fan 70% fan 80% fan 90% fan 100% fan 125% fan dtamb [c] 2,5 Design specifications (UA value) t air;d=30 2,25 [c] dt air;d=15 [c] t3 d=33 [C] 2 n fan;d=1850 [ ] p1 d=30,46 [bar] 1,75 p2 d=83 [bar] Q gc;d=23,55 Q c;d=151,5 sc = 3 [c] sh = 1,25 3 [c] fan d=0,03 W fan;d=0, [KJ/s] W c;d=8,554 [KJ/s] 0,75 COP dt amb 40% 0,5 dt amb 50% dt amb 60% 0,25 dtamb 70% dtamb 80% 0 dtamb 90% 40% fan 50% fan 60% fan 70% fan 80% fan 90% fan dtamb 100% % fan dt amb 125% 125% fan p[2] [bar] cool rat =0,6 [ ] t amb =30 [C] dtamb [c] Design specifications (UA value) t air;d=30 [c] dt air;d=15 [c] t3 d=33 [C] n fan;d=1850 [ ] p1 d=30,46 [bar] p2 d=83 [bar] Q gc;d=23,55 Q c;d=15 sc = 3 [c] sh = 3 [c] fan d=0,03 W fan;d=0,7066 [KJ/s] W c;d=8,554 [KJ/s] dt amb 40% dt amb 50% dt amb 60% dtamb 70% dt amb 80% dt amb 90% dtamb 100% dtamb 125% 40% fan 50% fan 60% fan 70% fan 80% fan 90% fan 100% fan 125% fan (a) 40% køl (b) 60% køl File:working_lmtd_v2_qc80_30.EES File:working_lmtd_v2_qc100_30.EES :04:01 Page :22:48 Page 1 EES Ver : #0780: Department of Energy Engineering, Tech. Univ. of Denmark EES Ver : #0780: Department of Energy Engineering, Tech. Univ. of Denmark COP 2, , , , , cool rat =0,8 [ ] 9 8 t amb =30 [C] 7 0, , , p[2] [bar] (c) 80% køl dtamb [c] 2,5 Design specifications (UA value) t air;d=30 2,25 [c] dt air;d=15 [c] t3 d=33 [C] 2 n fan;d=1850 [ ] p1 d=30,46 [bar] 1,75 p2 d=83 [bar] Q gc;d=23,55 1,5 Q c;d=15 sc = 3 [c] sh = 31,25 [c] fan d=0,03 W fan;d=0, [KJ/s] W c;d=8,554 [KJ/s] 0,75 COP 0,5 dtamb 40% dtamb 50% dt amb 60% 0,25 dtamb 70% dt amb 80% 0 40% fan 50% fan 60% fan 70% fan 80% fan dtamb 90% 90% fan dt amb 100% 70 dt amb 125% 100% fan % fan p[2] [bar] (d) 100% køl cool rat =1 [ ] t amb =30 [C] dtamb [c] Design specifications (UA value) t air;d=30 [c] dt air;d=15 [c] t3 d=33 [C] n fan;d=1850 [ ] p1 d=30,46 [bar] p2 d=83 [bar] Q gc;d=23,55 Q c;d=15 sc = 3 [c] sh = 3 [c] fan d=0,03 W fan;d=0,7066 [KJ/s] W c;d=8,554 [KJ/s] dtamb 40% dtamb 50% dt amb 60% dtamb 70% dt amb 80% dtamb 90% dt amb 100% dt amb 125% 40% fan 50% fan 60% fan 70% fan 80% fan 90% fan 100% fan 125% fan Figur 7.1: Systemets COP ved en udetemperatur på 30 C og forskellig kølelast. Bemærk den røde graf (firkantet markør) der viser anlæggets ydelse ved 100% blæserhastighed, grafer der ligger over repræsenterer en potentiel besparelse. Simuleringen er foretaget under standardbetingelser Varierende udetemperatur Toppunkterne fra figurerne 7.1(a) til 7.1(d) kan plottes og indsættes på en graf hvor systemets samlede COP kan ses som funtion af køleydelsen (Q e ). Denne graf og tilsvarende for andre omgivelsestemperaturer er plottet på figur 7.2. På figur 7.2 kan det ses hvorledes anlæggets samlede COP falder som funktion af køleydelsen. Dette stemmer overens med hvad man kunne forvente, da UA-værdien bliver forholdsmæssigt større jo mindre kølebelastning der er på anlægget. Da der i forudsætningerne i afsnit A.2.4 er antaget at varmeovergangen ikke påvirkes af kompressorens drifttal, falder varmeovergangen derfor ikke som funktion af den mindre køleydelse og deraf følgende lavere kølemiddelhastighed. Linerne på figur 7.2 kan beskrives som den højest opnåelige COP for systemet med en fri blæserhastighed. Linierne har et forløb der ikke er helt lineært, dette skyldes at CO 2 s thermofysiske egenskaber ændrer sig Side 19

30 COP 7 Analyseresultater COP ved forskellig udetemp. 2 1,9 1,8 1,7 1,6 1,5 1,4 1,3 1,2 30% 50% 70% 90% 110% Q_e 28c 30c 34c p2-reg 28 p2-reg 30 p2-reg 34 Figur 7.2: Systemets COP ved forskellige udetemperaturer og køleydelser. Stiplede grafer er anlæggets ydelse med den eksistrende p2-regulering. Simuleringen er foretaget under standardbetingelser. meget i slutningen af veksleren, derfor kan en lille temperaturforskel have en stor betydning for den overførte varme. Graferne ligger pænt forholdsmæssigt over hinanden, i forhold til den temperaturforskel der er ved de enkelte simuleringer (mellem de to øverste er der 2 C forskel og de to nederste (fuldt optrukne) er der 4 C ). Dette stemmer fint overens med, at afstanden mellem de to øverste er ca. halvt så stor som afstanden mellem de 2 nederste. I den indledende del af rapporten er den eksisterende p2-regulering beskrevet (afsnit 2.3). Denne regulering er implementeret i en del af modellen og resultaterne er også plottet på figur 7.2 som de stiplede linier. Det ses at disse linier ligger markant under de tilsvarende linier ved samme temperatur. Dette skyldes først og fremmest at blæserhastigheden kan nedsættes for dellast-situationer, således at de meget høje energiforbrug for den sidste del af blæserens hastighed undgås. Dette vil bliver analyseret yderligere i afsnit Optimal blæserhastighed og gaskølertryk Hvis man for figur 7.2 plotter de tilhørende værdier af blæserhastighed og gaskølertryk fremkommer hhv. figur 7.3(a) og figur 7.3(b). Værdierne for blæserhastighed kan ses i tabel 4 og værdierne for gaskølertrykket i tabel 5. På figur 7.3(a) er der flere ting der er bemærkelsesværdige. For det første er det tydeligt, at der er en næsten lineær sammenhæng mellem den optimale blæserhastighed og køleydelsen (Q c ). Det må derfor formodes at der kan opstilles en simpel sammenhæng hvormed det er muligt at regulere blæserhastigheden tilstrækkeligt for at realisere en del af den potentielle besparelse. Side 20

31 Fan Speed Gaskølertryk [bar] 7 Analyseresultater En anden ting fra figur 7.3(a), der er bemærkelsesværdigt, er at der er ingen situationer, hvor det er hensigtsmæssigt at køre blæserne ved fuld kraft. Dette illustrerer i høj grad den formodede pointe med at den sidste del af UA-værdien kommer med en for høj energi-mæssig pris for at det, sammenholdt med den relativt lave pris for en trykstigning, kan svare sig at køre blæserne ved fuld kraft (se figur F.6). Fanspeed ved forskellige udetemp. 110% 100% 90% 80% 70% 60% 50% 40% 30% 50% 70% 90% 110% Q_e (a) Blæserhastighed 28c 30c 34c Gaskølertryk ved forskellige udetemp % 50% 70% 90% 110% Q_e (b) Gaskølertryk 28c 30c 34c p2-reg 28 p2-reg 30 p2-reg 34 Figur 7.3: Systemets optimale blæserhastighed og gaskølertryk ved forskellige udetemperaturer og køleydelser. Bemærk simuleringen er foretaget under standardbetingelser. På figur 7.3(b) er der også flere tendenser der gør sig gældende. Det optimale tryk er som forventet højere jo større anlæggets kuldeydelse er. Det er også bemærkelsesværdigt at det optimale tryk, tilsyneladende også forholder sig lineært til en temperaturforskel for omgivelserne. Mellem øverste og nederste graf (4 C ) er der ca. 10bar, og mellem de to nederste fuldt optrukne (2 C ) er der ca. 5 bar. På figur 7.3(b) er der, med stiplede linier, også indtegnet det gaskølertryk, som den eksisterende p2- regulering ville indstille anlægget efter, ved de givne omgivelsestemperaturer. I forhold til p2-reguleringen, findes det mest optimale driftstryk altså noget højere. Dette er fordi blæserhastigheden er lidt lavere og anlægget derfor har brug for en højere temperaturforskel. For både figur 7.3(a) og 7.3(b) er det gældende at de optimale driftspunkter ikke er absolutte. På figurerne 7.1(a) til 7.1(a) kan man se at toppunkterne ligger forholdsvis tæt på hinanden gældende for den optimale COP (den samme Y værdi). Dvs. at der er flere konfigurationer af blæserhastighed og tryk hvormed det er muligt at opnå næsten den samme høje COP for systemet Temperaturforskel (dt) ved størst COP Tilsvarende figur 7.3(a) og figur 7.3(b) kan temperaturforskellen mellem afgangen af gaskøleren og udetemperaturen plottes. Dette plot er på figur 7.4, værdierne kan ses i tabel 3. Figuren viser også en tydelig Side 21

32 Temperaturforskel dt [K] 7 Analyseresultater tendens til at den acceptable temperaturforskel, der er mellem afgangen fra gaskøleren og den omgivende luft, stiger jo mere belastning der kommer på anlægget. Grafernes forløb er dog ikke så entydigt som de tidligere figurer. Og den temperaturforskel, der er, er så lille (under 1K) at det i praksis ikke vurderes at det vil være en brugbar reguleringsparameter. dt ved forskellige udetemperaturer 0,7 0,6 0,5 0,4 0,3 0,2 0,1 0 30% 50% 70% 90% 110% Q_e 28c 30c 34c Figur 7.4: Temperaturforskellen mellem afgangen fra gaskøleren og udetemperaturen plottet ved forskellige udetemperaturer og køleydelser. Bemærk simuleringen er foretaget under standardbetingelser Den potentielle besparelse Ved at udregne hvorledes anlægget vil arbejde med den eksisterende regulering er det muligt, at estimere en mulig forbedring af anlæggets samlede COP. Figur 7.5 viser besparelsen udregnet fra figur 7.2, dvs. mellem anlæggets optimale COP, og de stiplede grafer der angiver anlæggets COP hvis den eksisterende reguleringsalgoritme er implementeret. Den på figur 7.5 viste besparelse er muligt i det omfang det kan lade sig gøre præcist at ramme de driftspunkter som beskrevet ovenfor. En endelige regulering vil ikke være i stand til at ramme optimum i alle tilfælde, men afsnit 8 vil beskrive, hvorledes en revideret algoritme vil realisere en del af denne besparelse. 7.2 Resultater med lineært strømforbrug Som beskrevet ovenfor, er der ligeledes gennemført en række simuleringer, hvor blæserens strømforbrug er lineært sammenhængende med hastigheden. Forholdet mellem UA værdi og effektforbrug kommer derfor til at følge den røde graf på figur F.6 (modsat simuleringen gennemgået ovenfor hvor effektforbruget følger den grønne graf). Denne delanalyse foretages fordi der i afsnit F er gennemført en række tests hvor det ikke har været muligt at påvise den ovenfor beskrevne sammenhæng. Som analyseret tidligere i afsnit B.6 bevirker denne ændring at den potentielle besparelse bliver mindre, men ikke at den bortfalder. Denne simulering er sammenlignelig med et system hvor der er tale om en trinregulering af blæserne med Side 22

33 Gaskølertryk [bar] Temperaturforskel dt [K] COP Fan Speed Besparelse (ift. p2-reg) 7 Analyseresultater 20% 18% 16% 14% 12% 10% 8% 6% 4% 2% 0% 30% 50% 70% 90% 110% Q_e 28c 30c 34c Figur 7.5: Den potentielle besparelse ved at justere blæserhastigheden. Genereret fra figur 7.2 n = inf trin (tænd sluk for en/flere blæsere). COP ved forskellig udetemp. 2 1,9 1,8 1,7 1,6 1,5 1,4 1,3 1,2 30% 50% 70% 90% 110% Q_e 28c 30c 34c p2-reg 28 p2-reg 30 p2-reg 34 Fan speed ved forskellige udetemp. 110% 100% 90% 80% 70% 60% 50% 40% 30% 50% 70% 90% 110% Q_e 28c 30c 34c (a) COP Gaskølertryk ved forskellige udetemp % 50% 70% 90% 110% Q_e 28c 30c 34c p2-reg 28 p2-reg 30 p2-reg 34 0,6 0,5 0,4 0,3 0,2 0,1 (b) Blæserhastighed dt ved forskellige udetemp. 0 30% 50% 70% 90% 110% Q_e 28c 30c 34c (c) Gaskølertryk (d) Temperaturforskel Figur 7.6: Resultater fra en simulering med et lineært forhold mellem strømforbrug og lufthastighed. På figur 7.6(a) er det interessant at se, at selv med en (næsten) lineær sammenhæng mellem UA værdi og Side 23

34 Gaskølertryk [bar] Temperaturforskel dt [K] COP Fan Speed 7 Analyseresultater effektforbrug er det stadig teoretisk muligt at realisere en besparelse i forhold til den eksisterende regulering. 7.3 Resultater med ændret dimensioneringstilstand (mindre gaskøler) Denne sidste simulering er gennemført med et højere dimensioneringstryk i gaskøleren, og som undersøgt i afsnit B vil dette betyde en mindre UA-værdi. Simuleringen er gennemført for at undersøge hvorledes resultatet vil blive påvirket af en eventuelt underdimensioneret gaskøler. Denne mindre UA-værdi burde gøre, at det ikke er muligt at skrue så meget ned for blæserne, den estimerede besparelse burde derfor blive mindre end for den første simulering. Det ses også, at den optimale blæserhastighed er større for figur 7.7(b) end på figur 7.3(a), hvor gaskøleren er større. COP ved forskellig udetemp. 2,2 2 1,8 1,6 1,4 1,2 30% 50% 70% 90% 110% Q_e 24c 26c 28c 30c 34c p2-reg 28 p2-reg 30 p2-reg 34 Fan speed ved forskellige udetemp. 110% 100% 90% 80% 70% 60% 50% 40% 30% 50% 70% 90% 110% Q_e 24c 26c 28c 30c 34c (a) COP Gaskølertryk ved forskellige udetemp % 50% 70% 90% 110% Q_e (c) Gaskølertryk 24c 26c 28c 30c 34c (b) Blæserhastighed dt ved forskellige udetemp. 1,6 1,4 1,2 1 0,8 0,6 0,4 0,2 0 30% 50% 70% 90% 110% Q_e (d) Temperaturforskel 24c 26c 28c 30c 34c Figur 7.7: Resultater fra en simulering med en underdimensioneret gaskøler. 7.4 Potentiel besparelse På figur 7.8(a) er den potentielle besparelse plottet for et system med en lineær sammenhæng mellem blæserhastighed og strømforbrug. Besparelsen, især for de lavere belastninger, er mindre fordi blæsereffektforbruget ikke reduceres så kraftigt ved en nedsat hastighed som for standardtilfældet (figur 7.5). For Side 24

35 Besparelse (ift. p2-reg) Besparelse (ift. p2-reg) 7 Analyseresultater simulering 3, en underdimensioneret UA-værdi, er besparelsen som ventet mindre for de højere belastninger. Da UA-værdien er underdimensioneret, er det ikke muligt at reducere blæserhastigheden i samme grad som ved standardbetingelserne. 20% 18% 16% 14% 12% 10% 8% 6% 4% 2% 0% 30% 50% 70% 90% 110% Q_e (a) Linær blæsereffekt 28c 30c 34c 20% 18% 16% 14% 12% 10% 8% 6% 4% 2% 0% 30% 50% 70% 90% 110% Q_e (b) Underdimensioneret UA-værdi 28c 30c 34c Figur 7.8: De potentielle besparelser ved hhv. en lineær blæsereffekt-funktion og en underdimensioneret UA-værdi. På trods af at besparelserne er mindre, er der stadigvæk tale om potentielle besparelser på 5-10% for worst case scenario hvor der kun er en lineær nedsættelse af effekten med hastighedsreduktion på blæserne. I afsnit 8 vil driftspunkterne blive analyseret og en forbedret algoritme udviklet. Side 25

36 8 Realisering af den potentielle besparelse (algoritme) 8 Realisering af den potentielle besparelse (algoritme) For at realisere den potentielle besparelse identificeret i afsnit 7, er det nødvendigt at udvikle en ny algoritme til at styre gaskølertrykket og blæserhastigheden. Denne algoritme er tænkt implementeret ind i anlæggets eksisterende styring, og det er derfor vigtigt at algoritmen kun bruger parametre, som er tilgængelige for styringen, eller som forholdsvis simpelt/billigt kan inkluderes. Dette afsnit vil omhandle hvorledes algoritmen udvikles samt hvordan de enkelte parametre tænkes inkluderet. 8.1 Temperaturforskel til omgivelser Som beskrevet i det tidligere afsnit er den målte temperaturforskel for lille til at kunne bruges til at regulere sikkert efter. Derfor er parameteren ikke udelukket som et reguleringsinput. Hvis man betragter graferne for hvorledes COP udvikler sig (f.eks. figur 4.3)), kan man se at den højeste COP fremkommer lige netop når der fremkommer en temperaturforskel mellem omgivelserne og gasafgangen. Denne temperaturforskel er et udtryk for at gaskøleren er udnyttet fuldt ud. Derfor vil det måske være muligt at regulere efter dette på længere sigt, for at optimere algoritmen eller gøre den mere robust. I første omgang vil der dog ikke fokuseres på at inddrage denne parameter i reguleringen. dt 28C 30C 34C 40% 0, , , % 0,2223 0,3159 0, % 0,5311 0,4134 0, % 0,5359 0,6211 0,5704 Tabel 3: Tabel der angiver temperaturforskellen mellem afgangstemperaturen for gaskøleren og omgivelserne, udregnet for den bedste system COP under standardbetingelser. Rækker er ved forskellig kølelast og søjler ved forskellige udetemperaturer. På tabel 3 kan det anes at der er tendenser for den mest optimale temperaturforskel, dog der det ikke undersøgt tilstrækkeligt. Et selvstændigt studie af denne parameter med en højere simuleringsopløsning vil givetvis åbne muligheder for at identificere mere præcise trends. Dette detailstudie vil blive overladt til fremtidige studier. Side 26

37 8 Realisering af den potentielle besparelse (algoritme) 8.2 Blæserhastighed Hvordan blæserhastigheden skal styres, er et af de vigtigste spørgsmål, som bliver stillet i den indledende analyse af problemstillingen. På et traditionelt kondenserede køleanlæg styres blæserhastigheden efter en kondenseringstemperatur på ca. 7 C over omgivelsernes temperatur (ifølge [9] varierer denne værdi fra 3 til 10 C afh. af design). Forskellige studier gennem flere år har vist at denne form for regulering er den letteste at implementere, og at den resultere i en anlægsdrift der er tæt på at være så effektiv som muligt. Men et anlæg under transkritisk drift vil ikke kunne reguleres på denne måde, og der skal derfor tænkes anderledes for at få en fornuftig regulering af blæserne. Fan speed 28C 30C 34C 40% 60% 60% 40% 60% 60% 60% 60% 80% 70% 70% 70% 100% 90% 80% 80% Tabel 4: Tabel der angiver den blæserhastighed der giver den højeste COP for et anlæg ved standardbetingelser. Rækker er ved forskellig kølelast og søjler ved forskellige udetemperaturer. 8.3 Gaskølertryk Den vigtigste parameter at styre for anlægget er trykket i gaskøleren. Trykket bestemmer temperaturen i gaskøleren, og har derfor indflydelse på varmeovergangen og dermed afgangstemperaturen for CO 2 fra gaskøleren. Som beskrevet, regulerer den eksistrende ligning derfor efter afgangstemperaturen, for at drive anlægget ved det tryk, der tilsvarer den målte temperatur. Men da filosofien bag den potentielle effektivitetsforbedring er at trykket skal hæves mere, er der brug for at udvikle en ny algoritme til at styre trykket. p2 28C 30C 34C 40% 81,22 81,22 92,45 60% 82,24 85,31 93,47 80% 84,29 88,37 96,53 100% 84,29 90,41 98,57 Tabel 5: Tabel der angiver det gaskølertryk der giver den højeste COP for et anlæg ved standardbetingelser. Rækker er ved forskellig kølelast og søjler ved forskellige udetemperaturer. Side 27

38 8 Realisering af den potentielle besparelse (algoritme) 8.4 Reguleringsbetragtninger Afkobling af regulering For gaskøleren er der en grundlæggende sammenhæng, der besværliggører reguleringen. Da der ikke sker en faseovergang i gaskøleren, er temperaturen og trykket uafhængigt, og reguleringen har derfor en frihedsgrad mere. Oversat til direkte betydning: der er to parametre (trykket i gaskøleren, p[2] og blæsernes hastighed fan rat ), der begge har indflydelse på den samme parameter. Den eksisterende regulering løste dette problem ved at sætte blæserne på fuld kraft hele tiden og dermed eliminere den ene parameter, dette er ikke længere muligt, derfor skal der udvikles en strategi som tilgodeser de besparelsesmuligheder der er identificeret. Det vurderes at reguleringen så vidt muligt skal afkoble reguleringen af blæserne og gaskølertrykket. Det vil ikke være hensigtsmæssigt at have to parametre der styres af det samme input. Blæserreguleringen kunne regulere trykket efter et setpunkt kun bestemt af omgivelsestemperaturen og evt. en belastning af anlægget, trykreguleringen kunne således reguleres efter gasafgangen som i dag eller efter en anden parameter, eller omvendt. På grund af et mobilt pinchpoint i veksleren forholder afgangstemperaturen sig lidt uventet ved trykændring. Ved at hæve trykket opnår man en større temperaturforskel, men samtidig at den kondenserende del af gaskølingen (henover det kritiske punkt er C p for CO 2 en høj, og der er derfor et energiudvekslingsforløb med en lav temperaturstigning for CO 2 ), flyttes til et højere temperaturområde, hvorved gaskøleren lettere veksler energien. Dette betyder at der er mere UA-værdi til at veksle afgangstemperaturen tættere på luftens temperatur. 8.5 Reguleringsfilosofi 1 Den første ide til hvordan reguleringen kan foretages, er udsprunget af hvordan trykkurverne ligger i forhold til den eksisterende regulering. Ved at betragte figur 8.3(b) kan man se, at det optimale tryk i gaskøleren ligger højere end den eksisterende regulering. Derfor var filosofien at man ganske simpelt kunne lægge en konstant til den funktion, der bestemte trykket og derved opnå det højere tryk. Denne strategi kan ved nærmere eftertanke sig ikke at fungere, da det lavere tryk i gaskøleren medfører en noget højere afgangstemperatur, og derfor er der ikke kobling mellem input og output. Graferne på figur 8.3(b) kan derfor ikke umiddelbart sammenlignes, grafen for trykket ved den normale regulering er ikke det tryk, som reguleringen vil indstille efter ved den samme afgangstemperatur. Blæserstyringen tænktes lavet som en simpel styring, der skulle holde temperaturen ud af gaskøleren på en konstant (f.eks. 1 C ) over omgivelsernes temperatur. Muligvis kunne blæserstyringen laves endnu simplere ved at koble blæserne direkte på kompressorernes frekvenssignal. Side 28

39 8 Realisering af den potentielle besparelse (algoritme) Karakteristika for reguleringsfilosofi 1 Sæt højtryk højere end eksisterende regulering med simpel addition Blæserstyring T GC,out = T amb + 1 C Problemer for reguleringsfilosofi 1 Temperatur ud af gaskøleren er markant tættere på omgivelserne ved optimal drift, besværliggør brug af eksisterende regulering Blæserstyring skal moduleres finere for at får realiseret mere af besparelsen 8.6 Reguleringsfilosofi Regulering af gaskølertryk En anden fremgangsmåde der er udviklet er at styre højtrykket efter anlæggets ydelse (her beskrevet ved Q e men kan simpelt omskrives til kompressorens frekvenssignal). Den matematiske modellering har vist at det er muligt at beskrive et optimalt driftstryk som en funktion af udetemeperatur og belastningsgrad. det der var ønsket var et linært udtryk der beskrev det optimale driftstryk i gaskøleren som funktion af udetemperatur og belastningsgrad, se ligning (8.1). p 2 = k 1 Q e + k 2 (T amb 30 C ) + k 3 (8.1) Hvor k 1, k 2 og k 3 er konstanter bestemt ved hjælp af Microsoft Excel (Solver funktion)[7]. Konstanterne er bestemt således at de giver den mindste residual sum squared, SS err (ligning (8.2)) [8]. Den lineære approximation er genereret for alle tre temperaturer, ved belastninger fra %. SS err = (y i f i ) 2 (8.2) SS err er den såkaldte residual sum squared, og er et udtryk for afvigelsen mellem den afledte funktion og datasættet. Forskellen er kvadreret således at en stor afvigelse får større vægt. SS err skal ses i forhold til dataværdierne der i dette tilfælde er op til 100, derfor er den samlede kvadrerede afvigelse kun ca 13% af den maksimale dataværdi. Den endelige reguleringsfunktion kan ses i ligning (8.3). p 2 = 10, 551 Q e + 2, 0681 (T amb 30 C ) + 79, 432 (8.3) På figur 8.1 er den nye funktion for p 2 (prikkede linier) plottet sammen med trykket efter den gamle regulering (stiplede linier) og trykket hvor den højeste COP er identificeret (fuldt optrukne liner). Fra figuren fremgår det, at trykket med den nye regulering kan ramme tilstrækkeligt indenfor det samme område som Side 29

40 Gaskølertryk [bar] 8 Realisering af den potentielle besparelse (algoritme) k 1 79,432 k 2 2,0681 k 3 10,551 SS err 13,402 Tabel 6: Tabel med resultaterne af approximation for gaskølertryk i Excel. der hvor den højeste COP er identificeret % 50% 70% 90% 110% Q_e 28c 30c 34c p2-reg 28 p2-reg 30 p2-reg 34 28C ny-reg 30C ny-reg 34C ny-reg Figur 8.1: Gaskølertryk for højest COP, plottet med eksisterende regulering og med ny regulering som foreslået i ligning (8.3) Regulering af blæserhastighed (a) Der forsøges udledt en funktion for hvorledes blæsernes styresignal skal bestemmes. Den umiddelbare tilgang var samme strategi som ovenfor, forsøge at bestemme en funktion ud fra omgivelsestemperaturen og anlæggets last. Fra Excel blev følgende ligning genereret: (ligning (8.4) fan rat = 0, 5 Q e + 0, 3166 (8.4) Side 30

41 Fan Speed 8 Realisering af den potentielle besparelse (algoritme) Resultaterne fra Excel viste at der ikke var nogen sammenhæng mellem udetemperaturen og blæserhastigheden, noget der også kan anes af figur 8.3(a). Den tilnærmede funktion er nogenlunde (SS err = 0, 0366, dvs. ca 4%), men ikke så god som ønsket. Den approximerede blæserværdi kan ses på figur % 100% 90% 80% 70% 60% 50% 40% 30% 50% 70% 90% 110% Q_e 28c 30c 34c ny reg (alle) Figur 8.2: Blæserhastighed ved højeste COP, tilnærmet funktion plottet med prikket linie (ikke temperaturafhængig så alle er ens) Regulering af blæserhastighed (b) Ovenstående regulering kan også udtrykkes i en blæserstyring, som styrer efter en varierende dt, en temperaturforskel mellem afgangen fra gaskøleren og omgivelserne (dt, plottet på figur 7.4). Ligesom før blev en funktion for denne parameter forsøgt bestemt via Excel. Resultatet er funktionen beskrevet af ligning (8.5): dt = 0, 3557 Q e + 0, , (T amb 30 C ) (8.5) Den tilnærmede funktion er plottet på figur 8.3 sammen med de værdier for dt der resulterede i de højeste COP for systemet. Som det ses er tilnærmelsen ikke særligt god, men som nævnt i de tidligere afsnit, er der tilsyneladende ikke en simpel sammenhæng mellem dt og Q e Regulering af blæserhastighed (c) Det blev også undersøgt hvordan anlægget ville opføre sig hvis blæserne bare skulle regulere efter en konstant temperaturforskel mellem luften og gaskølerafgangen. Resultaterne samt resultaterne af den nor- Side 31

42 Temperaturforskel dt [K] 8 Realisering af den potentielle besparelse (algoritme) 0,7 0,6 0,5 0,4 0,3 0,2 0,1 0 30% 50% 70% 90% 110% Q_e 28c 30c 34c 28C ny-reg 30C ny-reg 34C ny-reg Figur 8.3: Den temperaturforskel mellem gaskølerafgang og omgivelser der resulterer i den højeste COP, prikkede linier er den tilnærmede funktion fra ligning (8.5). male regulering er plottet i figur 8.4(a) til 8.4(a). 8.7 Reguleringsfilosofi 3 For den endelige regulering blev strategi 2a valgt. Dog blev funktionen ændret til at være en funktion af kompressordriften (f comp,d ), dette er valgt for at lette implementering på et endeligt anlæg, da det er nemmere at få et kompressorsignal end at udregne en kølelast. De endelige funktioner for reguleringen ændres til følgende: p 2 = 1, 9399 f comp,d + 11, 94 (T amb 30 C ) + 79, 389 (8.6) dt = 0, 5694 f comp,d 0, (T amb 30 C ) + 0, 3206 (8.7) Som det ses af lining (8.6) er ændringen nærmest kun i det led der er afhængigt af udetemperaturen. Ændringen af ligningens drivvariabel (fra Q e til f comp,d ) har ikke nogen indflydelse på de udregnede COP er. Graferne er derfor identiske med dem vist på figur 8.4(a) til 8.4(c). Side 32

43 COP forbedring COP forbedring COP forbedring 8 Realisering af den potentielle besparelse (algoritme) 25% 20% 15% 10% 5% pot diff dt diff 0% 0,3 0,5 0,7 0,9 1,1 Q_c (a) 28 C 25% 20% 15% 10% 5% pot diff dt diff 0% 0,3 0,5 0,7 0,9 1,1 Q_c (b) 30 C 25% 20% 15% 10% 5% pot diff dt diff 0% 0,3 0,5 0,7 0,9 1,1 Q_c (c) 34 C Figur 8.4: Forbedringen af system COP ved implementering af ny regulering i forhold til den eksisterende p2-regulering. 8.8 Realiserede besparelser Realisering 2a, 2b 0g 3 Systemets COP er udregnet med en regulering som beskrevet i afsnittene ovenfor. Den eneste regulering der ikke er plottet er type 2c, den med en konstant dt for gaskølerafgangen. I stedet henvises til figur 8.4(a) til 8.4(c). Som det ses af figur 8.5, fungerer reguleringen efter hensigten, og den resulterende COP indfrier fuldt den forventede besparelse i form af en højere system COP. Nogle steder er den nye COP tilmed højere end den Side 33

44 COP 8 Realisering af den potentielle besparelse (algoritme) 2,1 2 1,9 1,8 1,7 1,6 1,5 1,4 1,3 1,2 30% 50% 70% 90% 110% Q_e 28c 30c 34c p2-reg 28 p2-reg 30 p2-reg 34 28C ny-reg 30C ny-reg 34C ny-reg Figur 8.5: System COP plottet som funktion af anlæggets belastning, også plottet med eksisterende regulering og med ny regulering efter filosofi 2b. identificerede besparelse, men dette skyldes at opløsningen af simuleringen der identificerede det bedste driftspunkt. (se afsnit 7.1). Da opløsning på blæseren er 10% og på trykket 1bar, er det meget sandsynligt at der findes driftspunkter hvor anlægget ville køre endnu bedre, dette er det vi ser i reguleringen, mere eller mindre tilfældigt Realisering 3 Figurerne til dette afsnit (figur 8.6 og 8.7) er hovedresultaterne genereret med den matematiske model. De viser, hvorledes anlæggets samlede COP ændrer sig ved implementering af den nye reguleringsalgoritme. Figur 8.6 viser hvorledes anlægget under standardbetingelser forbedrer sin samlede ydelse ved at lave reguleringen som foreslået ovenfor. Figur 8.7 viser hvorledes besparelsen udmønter sig ved at styre anlægget med den foreslåede regulering, og en blæsereffektfunktion hvor effekten lineært hænger sammen med omdrejningstallet. Det viser sig at den foreslåede regulering, der slet ikke er optimeret til et anlæg med en lineær blæsereffektprofil, også medfører en anseelig besparelse, udmøntet igennem en stigning af systemets samlede COP. Side 34

45 File: regulering 3a.EES :31:26 Page 1 EES Ver : #0780: Department of Energy Engineering, Tech. Univ. of Denmark 8 Realisering af den potentielle besparelse (algoritme) COP 2,1 2 1,9 1,8 1,7 1,6 1,5 1,4 1,3 0,4 0,5 0,6 0,7 0,8 0,9 1 cool rat 28C ny-reg 30C ny reg 34C ny reg 28C p2-reg 30C p2-reg 34C p2-reg Figur 8.6: Systemets COP plottet som funktion af kølelasten. Ny regulering er type 3. File: regulering 3a.EES :41:45 Page 1 EES Ver : #0780: Department of Energy Engineering, Tech. Univ. of Denmark 1,9 COP 1,8 1,7 1,6 28C ny-reg 30C ny reg 34C ny reg 28C p2-reg 30C p2-reg 34C p2-reg 1,5 1,4 1,3 0,4 0,5 0,6 0,7 0,8 0,9 1 cool rat Figur 8.7: Systemets COP plottet som funktion af kølelasten. Ny regulering er type 3. Bemærk blæserfunktion er lineær. 8.9 Den opnåede forbedring Hvis man plotter den relative forbedring af anlæggets COP ved implementering af den nye regulering fremkommer grafer som vist på figurerne 8.8(a) til 8.8(a). Der er ligeledes plottet grafer for forbedringen under forskellige forudsætninger. Der er illustreret 3 tilfælde: Side 35

46 8 Realisering af den potentielle besparelse (algoritme) Standardbetingelserne (blæserfunktion=potens) (forkortet pot diff) Dette er den relative forbedring ved standardforhold. Grafen viser forskellen mellem den nye og den gamle COP i forhold til den gamle, hvor den gamle COP er COP ved den eksisterende regulering. De absolutte værdier for COP kan ses på figur Anderledes funktion for η is (forkortet is diff) Reguleringen er også afprøvet for et system med en anden funktion for kompressorens isentropiske virkningsgrad. Funktionen er beskrevet af ligning (B.5) og er en mere generel approximation. Det skal bemærkes, at reguleringen ikke er tilpasset et system, hvor kompressorens virkningsgrad er tilnærmet denne funktion, men som det kan ses på figurerne (8.8(a) til 8.8(c)), er der ikke stor forskel mellem den røde/- firkantede (standardfunktion, TN1416) og den blå/rombede linie (den generelle ligning) Lineær blæser-strømforbrugs-karakteristik (forkortet lin diff) Forbedringen ved implementering af den nye regulering er mindre, hvis der, som omtalt i afsnit 7.2, implementeres en strømforbrugsfunktion for blæseren der er lineær. Forskellen i COP er vist som den grønne graf (trekant)). Som illustreret er den potentielle ydelsesforbedring stadig på 5-10% af anlæggets COP. Det skal igen bemærkes, at reguleringen slet ikke tager højde for, hvorledes det optimale tryk og den optimale blæserhastighed forholder sig ved en lineært sammenhængende blæserstrømfunktion. Reguleringen er optimeret til en potensfunktion, derfor vil det givetvis være muligt at forbedre anlæggets ydelse endnu mere, ved at udvikle en reguleringsalgoritme designet til anlæg med den karakteristik Fast isentropvikningsgrad på 0,65 (forkortet is65 diff) Det blev også undersøgt hvorledes en højere isentropvirkningsgrad for kompressoren ville påvirke resultaterne. Som det ses af figurerne vil en højere virkningsgrad, som forventet, medføre en endnu større effektivitet for anlægget. Hvis kompressoren er mere effektiv vil en stigning af gaskølertrykket ikke kræve så meget tilført energi til kompressoren og systemet vil derfor bruge endnu mindre energi. Igen er det værd at bemærke, at reguleringen ikke er udviklet til denne forudsætning, hvorved det ganske givet vil være muligt at realisere en endnu større effektivitet for anlægget ved en nærmere undersøgelse Danfossregulering (forkortet df reg) Slutteligt er der lavet en simulering der viser forbedringen i forhold til den regulering, der er inkluderet i den controller der er monteret på testopstillingen (Danfoss 326A). Denne regulering er en smule anderledes end den standard p2-regulering, der er omtalt tidligere. Forskellen udmøntes i et gaskølertryk der Side 36

47 8 Realisering af den potentielle besparelse (algoritme) er en smule højere, dette kan ses på figur 8.9(a) og 8.9(b). Dette er mest udtalt for den høje temperatur, 34 C, men det er også tydeligt at den regulering der er udviklet i dette projekt foreslår at hæve trykket endnu mere. På figur 8.10(a) og 8.10(b) kan man se hvorledes COP forbedrer sig i forhold til Danfoss p2-reguleringen. Figurerne viser i dette tilfælde besparelsen ved den foreslåede regulering hvis p2-reguleringen benyttes, og besparelsen hvis anlægget drives efter Danfoss algoritmen. Af figurerne kan man altså se, at der bliver tale om en mindre besparelse hvis anlægget kører med Danfoss algoritmen, fremfor standardalgoritmen. Ved 28 C er regulatoren i en overgangstilstand og en sammenligning vil derfor ikke være retvisende, derfor er der kun lavet sammenligninger for 30 og 34 C. Side 37

48 COP forbedring COP forbedring COP forbedring 8 Realisering af den potentielle besparelse (algoritme) 25% 20% 15% 10% 5% pot diff is diff lin diff is65 diff 0% 0,3 0,5 0,7 0,9 1,1 Q_c (a) 28 C 25% 20% 15% 10% 5% pot diff is diff lin diff is65 diff 0% 0,3 0,5 0,7 0,9 1,1 Q_c (b) 30 C 25% 20% 15% 10% 5% pot diff is diff lin diff is65 diff 0% 0,3 0,5 0,7 0,9 1,1 Q_c (c) 34 C Figur 8.8: Forbedringen af system COP ved implementering af ny regulering i forhold til den eksisterende p2-regulering. Plottet for forskellige simuleringsantagelser ved 3 forskellige udetemperatuerer. Side 38

49 COP forbedring COP forbedring p_2 [bar] p_2 [bar] 8 Realisering af den potentielle besparelse (algoritme) pot df p2reg pot df p2reg 75 0,3 0,5 0,7 0,9 Q_e 75 0,3 0,5 0,7 0,9 Q_e (a) 30 C (b) 34 C Figur 8.9: Trykket i gaskøleren, reguleret vha. Danfoss regulator, den foreslåede regulering og den p2 regulering foreslået af en kompressorproducent. 25% 20% 25% 20% 15% 15% 10% pot diff df reg 10% pot diff df reg 5% 5% 0% 0,3 0,5 0,7 0,9 1,1 Q_c 0% 0,3 0,5 0,7 0,9 1,1 Q_c (a) 30 C (b) 34 C Figur 8.10: Forbedringen af system COP ved implementering af ny regulering, set i forhold standard p2-regulering eller til Danfoss p2-regulering. Plottet ved 30 C og 34 C, ved 28 C er regulatoren i en overgangstilstand og er derfor ikke sammenlignet. Side 39

50 9 Konklusion 9 Konklusion Der er igennem projektet blevet analyseret et transkritisk kølesystem med CO 2 som kølemiddel. En matematisk model af køleprocessen og gaskøleren har dannet baggrund for en analyse af driften. En ændret højtryksstyring i samspil med en blæserregulering er identificeret som en mulighed for at opnå en energibesparelse i form af forbedret anlægsydelse. Analysen er foretaget med gennemgående konservative antagelser, både hvad angår kompressorens effektivitet og blæsernes nominelle størrelse/effekforbrug. På trods af dette har analysen vist et klart potentiale for at reducere det samlede energiforbrug. Modsat den generelle opfattelse, betyder blæsernes effektforbrug alligevel en del for anlæggets samlede COP. En regulering er foreslået på baggrund af analysens resultater, og det er fundet at en implementering af denne regulering vil resultere i en teoretisk forbedring af systemets COP med fra 5 til 15%, afhængigt af anlæggets profil. Forudsætningerne for COP-forbedringen er en regulering af kompressordrift samt en regulering af blæserdrift, evt. ved frekvensstyring. Den teoretiske forbedring kan ses på figur 8.8(a) til 8.8(c). Yderligere studier med højere simuleringsopløsning omkring de identificerede toppunkter for COP vil muligvis kunne identificere yderligere besparelser, men dette forventes ikke at ændre nævneværdigt på den foreslåede regulerings-algoritme. Der er blevet opbygget en teststand, hvor det vil være muligt at gennemføre forsøg der kan eftervise den teoretiske besparelse. Desværre har det, pga. komponentfejl, ikke været muligt at gennemføre de ønskede test for at kunne validere de matematiske simuleringer. Den, i projektet foreslåede algoritme, vil kunne reducere et transkritisk CO 2 køleanlægs energiforbrug markant i transkritisk drift. Da moderne anlæg har bedre kompressorer og i de fleste tilfælde allerede er udstyret med frekvensstyring på kompressorne og blæserne, vil den realiserede besparelse i mange tilfælde kunne forventes at blive op imod 10%. Denne, omend relativt lille, besparelse vil resultere i anlæg der i COP kommer endnu tættere på traditionelle HFC-anlæg, og vil dermed kunne bane vejen for brug af transkritiske anlæg under endnu flere driftsforhold end i dag. Side 40

51 10 Efterskrift 10 Efterskrift 10.1 Videre arbejde Analyserne foretaget i dette projekt kunne med fordel gennemføres igen med en finere opløsning omkring de identificerede optimale driftspunkter. Dette kunne lede til større besparelser, der kunne opnås igennem en raffinering af styringsalgoritmen. De planlagte forsøg bør gennemføres på forsøgsanlægget for at verificere den matematiske model. Ydermere bør forsøgene gennemføres på fuldskala anlæg, for på den måde at identificere om dette også vil medføre de forventede besparelser. Efter dette bør forsøgene ligeledes gennemføres på forskellige anlægskonfigurationer mht. reguleringsmuligheder for at sikre, at den nye regulering ikke har uventede virkninger. Studiet af gaskølerens forløb kunne med fordel udvides til at omfatte problemstillingen omkring væskeophobning i gaskøleren ifbm. varmegenvinding på kolde dage. Testopstillingen er bygget således at den også vil kunne bruges til at gennemføre forsøg relateret til denne problematik Hændelser ifbm. konstruering af testanlæg Undervejs i konstruktionen af testanlægget har der været flere hændelser der har forsinket færdiggørelsen markant. Hele projektforløbet har derfor været forskudt tidsmæssigt og komprimeret mod afslutningen. Dette var der taget højde for i planlægningen, men det har alligevel medført at det ikke var muligt at gennemføre alle ønskede dele Værkstedssamarbejde Der har ved flere lejligheder været problemer med at få værkstedets prioriteringer til at stemme overens med de prioriteringer, der var nødvendige for dette projekt. Specielt i en periode var der fra værkstedets side stor fokus på et andet projekt, økobilerne, dette samt den efterfølgende afspadseringspukkel har gjort, at fremstillingen af komponenter blev op til 3 uger forsinkede, for til sidst at blive overtaget af forfatterne selv. Nøglepersoner, der ikke var til stede på tidspunkter, hvor det var hensigtsmæssigt for f.eks. bestilling af komponenter, har også medført en del forsinkelser af enkelt-komponenter. Dette var inkluderet i projektplanen fra starten, men omfanget af forsinkelserne har alligevel overrasket en del. Side 41

52 10 Efterskrift Renovering af og adgang til kølehal Laboratoriehallen hvor der tidligere har været energitekniske forsøgsopstillinger (412) er ved at blive ombygget til studiearbejdspladser. Dette og en begrænset adgang til brugte komponenter fra kælderen har også forsinket projektet fordi komponenter er havareret og skulle erstattes, og dette ikke har været muligt uden et par dages ventetid Regulatorproblemer Danfoss regulatoren til receiver og gaskøler-trykstyring har ligeledes voldt en del problemer. Det viser sig at ved konfiguration til den korrekte monterede ventil, så bevæges ventilen ikke længere, på trods af at der i displayudlæsning står at den bevæges. Hvis regulatoreren manuelt sættes op til ventilen (totalt stepantal og steps pr. sec.) kan den godt flytte ventilen, men det er stadig usikkert, hvor godt dette fungerer Kompressorhavari Kompressoren blev genanvendt fra en tidligere forsøgsopstilling. Under drift med den forrige forsøgsopstilling, må det formodes at der er tabt en del af den olie, kompressoren kommer leveret med. Dette, koblet sammen med adskillige genfyldninger af CO 2 under fejlsøgning ifbm. regulatorproblemer, har desværre medført at kompressoren sandsynligvis har knækket en plejlstang eller en stempelstang. Under et indkøringsforsøg forsvandt trykforskellen på trods af at kompressorens motor stadig roterede. Dette er endnu ikke undersøgt til bunds Ferie Den sidste del af projektfasen har foregået henover sommeren, dette har betydet at den del af konstruktionen der fortsatte ind i denne periode også fik nedsat hastigheden markant, i forhold til hvis den havde fundet sted som planlagt tidligere. Side 42

53 DTU Mechanical Engineering Section of Thermal Energy Systems Technical University of Denmark Nils Koppels Allé, Bld. 403 DK Kgs. Lyngby Denmark Phone (+45) Fax (+45)

54 BILAG: Evaluering af driftsstrategier for transkritiske CO 2 køleanlæg Master Thesis MEK-TES-EP August 2010

55 Indhold Indhold Figurliste 1 Tabelliste 6 Symbolliste 7 A Matematisk Model, Detaljer 11 A.1 Detaljeret reguleringsfilosofi A.1.1 Metode 1, fast massestrøm A.1.2 Metode 2, fast køleydelse A.2 Løsningsproces A.2.1 Udregn UA-værdi for dimensioneringsparametre (1) A.2.2 Udregn kølekreds (2) A.2.3 Udregn påkrævet UA-værdi (4) A.2.4 Sammenlign udregnet UA værdi med dimensioneret UA værdi. (5) A.2.5 Udregn system COP (6) A.3 Indledningsvise resultater A.3.1 Dimensionerende UA værdi A.3.2 Tryk, COP simulering B Indflydelse af designparametre 20 B.1 Dimensionerende omgivelsestemperatur B.2 Temperaturforskel på gasafgang og omgivelser B.3 Gaskølertryk B.4 Nominel køleydelse B.5 Fordampningstemperatur B.6 Forhold mellem strømforbrug og varmeovergangstal B.7 Blæsernes nominelle strømforbrug B.8 Kompressorens isentropvirkningsgrad B.9 Vurdering af modellens følsomhed B.9.1 Trykket i gaskøleren (p 2 ) B.9.2 Omgivelsestemperaturen B.9.3 Den dimensionerende T B.10 Argumentation for de valgte designparametre C Simuleringsresultater I (Veksler) 29 C.1 Temperaturforløbet, 83bar, 30 C C.2 Temperaturforløbet, 87bar, 30 C Side a

56 Indhold D Simuleringsresultater II (COP) 31 D.1 Avanceret simulering D.1.1 Opbygning af simuleringsrutine i EES D.2 Simulering med varierende køleydelse D.2.1 COP D.2.2 Blæserhastighed D.2.3 Optimalt Gaskølertryk D.3 Varierende formel for isentropisk virkningsgrad D.4 Opsummering af matematisk model E Test I (Vekslertest) 39 E.1 Testplanlæging F Test II, Blæserkarakteristik 41 F.1 Energiforbrug F.2 Luftmængde F.2.1 Blæs igennem blæseren F.2.2 Sug igennem blæseren F.2.3 Udregning af gennemsnitlig lufthastighed G Test III (UA-værdi karakteristik) 46 G.1 Variation af frekvens/areal H Test IV (Implementering af nyt driftspunkt) 47 H.1 Frekvensstyring H.2 Driftspunkter I EES - Matematisk model 48 J EES - Varmeveksler model 55 K Forsøgsanlæg 60 K.1 Gaskølerdimensionering K.1.1 Varme gennemgang for cylindriske vægge K.1.2 Beregning af varme overgang for vandsiden K.1.3 Beregning af varmeovergang for transkritisk CO 2 side K.1.4 Validering af model K.1.5 Dimensionerende tilstand K.1.6 Modelvariable K.1.7 Model resultater K.2 Anlæg Side b

57 Indhold K.2.1 Kompressor K.2.2 Frekvenstyring K.2.3 Olie retur K.2.4 Gaskøler - Vandkølet K.2.5 Gaskøler - Luftkølet K.2.6 Fordamper K.2.7 Samling af anlæg K.2.8 Sikkerhedsventiler K.3 Måleudstyr K.3.1 Trykmåling K.3.2 Temperatur K.3.3 Vandflow K.3.4 CO 2 -flow K.3.5 Effektmåler K.3.6 Data Labview K.4 Regulering K.4.1 Gaskølerregulering K.4.2 Mellemtryksventil K.4.3 Ekspansionsventil K.4.4 Kompressorstyring K.4.5 Manuel regulering af højtryksventil K.4.6 Reguleringstavle L Komponentoversigt for test-stand 82 M Inventor tegninger 84 N Konfiguration af datalogger 90 O Tidsplan 93 Side c

58 Figurer Figurer 0.1 System COP as a function of cooling load. Optimum found is plotted at different temperatures. Also plots of the proposed control (ny-reg) and the control regulation (p2-reg) are plotted at different temperatures. Figure from section a 0.2 Den højeste identificerede system COP, som en funktion af anlæggets kølelast ved forskellige udetemperaturer. Plottet er også resultatet med den foreslåede regulering (ny-reg) og med den eksisterende regulering (p2-reg). Figuren er fra afsnit b 2.1 En transkritisk CO 2 køleproces indtegnet på et h-log(p) diagram. Værdier ved de forskellige punkter er vist på figur Plot af COP for kølekreds ved forskellig afgangstemperatur fra gaskøleren. Bemærk eksisterende algoritme for p2-regulering af gaskøleren. T [1] =fordampningstemperatur, p[1]=fordampningstryk, t3 =afgangstemperatur gaskøler, se evt. figur A Forløbet igennem veksleren afbilledet på 2 måder ved 83 bar og 100% blæserhastighed Systemets COP og temperaturforskel mellem afgang fra gaskøler og omgivelser, plottet i forhold til gaskølertryk. Blæserhastighed 100% Den samlede COP for systemet plottet ved forskellige blæserhastigheder i forhold til gaskølertrykket. Udetemperatur 30 C, kølelast 50% Receiver. 2 Højtryksventil. 3 Gaskøler/kondensator. 4 Kompressor. 5 Mellemtryks ventil. 6 Fordamper. 7 Ekspansionsventil System med målepunkter. Anlægskomponenter kan ses i bilag L Styretavle. 2 Receiver. 3 Kompressor. 4 Fordamper Gaskøler - Vandkølet Systemets COP ved en udetemperatur på 30 C og forskellig kølelast. Bemærk den røde graf (firkantet markør) der viser anlæggets ydelse ved 100% blæserhastighed, grafer der ligger over repræsenterer en potentiel besparelse. Simuleringen er foretaget under standardbetingelser Systemets COP ved forskellige udetemperaturer og køleydelser. Stiplede grafer er anlæggets ydelse med den eksistrende p2-regulering. Simuleringen er foretaget under standardbetingelser Systemets optimale blæserhastighed og gaskølertryk ved forskellige udetemperaturer og køleydelser. Bemærk simuleringen er foretaget under standardbetingelser Temperaturforskellen mellem afgangen fra gaskøleren og udetemperaturen plottet ved forskellige udetemperaturer og køleydelser. Bemærk simuleringen er foretaget under standardbetingelser Den potentielle besparelse ved at justere blæserhastigheden. Genereret fra figur Resultater fra en simulering med et lineært forhold mellem strømforbrug og lufthastighed Resultater fra en simulering med en underdimensioneret gaskøler Side 1

59 Figurer 7.8 De potentielle besparelser ved hhv. en lineær blæsereffekt-funktion og en underdimensioneret UA-værdi Gaskølertryk for højest COP, plottet med eksisterende regulering og med ny regulering som foreslået i ligning (8.3) Blæserhastighed ved højeste COP, tilnærmet funktion plottet med prikket linie (ikke temperaturafhængig så alle er ens) Den temperaturforskel mellem gaskølerafgang og omgivelser der resulterer i den højeste COP, prikkede linier er den tilnærmede funktion fra ligning (8.5) Forbedringen af system COP ved implementering af ny regulering i forhold til den eksisterende p2-regulering System COP plottet som funktion af anlæggets belastning, også plottet med eksisterende regulering og med ny regulering efter filosofi 2b Systemets COP plottet som funktion af kølelasten. Ny regulering er type Systemets COP plottet som funktion af kølelasten. Ny regulering er type 3. Bemærk blæserfunktion er lineær Forbedringen af system COP ved implementering af ny regulering i forhold til den eksisterende p2-regulering. Plottet for forskellige simuleringsantagelser ved 3 forskellige udetemperatuerer Trykket i gaskøleren, reguleret vha. Danfoss regulator, den foreslåede regulering og den p2 regulering foreslået af en kompressorproducent Forbedringen af system COP ved implementering af ny regulering, set i forhold standard p2-regulering eller til Danfoss p2-regulering. Plottet ved 30 C og 34 C, ved 28 C er regulatoren i en overgangstilstand og er derfor ikke sammenlignet A.1 Køleprocessen plottet ind på et h-log(p) diagram. 1. før kompressor, 2. efter kompressor, 3. efter gaskøler, 4. efter ekspansion A.2 Strømforbrug som funktion af effektiv UA-værdi. For lineær sammenhæng og sammenhæng brugt i modellen A.3 Temperaturforløbet igennem varmeveklseren ved dimensioneringen (normaliseret længde). Bemærk at afstanden mellem 2 punkter på den samme linie alle repræsenterer den samme overførte effekt ( Q GC,d N ), og at det nødvendige areal for varmeoverførslen ikke er den samme (på x-aksen) A.4 Temperaturforløbet igennem varmeveklseren udtrykt i forhold til overført varme. Bemærk at afstanden mellem 2 punkter på den samme linie alle repræsenterer den samme overførte effekt ( Q GC,d N ), og at de nu har samme afstand på x-aksen A.5 En simulering der viser COP som funktion af gaskølertrykket ved forskellige blæserhastigheder. Bemærk de nederste grafer der viser temperaturforskellen mellem CO 2 ved afgangen fra gaskøleren og udetemperaturen. (Se afsnit D for uddybende forklaring) Side 2

60 Figurer B.1 Dimensionerende UA værdi og nominel kompressorydelse ved varierende dimensionerende udetemperatur ved gaskølertryk på hhv. 83bar og optimalt tryk fra ligning (2.1) B.2 Dimensionerende UA værdi og nominel kompressorydelse ved varierende temperaturforskel mellem gaskøler udløb og omgivelsestemperatur B.3 Dimensionerende UA værdi og nominel kompressorydelse ved varierende dimensionerende gaskølertryk. Lodret blå streg er valgt dimensionerende tryk (udfra største COP) B.4 En variation af den nominelle gaskølerydelse resulterer i en linær variation af den nødvendige UA-værdi B.5 Kredsprocessen med fordampningstemperatur på -5 C plottet på et h-log(p) diagram. Den stiplede kreds er med fordampningstemperatur på -12 C B.6 Dimensionerende UA værdi og nominel kompressorydelse ved varierende dimensionerende fordampningstemperatur B.7 COP for systemet plottet ved en fordampertemperatur på -12 C. Bemærk den ændrede skalering af y-aksen. COP er noget lavere, men forholdene imellem er stadigvæk de samme. 24 B.8 System COP plottet med en lineær sammenhæng mellem UA-værdi og blæser strømforbrug (tænd/sluk regulering) B.9 Den nominelle blæsereffekt har betydning for systemets samlede COP, men ikke for den generelle trend B.10 Blæsereffekten som funktion af anlæggets COP ved designtilstand B.11 To forskellige tilnærmelser af den isentropiske virkningsgrad for kompressoren. Den rette linie er en statisk model for den kompressor, der er indbygget i anlægget B.12 Dimensionerende UA værdi og nominel kompressorydelse ved varierende dimensionerende isentropvirkningsgrad C.1 Forløbet igennem veksleren afbilledet på 2 måder ved 83 bar og 100% blæserhastighed.. 29 C.2 Forløbet igennem veksleren afbilledet på 2 måder ved 87 bar og 50% blæserhastighed.. 30 D.1 Systemets COP og temperaturforskel mellem afgang fra gaskøler og omgivelser, plottet i forhold til gaskølertryk D.2 Systemets COP og temperaturforskel mellem afgang fra gaskøler og omgivelser ved fuld og halv kraft på blæserne, plottet i forhold til gaskølertryk D.3 Den samlede COP for systemet plottet ved forskellige blæserhastigheder i forhold til gaskølertrykket. Udetemperatur 30 C, kølelast 50% D.4 Systemets COP som funktion af trykket ved forskellige blæserhastigheder. Køleydelse 40% og udetemperatur 30 C D.5 Den samlede COP for systemet plottet ved forskellige køleydelse i forhold til gaskølertrykket. Plottet ved 30 C og ved 60% blæserhastighed D.6 Toppunkter af COP som funktion af blæserhastighed og optimalt tryk i gaskøler, ved 40% kølelast og 30 C udetemperatur D.7 COP plottet ved forskellig kølelast, udetemperatur 30 C Side 3

61 Figurer D.8 Den absolut optimale blæserhastighed som funktion af køleydelsen ved en udetemperatur på 30 C. Bemærk hvor tæt forløbet er på en lineær relation (rød/firkant linie på figuren). 37 D.9 Det gaskølertryk der sammen med blæserhastigheden fra figur D.8 giver den højeste COP. 37 D.10 Plot af system COP udregnet med ligning (B.5) for isentropvirkningsgrad på graf D.10(b). 38 E.1 Grafik der viser hvorledes de forskellige vekslere og målepunkter skulle have set ud i UA,tdiagram. Bemærk at vekslere til venstre har større yderrør og derfor lavere vandhastighed og u værdi end vekslere til højre F.1 Strømforbruget for blæseren målt ved forskellige frekvenser (gennemsnit over 60s). Der er lavet to måleserier med blæs igennem coilen, og to serier med sug igennem. Bemærk lineær sammenhæng F.2 Luftkølet gaskøler med pitot-rør til at måle hastighedsprofil. Bemærk ovenpå: differenstrykmanometer, til højre: ABB frekvensomformer F.3 Hastighedsprofiler for luften ved blæs igennem den luftkølede gaskøler. Bemærk forskellige frekvenser F.4 Hastighedsprofiler for luften ved sug igennem den luftkølede gaskøler. Bemærk forskellige frekvenser F.5 Gennemsnitlig sammenhæng mellem blæserfrekvens og lufthastighed. Bemærk næsten lineart forløb F.6 Strømforbrug af blæserne plottet som funktion af UA værdi under forskellige forudsætninger. 45 K.1 EES billede af fluid imellem indre og ydre rør K.2 Konduktiviten er faldene i mod rørvæggen og K strmning anvendes til beregning af varmeovergang K.3 Længden af veksleren set i forhold til entalpi opdeling K.4 Varmeveksler længde i forhold til højtrykket K.5 Korrelation[6] og procedure fra EES K.6 Varmeovergangstal gange kontaktflade for CO 2 og vand [UA/m]. Bemærk at overfladearealet for vandet er større, og UA-værdien derfor bliver af samme størrelse som for CO 2 siden.. 66 K.7 Q(t) diagram for varmeveksler K.8 Temperatur af fluider ved ind/udgang af hver veksler og T wall K.9 Indgangs / udgangsstuds til CO 2 /vand modstrøms veksler K.10 Venstre side af gaskøler. 1 Venderør for CO 2 /Vand og temperatur måling af CO K.11 1 Indgang CO 2. 2 Temperatur sensor halvejs igennem veksleren. 3 Manometer på vandsiden. 4 Temperaturbrønd på vandside. 5 CO 2 udgang K.12 1 Ventil til afspæring af veksler på vandside. 2 Ventil til bypass på vandside. 3 3-vejhane på CO 2 side K.13 Fordamper vandkreds K.14 1 Elpatron. 2 Termostat. 3 Grundfos pumpe. 4 Fordamper. 5 Flowmeter. 6 indsprøjtningsventil Side 4

62 Figurer K.15 MBS 4050 monteret i gevindklods med tryktransmitter til regulator på hjøre side. CO 2 rør går på tværs bag ved sort isolering K.16 Temperatur sensorer brugt i forsøgs anlægget K.17 Voltech P M3000A K.18 Grafisk brugerflade til forsøgsanlæg K.19 Udsnit af labview programmering K.20 Danfoss EKC 326A regulerings kurve K.21 Ventiler styring/signalvej for EKC 326A. Regulartoren styrer gaskølerventilen og recivertryk K.22 Ventiler/signal vej for regulator til fordamper styring K.23 Højtrykspressostat udkobling / nødstop K V ind. 2 12V Transformer. 3 EKC 326A. 4 AK CC V transformator. 6 Relæ til gaskøler ventil. 7 Signal konvertor. 8 Pulse converter. 9 USB Side 5

63 Tabeller Tabeller 1 Tabel med stofværdier til figur 2.1. t=temperatur, p=tryk, h=enthalpi Tabel med en typisk dimensioneringstilstand Tabel der angiver temperaturforskellen mellem afgangstemperaturen for gaskøleren og omgivelserne, udregnet for den bedste system COP under standardbetingelser. Rækker er ved forskellig kølelast og søjler ved forskellige udetemperaturer Tabel der angiver den blæserhastighed der giver den højeste COP for et anlæg ved standardbetingelser. Rækker er ved forskellig kølelast og søjler ved forskellige udetemperaturer Tabel der angiver det gaskølertryk der giver den højeste COP for et anlæg ved standardbetingelser. Rækker er ved forskellig kølelast og søjler ved forskellige udetemperaturer Tabel med resultaterne af approximation for gaskølertryk i Excel Symbolliste Tabel med en typisk dimensioneringstilstand Dimensioneringstilstand Komponentliste Symbolliste Side 6

64 Tabeller Symbolliste Navn Typisk værdi Enhed Beskrivelse COOL RAT 0, 5 [ ] Køleydelse, andel af designydelse COP 1, 822 [ ] Coefficient of performance CP AIR 1, 005 [KJ/kg K] Varmecapacitet luft DDT [] 4, 04 [K] Forskel på temperaturforskel veksler DDT M IN 0, [K] Mindste DDT H 6, 015 [KJ/kg] Enthalphi tilvækst pr veksler/kg H T OT 240, 6 [KJ/kg] Total enthalpitilvækst / kg Q 0, 2884 [KJ/s] Varme overført i hver veksler T [0] 59, 39 [C] Temperaturforskel m. CO2 og luft DP EV AP 0 [bar] Tryktab fordamper DP GC 0 [bar] Tryktab gaskøler DT A 15, 12 [K] Temperaturforskel luft ind-ud DT AIR,D 15 [C] Dimensioneret lufttemperaturforskel DT AMB 0, 5 [C] Forskel gaskøler afgang - luft ind DT SH 3 [K] Overhedning fordamper η IS 0, 5138 [ ] Isentropvirkningsgrad (DF statistisk model) η IS,D 0, 5255 [ ] Dimensionerende isentropvirkningsgrad η IS2 0, 5425 [ ] Isentropvirkningsgrad,generel model η IS3 0, 65 [ ] Isentropvirkningsgrad, fast på 0,65 η V OL 0, 7701 [ ] Volumetrisk virkningsgrad η V OL,D 0, 7756 [ ] Dimensionerende volumetrisk virkningsgrad F COMP,D 0, 4506 [ ] Kompressor-ydelse ift. Dimensioneret F COMP , 266 [ ] Kompressor-ydelse ift. TN1416 F AN D 0, 03 [ ] Nominel blæsereffekt, andel af gaskølerydelse F AN RAT 0, 4859 [ ] Blæserydelse, ift. Dimensioneret H [1] 68, 58 [kj/kg] Enthalphi, Kompressor ind / Fordamper ud H [2] 15, 6 [kj/kg] Enthalphi, Gaskøler ind / Kompressor ud H [3] 225 [kj/kg] Enthalphi, Gaskøler ud H [4] 225 [kj/kg] Enthalphi, Fordamper ind H2S 25, 33 [kj/kg] Enthalpi kompressor ud, Isentropisk kompression H3 [] 15, 6 [kj/kg] Enthalpi gennem gaskøler K1 79, 39 [ ] Ny p2 reguleringskonstant K2 1, 94 [ ] Ny p2 reguleringskonstant K3 11, 94 [ ] Ny p2 reguleringskonstant Side 7

65 Tabeller Navn Typisk værdi Enhed Beskrivelse L1 0, [ ] Ny blæser reguleringskonstant L2 0, [ ] Ny blæser reguleringskonstant L3 0, 3557 [ ] Ny blæser reguleringskonstant Ṁ AIR 1, 562 [kg/s] Massestrøm luft Ṁ D 0, 1064 [kg/s] Massestrøm luft, dimensioneret Ṁ REF 0, [kg/s] Massestrøm kølemiddel N 40 [ ] Antal vekslere, opdeling N F AN 899 [rev/min] Omdrejningstal blæsere N F AN,D 1850 [rev/min] Omdrejningstal blæsere, nominelt P [1] 30, 46 [bar] Tryk, Kompressor ind / Fordamper ud P [2] 84, 77 [bar] Tryk, Gaskøler ind / Kompressor ud P [3] 84, 77 [bar] Tryk, Gaskøler ud P [4] 30, 46 [bar] Tryk, Fordamper ind P 1 D 30, 46 [bar] Dimensinerende fordampertryk P 2 D 83 [bar] Dimensionerende gaskølertryk Q C,D 15 [KJ/s] Dimensinerende Kuldeydelse Q COOL 7, 5 [KJ/s] Kuldeydelse Q GC 11, 54 [KJ/s] Gaskølerydelse (varme) Q GC [] 0, 0001 [KJ/s] Gaskølerydelse (varme) Q GC,D 23, 55 [KJ/s] Dimensinerende gaskølerydelse (varme) S [1] 0, 8486 [kj/kg K] Entropi, Kompressor ind / Fordamper ud T [1] 2 [C] Temperatur, Kompressor ind / Fordamper ud T [2] 104, 5 [C] Temperatur, Gaskøler ind / Kompressor ud T [3] 30, 5 [C] Temperatur, Gaskøler ud T [4] 5 [C] Temperatur, Fordamper ind T AIR,D 30 [C] Dimensionerende lufttemperatur T A MB 30 [C] Lufttemperatur T 1 D 2 [C] Dim. Temp., Kompressor ind / Fordamper ud T 3 [] 104, 5 [C] CO2 Temperatur gennem gaskøler T 3 D 33 [C] Dim. Temp., Gaskøler ud T 4 D 5 [C] Dim. Temp., Fordamper ind T A [] 45, 12 [C] Lufttemperatur gennem gaskøler T OL 0, 1 [ ] Tolerance for lmtd UA 4, 09 [KJ/s C] Samlet UA værdi, fra dimensionering U A [] [KJ/s C] Løbende total UA værdi UA SUM 2, 296 [KJ/s C] Samlet UA værdi Side 8

66 Tabeller Navn Typisk værdi Enhed Beskrivelse U AM AX 0, 3297 [KJ/s C] Største UA værdi (delveksler) UAREL [] 0, [ ] Løbende relativ UA værdi v [1] 0, 0124 [ m 3 /kg ] Specifik volumen ved kompressor indgang V 0, [ m 3 /s ] Volumenstrøm ved kompressor indgang V D 0, [ m 3 /s ] Kompressor nominel volumenstrøm Ẇ C,D 8, 554 [KJ/s] Kompressor nominel effekt Ẇ COMP 4, 036 [KJ/s] Kompressor effekt Ẇ F AN 0, [KJ/s] Blæser effekt Ẇ F AN,D 0, 7066 [KJ/s] Blæser nominel effekt Tabel 7: Symbolliste. Side 9

67 Litteratur Referenceliste Litteratur [1] Advansor. [2] Y.T. Ge and S.A. Tassou. Control optimisation of co2 cycles for medium temperature retail food refrigeration systems. International Journal of Refrigeration, 32(6): , [3] Søren Gundtoft, Aage Bredahl Eriksen, and Aage Birkkjær Lauritsen. Termodynamik. Nyt Teknisk Forlag, [4] Torben M. Hansen. Teknisk udvikling af chiller med co2 som kølemiddel. Miljøprojekt Nr , [5] Gregory Nellis and Sanford Klein. Heat Transfer. Cambridge University Press, [6] Srinivas S. Pitla, Eckhard A. Groll, and Satish Ramadhyani. New correlation to predict the heat transfer coefficient during in-tube cooling of turbulent supercritical co2. International Journal of Refrigeration, 25(7): , [7] Optimization with the excel solver tool. an-introduction-to-optimization-with-the-excel-solver-tool-ha aspx? queryid=c3146d7a3bf04aad95ef262fddbf85f2&respos=2&ctt=1. [8] Wikipedia, the free encyclopedia. Coefficientofdetermination. [9] F.W. Yu and K.T. Chan. Optimizing condenser fan control for air-cooled centrifugal chillers. International Journal of Thermal Sciences, 47(7): , Side 10

68 A A Matematisk Model, Detaljer Matematisk Model, Detaljer A.1 Detaljeret reguleringsfilosofi A.1.1 Metode 1, fast massestrøm Der er forskellige tilgange til hvordan kølesystemet skal reguleres. Den mest simple er med konstant kompressordrift og en vekslende køleydelse. Massestrømmen af kølemiddel er herved bestemt af kompressorens arbejdsvolumen, volumetrisk virkningsgrad og tilstanden ved indgangen til kompressoren. A.1.2 Metode 2, fast køleydelse En anden og mere realistisk simuleringsmetode vil være at simulere med en konstant køleydelse. Denne køleydelse skal kunne opfyldes af anlægget og der er derfor indført en kompressordrifts-faktor (f comp,d ) for at simulere start/stop eller frekvensomformning. Denne faktor angiver driften i forhold til dimensioneringstilstanden. Den matematiske model opbygget her benytter metode 2. Implicit i denne metode ligger antagelsen om, at der benyttes en frekvensomformer eller anden trinregulering af kompressordriften, da masseflowet tilpasses køleydelsen. Hvis der ønskes regulering med 100% drift og start stop, skal der foretages andre simuleringer, da anlægget ikke vil have samme forhold mellem ydelse og UA-værdi. A.2 Løsningsproces Løsningsprocessen kan skitseres som nedenfor: 1. Udregn UA værdi for designtilstand 2. Udregn kølekreds (bl.a. virkningsgrad for kompressor) 3. Gæt på T GC,out 4. Udregn påkrævet UA-værdi 5. Sammenlign med 1, evt. retur til 3 6. Udregn system COP A.2.1 Udregn UA-værdi for dimensioneringsparametre (1) Udfra parametre og antagelser omkring en dimensionerende tilstand regnes en UA-værdi ud for gaskøleren. Eksempler på parametre og antagelser for en dimensionstilstand kan ses i tabel 8. Side 11

69 A Matematisk Model, Detaljer Variabel Værdi Enhed Beskrivelse t air;d 30 C Omgivelsestemperatur dt air;d 15 C Luft tilladelig opvarmning t3 d 33 C Afgangstemperatur gaskøler n fan;d 1850 o/min Omdrejningstal blæser p1 d 30,46 bar Fordampertryk (-5 C ) p2 d 83 bar Gaskølertryk Q gc;d 23,55 kw Varme afgivet i gaskøler Q c;d 15 kw Kuldeydelse sc 3 K Underkøling sh 3 K Overhedning (bruges ikke) fan d 0,03 kw Blæserydelse faktor af Q gc;d W fan;d 0,7066 kw Blæserydelse W c;d 8,554 kw Kompressorydelse Tabel 8: Tabel med en typisk dimensioneringstilstand Da egenskaberne for CO 2 ændrer sig ret meget igennem gaskøleren, er det nødvendigt at lave en model der deler gaskøleren op i forskellige dele for at sikre at antagelsen med konstant C P ikke er forkert. Gaskøleren deles derfor op i N dele hvor der overføres en N te del af den samlede varme i hver vekslerdel. Følgende generelle ligning ligger til grund for udregningen af UA-værdien: Q GC,i = UA i T m,i (A.1) Hvor Q GC,i er den varme der er vekslet i varmeveksleren, UA i er det påkrævede UA-værdi i intervallet, T m,i er den logaritmiske middeltemperatur. Det blev forsøgt at udregne modellen med en simpel linær temperaturdifferens for at lave modellen matematisk (og regnemæssigt) mere simpel. Dette fungerede ikke efter hensigten fordi afgangstemperaturen (CO 2 ) for enkelte sektioner kunne ende lavere end indgangstemperaturen for luft i sektionen. Gennemsnits-temperaturdifferencen kunne godt være positiv selvom den ene differens (i slutningen) var negativ. Gaskølerydelsen ( Q GC,i ) er udregnet efter en antagelse om at gaskøleren skal dimensioneres til at have en udgangstemperatur på t amb + 3 C. Dette betyder at gaskølerydelsen kan regnes ud fra en given køleydelse ved en dimensionerende udetemperatur. Modellering i EES Side 12

70 A Matematisk Model, Detaljer I EES er denne rutine (udregning af dimensionerende UA-værdi) adskilt i en seperat procedure der har tabel 2 som input, og følgende outputs: UA værdi, en nominel gaskøler- og kompressorydelse samt nominelle flows af luft og kølemiddel. Denne rutine udregnes for hvert givet gaskølertryk, men giver det samme resultat, da dimensioneringsparametrene for gaskøleren ikke ændres. Se evt. afsnit B. A.2.2 Udregn kølekreds (2) Kølekredsen udregnes simpelt i EES under nogle generelle forudsætninger, bl.a. ingen tryktab i vekslere og isenthalpisk ekspansion. Processen er illustreret ved et plot på et h-log(p) diagram (figur A.1). Kompressorens data stammer i denne simulering fra en eksperimentel måling på en Danfoss TN1416 kompressor, (den er benyttet i forsøgsstanden). Den statistiske kompressormodel giver en volumetrisk og en isentropisk virkningsgrad. Da simuleringen regnes igennem ved forskellige højtryk og konstante File:simple.v7.EES :38:03 Page 1 fordamperbetingelser er den EES Ver. eneste 8.483: ubekendte #0780: Department temperaturen of Energy Engineering, t 3, Tech. veduniv. afgangen of Denmark fra gaskøleren. P [bar] C 40 C 3-5 C 4 R744 0,2 0,4 0,6 0,8 100 C 30 C 20 C h [kj/kg] -1-0,9-0,8 2-0,7-0,6 kj/kg-k Design specifications (UA value) t air;d =30 [c] dt air;d =15 [c] t3 d =33 [C] n fan;d =1850 [ ] p1 d =30,46 [bar] p2 d =83 [bar] Q gc;d =23,55 [KJ/s] Q c;d =15 [KJ/s] sc = 3 [c] sh = 3 [c] fan d =0,03 W fan;d =0,7066 [KJ/s] W c;d =8,554 [KJ/s] Figur A.1: Køleprocessen plottet ind på et h-log(p) diagram. 1. før kompressor, 2. efter kompressor, 3. efter gaskøler, 4. efter ekspansion. Modellering i EES Denne kredsproces er den første del af den egentlige simuleringskode. Den regnes igennem med et gæt på t 3, og dette gæt resulterer i en massestrøm for kølemidlet (via en fastholdt køleydelse) og dette bruges som inputs til vekslervalideringen i de næste par trin. Side 13

71 A Matematisk Model, Detaljer A.2.3 Udregn påkrævet UA-værdi (4) Der benyttes samme fremgangsmåde som for punkt 1 for at verificere vekslerarealet. Gætværdien af t 3 medfører en gaskølerydelse. Denne ydelse deles igen på i mindre veksler-sektioner der i hver del overfører 1 N te del af den samlede ydelse. Enthalpibalance over veksleren genererer et temperaturfelt igennem vekslerne og ligning (A.1) benyttes igen til at udregne en UA-værdi for den givne vekslersektion. Udtrykket omskrives i EES for at undgå brugen af ln(x) funktionen, den omskrevne ligning kan ses i ligning (A.5). Q GC,i = UA i T m,i (A.2) Q GC,i = UA i t 1 t 2 ln t 1 t 2 ln t 1 t 2 = UA i Q GC,i ( t 1 t 2 ) t 1 = exp ( UA i Q GC,i ( t 1 t 2 ) ) t 2 (A.3) (A.4) (A.5) Dog opstår der problemer med forløbet i veksleren, som tidligere illustreret ændrer de thermofysiske egenskaber sig for CO 2 hvilket medfører en ændret hældningkoefficient for linien i et Q,t-diagram. Dette betyder at en (eller flere) vekslersektioner risikerer at have parametre svarende til tilfældet t 1 = t 2, dvs. kapacitetsstrømmene er lige store på begge sider at veksleren. Dette vil også indebære at ligning (A.5) ikke længere kan benyttes til at bestemme UA i : exp ( UA i Q GC,i ( t 1 t 2 ) t 1 = t 2 (A.6) t 1 t 2 = 0 (A.7) ) = 1 (A.8) t 1 = t 2 (A.9) Som det ses af ligning (A.9) er udtrykket ikke længere afhængigt af UA, og den logaritmiske middeltemperatur er, for dette specielle tilfælde derfor defineret som: T m,i = t 1 = t 2. Der er i EES derfor indført en logisk funktion der kontrollerer dette og hvis kapacitetsstrømmene er ens indsættes ligning (A.10) i stedet for ligning (A.9), udtrykket i ligning (A.10) er udledt af ligning (A.1). t 1 = Q GC,i UA i (A.10) Side 14

72 A Matematisk Model, Detaljer I EES er der implementeret logik af følgende type: IF t 1 t 2 K THEN use (A.10) ELSE use (A.5) Hvor K er en konstant der benyttes til at bestemme hvor tæt kapacitetsstrømmene kan være på hinanden før de betragtes som ens, K = 0, 1 i EES. A.2.4 Sammenlign udregnet UA værdi med dimensioneret UA værdi. (5) Der summeres for de enkelte vekslersektioner og den samlede udregnede UA værdi sammenlignes med den værdi der fremkom fra dimensioneringen. Hvis værdierne ikke passer gættes på en anden t 3 og der startes forfra i trin (2). Det er ikke i alle tilfælde muligt at finde en løsning der opfylder betingelserne, det er derfor ikke altid muligt at få den nødvendige køleydelse. Blæserhasighed og UA-værdi En af de parametre som undersøges er blæserhasigheden. Da det vurderes at en komplet veklsermodel med luftside og finne-effektivitet og så videre vil ligge udenfor formålet med dette projekt er indflydelsen af blæserens hastighed på varmeovergangstallet implementeret således: UA = n fan 0.8 UA d n fan,d 0.8 (A.11) Hvor UA er den effektive UA værdi for den givne blæserhastighed, n fan er den aktuelle blæserhastighed, UA d er den dimensionerede UA og n fan,d er den nominelle blæserhastighed. Der ligger følgende antagelser til grund for denne simplificering. Først antages det, at hovedparten af varmeovergangsmodstanden er på luftsiden. Indflydelsen af varmeovergangen på indersiden af varmeveksleren negligeers derfor, dette vil sige at kompressorens driftstal ikke har betydning for varmeovergangen. Det antages desuden, at lufthastigheden er ligefrem proportional med omdrejningstallet af blæseren, og da hastigheden indgår i Reynolds tal som igen indgår i Nusselts tal som indgår i varmeovergangen (Uværdien) som en faktor opløftet i 0.8[3]. v = n fan K (A.12) Re = v L (A.13) ν Nu = Re P r 0.4 (A.14) α = Nu λ (A.15) L Hvor v er hastigheden, K en konstant, Re Reynolds tal, L er en karakterisktisk længde der er konstant, ν kinematisk viskositet, N u Nusselts tal, P r Prandlts tal, α varmeovergangstallet (også benævnt U) og lambda er varmekonduktiviteten for stoffet. Side 15

73 File:(Untitled) :52:16 Page 1 EES Ver : #0780: Department of Energy Engineering, Tech. Univ. of Denmark A Matematisk Model, Detaljer 1 W Linaer 0,8 W Nusselts 0,6 W 0,4 0, ,2 0,4 0,6 0,8 1 U Figur A.2: Strømforbrug som funktion af effektiv UA-værdi. For lineær sammenhæng og sammenhæng brugt i modellen. A.2.5 Udregn system COP (6) Da undersøgelsens formål er at identificere mulige energibesparelser ved hensigtsmæssigt valgt af driftspunkt, udregnes den totale virkningsgrad af anlægget udfra en sum af kompressor og blæser-energiforbrug. Andre strømforbrug vurderes at være uafhængige af kompressordrift og regnes derfor konstante og negligeers. Energiforbruget af blæseren bestemmes ud fra følgende antagelser: W fan = n fan3 Wfan,d n fan,d 3 (A.16) Denne antagelse om strømforbrug som en 3.potens af hastigheden er den generelle opfattelse bruges i mange tilsvarende studier[9]. Denne ligning bygger på antagelser om at tryktabet er proportionalt med kvadratet af hastigheden og at effektforbruget er proportionalt med tryktabet gange volumenstrømmen, som igen er proportional med hastigheden. Den totale COP er det primære output fra modellen. Hvis der findes en løsning til de givne parametre vil der derfor være bestemt et driftspunkt, anlægget kan indreguleres til. Side 16

74 A Matematisk Model, Detaljer A.3 Indledningsvise resultater Forskellige fænomeners indflydelse på modellen kan undersøges ved at betragte udvalgte resultater. Et udvalg er beskrevet i det følgende afsnit. En mere udførlig beskrivelse er at finde i afsnit C. A.3.1 Dimensionerende UA værdi To forskellige præsentationer af temperaturforløbet igennem gaskøleren giver mening til hvert deres formål. Den ene præsentation (figur A.3) er en fysisk fortolkning, der umiddelbart er nemmest at forholde File:working_lmtd.v2.EES sig til, x-aksen er i dette tilfælde den normaliserede UA-værdi. Dette er intuitivt at forstå idet at man kan gå en given længde ned gennem veksleren EES Ver. og8.483: måle #0780: de temperaturer, Department der of Energy på grafen. Engineering, Tech. Univ. of Denmark 120 tco2[i], tair[i] [C] fan rat =1 [ ] t amb =30 [C] t[4]=-5 [c] Q dot;cool =7,5 [KJ/s] p[2]=83 [bar] f comp;d =0,4484 [ ] t CO2[i] t air[i] Design sp t air;d =30 [c dt air;d =15 t3 d =33 [C n fan;d =185 p1 d =30,46 p2 d =83 [b Q gc;d =23, Q c;d =15 [K sc = 3 [c] sh = 3 [c] fan d =0,03 W fan;d =0, W c;d =8, ,2 0,4 0,6 0,8 1 UArel[i] Figur A.3: Temperaturforløbet igennem varmeveklseren ved dimensioneringen (normaliseret længde). Bemærk at afstanden mellem 2 punkter på den samme linie alle repræsenterer den samme overførte effekt ( Q GC,d N ), og at det nødvendige areal for varmeoverførslen ikke er den samme (på x-aksen). Side 17

75 A Matematisk Model, Detaljer Den anden måde at præsentere temperaturforløbet er med en Q,t-graf (figur A.4). Temperaturforløbet er i dette tilfælde plottet i forhold til den overførte varme. Denne præsentation er lettere at forholde sig til File:working_lmtd.v2.EES med henblik på pinchpoint analyse EES og det Ver. er8.483: her muligt #0780: atdepartment se ændringen of Energy af stofegenskaberne Engineering, Tech. for Univ. CO 2 of Denmark (hældningen af temperaturforløbet for CO 2 ). tco2[i], tair[i] [C] fan rat =1 [ ] t amb =30 [C] t[4]=-5 [c] Q dot;cool =7,5 [KJ/s] p[2]=83 [bar] f comp;d =0,4484 [ ] t CO2[i] t air[i] Design sp t air;d =30 [c dt air;d =15 [ t3 d =33 [C] n fan;d =185 p1 d =30,46 p2 d =83 [b Q gc;d =23,5 Q c;d =15 [K sc = 3 [c] sh = 3 [c] fan d =0,03 W fan;d =0,7 W c;d =8, [kj/s] q GC[i] Figur A.4: Temperaturforløbet igennem varmeveklseren udtrykt i forhold til overført varme. Bemærk at afstanden mellem 2 punkter på den samme linie alle repræsenterer den samme overførte effekt ( Q GC,d N ), og at de nu har samme afstand på x-aksen. A.3.2 Tryk, COP simulering Den følgende simulering er lavet med en konstant gaskøler UA-værdi (figur A.5). I parametertabeller er gaskølertrykket varieret, og den samlede COP er udregnet og plottet. Der er tegnet grafer for forskellige blæserhastigheder. Udover COP er temperaturforskellen mellem gaskølerafgangen og udetemperaturen også plottet (de nederste grafer). Figur A.5 viser en simulering foretaget ved fuldlast (dimensionerende max last) og ved en udetemperatur på 30 C. Forløbet af afgangstemperaturen har et ikke kontinuert forløb Side 18

76 A Matematisk Model, Detaljer ved de lavere tryk, dette skyldes at området omkring det kritiske punkt inkluderer forløb der kan minde om faseovergang i korte intervaller. File:working_lmtd_v2_qc100_30.EES :22:48 Page 1 EES Ver : #0780: Department of Energy Engineering, Tech. Univ. of Denmark COP 2, , , , ,25 10 cool rat =1 [ ] t amb =30 [C] 7 0, , , p[2] [bar] dtamb [c] Design specifications (UA value) t air;d =30 [c] dt air;d =15 [c] t3 d =33 [C] n fan;d =1850 [ ] p1 d =30,46 [bar] p2 d =83 [bar] Q gc;d =23,55 Q c;d =15 sc = 3 [c] sh = 3 [c] fan d =0,03 W fan;d =0,7066 [KJ/s] W c;d =8,554 [KJ/s] dt amb 40% dt amb 50% dt amb 60% dt amb 70% dt amb 80% dt amb 90% dt amb 100% dt amb 125% 40% fan 50% fan 60% fan 70% fan 80% fan 90% fan 100% fan 125% fan Figur A.5: En simulering der viser COP som funktion af gaskølertrykket ved forskellige blæserhastigheder. Bemærk de nederste grafer der viser temperaturforskellen mellem CO 2 ved afgangen fra gaskøleren og udetemperaturen. (Se afsnit D for uddybende forklaring). Som forventet i projektoplægget, kan man se at toppunkterne for graferne er forskudt mod højere tryk for lavere blæserhastighed. Som tilstanden ser ud på graferne kan anlægget køre ved forskellige tryk og blæserindstillinger, men den samlede COP for anlægget ændres ikke nævneværdigt fra ca. 1,7. Dette gør sig dog kun gældende for en situation med et ønske om den fulde køleydelse. (Se afsnit D for ydereligere resultater.) Side 19

77 B B Indflydelse af designparametre Indflydelse af designparametre Dette afnit indeholder en analyse af forskellige designparametres påvirkning af modellens resultater. Udgangspunktet er tabellen fra afsnit 4 (tabel 2). I det følgende vil en enkelt parameter varieres og indfyldelsen på den udregnede UA værdi og på den nominelle kompressoreffekt (W c;d ) vil blive illustreret, samt indvirkningen på modellen vil blive diskuteret. B.1 Dimensionerende omgivelsestemperatur Den første parameter der vil blive varieret er den dimensionerende omgivelsestemperatur. Dvs. den temperatur hvor gaskøleren dimensioneres til at kunne køle kølemidlet ned til t amb + 3 C. På figur B.1(a) kan man se at det dimensionerende areal topper omkring 32 C for et gaskølertryk på 83bar. Variationen skyldes isothermernes forløb på h,log(p) diagrammet. Hvis man sætter gaskølertrykket for at give den højeste COP ser forløbet ud som på figur B.1(b), da systemet har 2 frihedsgrader bruges ligningen fra tidligere (2.1) til at bestemme det optimale driftstryk. File:working_lmtd_v2_dparam2.EES File:working_lmtd_v2_dparam2.EES :58:32 Page :20:43 Page 1 EES Ver : #0780: Department of Energy Engineering, Tech. Univ. of Denmark EES Ver : #0780: Department of Energy Engineering, Tech. Univ. of Denmark UA [KJ/s-C] 6 5,5 5 4,5 4 3,5 3 2,5 2 p2 d =83 [bar] UA W c;d 1, t air;d [c] W c;d [KJ/s] UA [KJ/s-C] UA W c;d t air;d [c] W c;d [KJ/s] (a) Varierende t omg,d ved 83bar (b) Varierende t omg,d ved optimalt højtryk Figur B.1: Dimensionerende UA værdi og nominel kompressorydelse ved varierende dimensionerende udetemperatur ved gaskølertryk på hhv. 83bar og optimalt tryk fra ligning (2.1). Det er bemærkelsesværdigt at den påkrævede UA-værdi falder ved en højere udetemperatur, men dette skyldes at massestrømmen bliver større igennem veksleren, og dermed bliver temperaturforskellen også større. Dette kan også ses udfra at den nominelle kompressoreffekt stiger ved en højere udetemperatur (især tydeligt på figur B.1(b)). B.2 Temperaturforskel på gasafgang og omgivelser Figur B.2 viser, helt forudsigeligt, at UA-værdien stiger jo tættere afgangstemperaturen ønskes på udetemperaturen. Og den modsatte vej er det også forudsigeligt, at, da afkølingen af gassen bliver mindre jo Side 20

78 B Indflydelse af designparametre længere afgangstemperaturen er fra udetemperaturen, da bliver kompressorarbejdet større for at fastholde køleydelsen. File:working_lmtd_v2_dparam2.EES :58:51 Page 1 EES Ver : #0780: Department of Energy Engineering, Tech. Univ. of Denmark 7 6 UA [KJ/s-C] UA W c;d W c;d [KJ/s] dt to;air Figur B.2: Dimensionerende UA værdi og nominel kompressorydelse ved varierende temperaturforskel mellem gaskøler udløb og omgivelsestemperatur. B.3 Gaskølertryk Den parameter, der har størst betydning for den dimensionerende UA-værdi, er uden tvivl trykket i gaskøleren. På figur B.3 ses det at UA-værdien svinger fra 14 til ca. 2 afhængig af trykket. På figuren er det desuden muligt at se hvorledes kompressoreffekten ændrer sig i forhold til trykket. Denne graf (figur B.3) illustrerer derfor, også hvorfor det måske kan betale sig at reducere blæsernes effektforbrug (og nedsætte UA-værdien). Det kan anes fordi kompressorens effektforbrug ikke stiger ret meget ved en trykøgning selvom den påkrævede UA-værdien er væsentligt mindre. Hvis reduktionen af energi til blæserne bliver væsentligt større kan der være en samlet energibesparelse. File:working_lmtd_v2_dparam2.EES :59:23 Page 1 EES Ver : #0780: Department of Energy Engineering, Tech. Univ. of Denmark UA [KJ/s-C] bar, design pressure UA W c;d W c;d [KJ/s] p2 d [bar] Figur B.3: Dimensionerende UA værdi og nominel kompressorydelse ved varierende dimensionerende gaskølertryk. Lodret blå streg er valgt dimensionerende tryk (udfra største COP). På figur B.3 kan man se, at det valgte dimensionerings-tryk (83bar) ikke resulterer i den laveste UA-værdi, Side 21

79 B Indflydelse af designparametre men derimod i den laveste kompressorydelse ved en udetemperature på 30 C. Udfra ligning (2.1) vil det optimale drifstryk for en afgangstemperatur på 33 C være 81, 26 bar, men som det kan ses på grafen, vil det øgede tryk (til 83 bar) ikke have betydning for anlæggets COP, men derimod en vis indflydelse på UA-værdien. At trykket i den dimensionerende tilstand er hævet en smule er et udtryk for et konservativt skøn på størrelsen af den samlede tilrådighedsværende UA-værdi. B.4 Nominel køleydelse Den nominelle ydelse for anlægget er ligefrem proportionalt med størrelsen af veksleren ved de samme betingelser. Denne parameter er derfor ikke interessant at studere. File:working_lmtd_v2_dparam.EES :32:27 Page 1 EES Ver : #0780: Department of Energy Engineering, Tech. Univ. of Denmark UA [KJ/s-C] UA W c;d W c;d [KJ/s] Q c;d [KJ/s] Figur B.4: En variation af den nominelle gaskølerydelse resulterer i en linær variation af den nødvendige UA-værdi. B.5 Fordampningstemperatur Ved at variere fordampningstemperaturen øges kompressorarbejdet og varmemængden, der skal udveksles i gaskøleren (se figur B.5) bliver større. Men da den tilføjede varme er tilgængelig ved en højere temperatur, bliver den påkrævede UA-værdi ikke nævneværdigt større. På figur B.6 er den påkrævede UA-værdi plottet i forhold til fordampningstemperaturen. Da det ikke vurderes sandsynligt at temperaturen på den kolde side vil ændre sig nævneværdigt efter anlægget er dimensioneret vil denne parameter ikke bliver undersøgt videre. B.6 Forhold mellem strømforbrug og varmeovergangstal Hvis der ikke er installeret frekvensstyrede blæsere vil muligheden for at regulere være anderledes. Der vil i så fald være mulighed for at slukke de enkelte blæsere, og derved lave en stepvis reduktion af det effektive areal. Sammenhængen mellem strømforbrug og UA værdi vil derved blive lineær, se ligning B.1. På figur A.2 (tidligere afsnit) kan man se hvorledes strømforbruget stiger i forhold til UA-værdien med en Side 22

80 File:working_lmtd_v2_dparam_hlogp.EES :37:52 Page 1 EES Ver : #0780: Department of Energy Engineering, Tech. Univ. of Denmark B Indflydelse af designparametre P [bar] p[i] -5 C 25 C 30 C 35 C 40 C C 50 C R744 0,2 0,4 0,6 0,8 70 C 80 C h [kj/kg] C -0,9-0,8 2-0,7-0,6 kj/kg-k Design specifications (UA value) t air;d =30 [c] dt air;d =15 [c] t3 d =33 [C] n fan;d =1850 [ ] p1 d =25,01 [bar] p2 d =83 [bar] Q gc;d =25,54 [KJ/s] Q c;d =15 [KJ/s] sc = 3 [c] sh = 3 [c] fan d =0,03 W fan;d =0,7661 [KJ/s] W c;d =10,54 [KJ/s] mtd_v2_dparam_hlogp.ees Figur B.5: Kredsprocessen med fordampningstemperatur på -5 C plottet på et h-log(p) diagram. Den stiplede kreds er medees fordampningstemperatur Ver : #0780: Department på -12 C of. Energy Engineering, Tech. Univ. of Denmark 6 UA [KJ/s-C] 5,5 5 4,5 4 3,5 UA W c;d W c;d [KJ/s] t4 d (evaporation temperature) Figur B.6: Dimensionerende UA værdi og nominel kompressorydelse ved varierende dimensionerende fordampningstemperatur. hhv. linær fremskrivning og en fremskrivning med nusselts tal og omdrejningshastighed. W fan = fan rat UA K (B.1) Side 23

81 B File:working_lmtd_evapt.EES :52:26 Page 1 EES Ver : #0780: Department of Energy Engineering, Tech. Univ. of Denmark Indflydelse af designparametre COP 1,4 1,3 1,2 1,1 1 0,9 0,8 10 Q dot;cool=7,5 [KJ/s] t[4]=-12 [c] 9 t amb=30 [C] % fan 50% fan 60% fan 3 70% fan 80% fan 2 90% fan 100% fan 1 125% fan 0, p[2] [bar] dt amb [c] Design specifications (UA value) t air;d=30 [c] dt air;d=15 [c] t3 d=33 [C] n fan;d=1850 [ ] p1 d=25,01 [bar] p2 d=83 [bar] Q gc;d=25,54 Q c;d=15 sc = 3 [c] sh = 3 [c] fan d=0,03 W fan;d=0,7661 [KJ/s] W c;d=10,54 [KJ/s] dtamb 40% dtamb 50% dtamb 60% dtamb 70% dtamb 80% dtamb 90% dtamb 100% dtamb 125% Figur B.7: COP for systemet plottet ved en fordampertemperatur på -12 C. Bemærk den ændrede skalering af y-aksen. COP er noget lavere, men forholdene imellem er stadigvæk de samme. File:working_lmtd.v2_wfan2.EES :09:53 Page 1 EES Ver : #0780: Department of Energy Engineering, Tech. Univ. of Denmark COP 1,9 1,8 1,7 1,6 1,5 1,4 1,3 Wfan=K*UA Q dot;cool =7,5 [KJ/s] t[4]=-5 [c] t amb =30 [C] 40% fan 50% fan 60% fan 70% fan 80% fan 90% fan 100% fan 125% fan 1, p[2] [bar] dt amb [c] Design specifications (UA value) t air;d=30 [c] dt air;d=15 [c] t3 d=33 [C] n fan;d=1850 [ ] p1 d=30,46 [bar] p2 d=83 [bar] Q gc;d=23,55 Q c;d=15 sc = 3 [c] sh = 3 [c] fan d=0,03 W fan;d=0,7066 [KJ/s] W c;d=8,554 [KJ/s] dtamb 40% dtamb 50% dtamb 60% dtamb 70% dtamb 80% dtamb 90% dtamb 100% dtamb 125% Figur B.8: System COP plottet med en lineær sammenhæng mellem UA-værdi og blæser strømforbrug (tænd/sluk regulering). På figur B.8 er systemets COP plottet med den lineære sammenhæng mellem UA-værdi og blæsereffekt. Som det ses, er der ikke anden forskel, end at graferne igen er kommet tættere på hinanden, effekten ved at skrue helt ned for blæserne bliver ikke så stor, men den generelle trend er stadig den samme. B.7 Blæsernes nominelle strømforbrug Strømforbruget af blæseren er defineret som 3% af gaskølerydelsen, udfra traditionelle designspecifikationer. En variation af denne effekt vil resulatere i en ændret system COP, men vil ikke ændre nævneværdig på trenden, kun på størrelsen af den mulige energibesparelse. På figur B.10(a) og B.9(b) kan plottene sammenlignes. Side 24

82 B Indflydelse af designparametre File:working_lmtd.v2_30c.EES :24:53 Page 1 EES Ver : #0780: Department of Energy Engineering, Tech. Univ. of Denmark COP 1,9 1,8 1,7 1,6 1,5 1,4 1,3 10 t amb=30 [C] t[4]=-5 [c] 9 Q dot;cool=7,5 [KJ/s] 40% fan 8 50% fan 60% fan 70% fan 7 80% fan 90% fan 6 100% fan 125% fan , p[2] [bar] dt amb [c] Design specifications (UA value) t air;d=30 [c] dt air;d=15 [c] t3 d=33 [C] n fan;d=1850 [ ] p1 d=30,46 [bar] p2 d=83 [bar] Q gc;d=23,55 Q c;d=15 sc = 3 [c] sh = 3 [c] fan d=0,03 W fan;d=0,7066 [KJ/s] W c;d=8,554 [KJ/s] dtamb 40% dtamb 50% dtamb 60% dtamb 70% dtamb 80% dtamb 90% dtamb 100% dtamb 125% File:working_lmtd.v2_wfan.EES :41:44 Page 1 EES Ver. (a) 8.400: Blæser #0780: Department effekt of Energy 3% Engineering, af condenser Tech. Univ. of Denmark COP 1,9 1,8 1,7 1,6 1,5 1, % fan 50% fan 9 60% fan 70% fan 8 80% fan 90% fan 7 100% fan 125% fan 6 1,3 t amb =30 [C] 2 t[4]=-5 [c] Q dot;cool =7,5 [KJ/s] 1 1, p[2] [bar] dt amb [c] Design specifications (UA value) t air;d=30 [c] dt air;d=15 [c] t3 d=33 [C] n fan;d=1850 [ ] p1 d=30,46 [bar] p2 d=83 [bar] Q gc;d=-9999 Q c;d=15 sc = 3 [c] sh = 3 [c] fan d=0,02 W fan;d=-9999 [KJ/s] W c;d=-9999 [KJ/s] dtamb 40% dtamb 50% dtamb 60% dtamb 70% dtamb 80% dtamb 90% dtamb 100% dtamb 125% (b) Blæser effekt 2% af condenser Figur B.9: Den nominelle blæsereffekt har betydning for systemets samlede COP, men ikke for den generelle trend. Som man kan forestille sig, har størrelsen af blæserne mest indflydelse på de kurver hvor blæsereffekten er stor, dvs. de nederste grafer. De er flyttet højere op, og kurverne kommer derved til at ligge tættere, men den generelle trend er som skrevet stadig den samme. Det er i øvrigt bemærkelsesværdigt at blæserens effekt bliver mere vigtig jo mere effektivt anlægget er: (ligning (B.4)) W fan = 0, 03Q c (B.2) Q c = COP + 1 (B.3) W fan = 0, , 03COP (B.4) Ligning (B.4) er plottet på figur B.10, som det fremgår af figuren, vil blæsereffekten få større og større indflydelse på systemet samlede COP, jo bedre anlæggets køle-cop er ved designtilstanden. Da kompres- Side 25

83 B Indflydelse af designparametre sorens isentropiske virkningsgrad i designtilstanden for dette projekt er lav, vil blæsereffekten derfor være lav i forhold til kompressorydelsen. Der er derfor tale om en konservativ antagelse, og en evt. besparelse File:(Untitled) :27:21 Page 1 forventes derfor at være større ved et mere effektive morderne anlæg. EES Ver : #0780: Department of Energy Engineering, Tech. Univ. of Denmark 15 12,5 W fan [% af W comp ] 10 7,5 5 2, ,5 2 2,5 3 3,5 4 COP Figur B.10: Blæsereffekten som funktion af anlæggets COP ved designtilstand. B.8 Kompressorens isentropvirkningsgrad Som basis for modelleringen er valgt en isentropvirkningsgrad for den kompressor der er indbygget i testanlægget. Da der er tale om en lille kompressor er virkningsgraden kun η is = 0, 52. Fra andre kilder [2] har vi at virkningsgraden for en generel kompressor kan beskrives ved følgende curve-fit: (ligning (B.5)) η is = ( p2 p 1 ) ( p2 p 1 ) ( p2 p 1 ) ( p2 p 1 ) 4 (B.5) Dette curvefit plottes sammen med de statistiske data fra Danfoss-kompressormodellen, resultatet ses på figur B.11. Det er bemærkelsesværdigt, at der, for Danfoss kompressoren, ikke sker andet end en lineær ændring af den isentropiske virkningsgrad med trykket. Dog er det positivt at begge tilnærmelser ligger indenfor ca. samme område 0,5-0,55. En anden kilde[4] nævner at der måles virkningsgrader fra 0,6 til 0,65 for lidt større stempelkompressorer. På figur B.12 er plottet effekten af den isentropisk virkningsgrad på UA-værdien og den nominelle kompressorydelse. Igen kan det konkluderes at indvirkningen er mindre, udsvinget er ca. 10% på UA-værdien. Side 26

84 File:working_lmtd_v2_dparam_is.EES :21:04 Page 1 EES Ver : #0780: Department of Energy Engineering, Tech. Univ. of Denmark B Indflydelse af designparametre 0,545 0,54 0,535 0,53 eta IS, eta is2 0,525 0,52 0,515 0,51 0,505 IS TN1416 is generel 0, p[2] [bar] Figur B.11: To forskellige tilnærmelser af den isentropiske virkningsgrad for kompressoren. Den rette linie er en statisk model for den kompressor, der er indbygget i anlægget. File:working_lmtd_v2_dparam_is.EES :23:20 Page 1 EES Ver : #0780: Department of Energy Engineering, Tech. Univ. of Denmark 4,6 9 4,5 8,5 UA [KJ/s-C] 4,4 4,3 4,2 4,1 UA Wc;d 8 7,5 7 6,5 Wc;d [KJ/s] 4 6 0,5 0,525 0,55 0,575 0,6 0,625 0,65 0,675 0,7 eta is;d Figur B.12: Dimensionerende UA værdi og nominel kompressorydelse ved varierende dimensionerende isentropvirkningsgrad. B.9 Vurdering af modellens følsomhed Det vurderes, at modellen opfører sig som forventet, og at de parametre, der på forhånd var forventet at have afgørende betydning for resultatet har den forventede effekt. De mest betydende parametre ved dimensioneringen er følgende: B.9.1 Trykket i gaskøleren (p 2 ) Trykket i gaskøleren har stor betydning for den nødvendige UA-værdi. I denne model er valgt et konservativt (arealet er lidt mindre) højere tryk, end det tryk der vil give den bedste COP for kølekredsen. Side 27

85 B Indflydelse af designparametre B.9.2 Omgivelsestemperaturen Omgivelsestemperaturen har selvfølgelig stor effekt på størrelsen af anlægget. I denne model er valgt en omgivelsestemperatur på 30 C, som den temperatur hvor anlægget skal kunne levere den dimensionerede ydelse ved de givne parametre. Denne temperatur er måske valgt højt for Danske forhold, men som det ses på figur B.1(b), betyder valget af denne temperatur kun at UA-værdien bliver mindre. B.9.3 Den dimensionerende T Temperaturforskellen mellem gaskøler-afgangen og den omgivende temperatur har også en stor betydning for arealet af veksleren. I dimensioneringsfasen skal man gøre op om man vil tillade en større temperaturforskel og en lavere COP eller om veksleren skal være større og energiforbruget til kompressoren mindre. B.10 Argumentation for de valgte designparametre De valgte parametre er udvalgt udfra den betragtning, at de stemmer meget godt overens med hvorledes et virkeligt anlæg vil blive dimensioneret. Udgangspunktet er, at den udregnede UA-værdi vil svare godt til et virkeligt anlæg med samme ydelse. For nyere anlæg har det vist sig, at den begrænsende tilstand for anlæggets ydelse er de allerhøjeste tryk for subkritisk drift, dvs. de UA værdier, der er udregnet med den dimensionerende tilstand beskrevet ovenfor, er optimistiske med hensyn til påkrævet areal, man kan således forvente, at den totale UA-værdi vil være endnu større for et virkeligt anlæg, end for designtilstanden specificeret i denne rapport. I det tilfælde at UA værdien er større vil det således være muligt at realisere en endnu større besparelse, da det vil være muligt at reducere blæserhastigheden yderligere. Side 28

86 C C Simuleringsresultater I (Veksler) Simuleringsresultater I (Veksler) C.1 Temperaturforløbet, 83bar, 30 C For at forstå resultaterne genereret af modellen er det nødvendigt at forstå hvorledes modellen arbejder, i særdeleshed hvordan forløbet igennem gaskøleren udvikler sig. På figurerne C.1(a) og C.1(b) er forløbet afbilledet på to måder. File:working_lmtd.v2.EES File:working_lmtd.v2.EES EES Ver : 11:03:46 #0780: Page Department 1 of Energy Engineering, Tech. Univ. of Denmark EES Ver : #0780: Department of Energy Engineering, Tech. Univ. of Denmark tco2[i], tair[i] [C] ,2 0,4 0,6 0,8 1 UArel[i] fan rat =1 [ ] t amb =30 [C] t[4]=-5 [c] Q dot;cool =7,5 [KJ/s] p[2]=83 [bar] f comp;d =0,4484 [ ] t CO2[i] t air[i] tco2[i], tair[i] [C] 120 Design specifications (UA value) t air;d 110 =30 [c] dt air;d =15 [c] t3100 d =33 [C] n fan;d =1850 [ ] 90 p1 d =30,46 [bar] p2 d 80 =83 [bar] Q gc;d =23,55 [KJ/s] Q c;d 70 =15 [KJ/s] sc = 3 [c] sh 60 = 3 [c] fan d =0,03 W fan;d 50=0,7066 [KJ/s] W c;d =8,554 [KJ/s] fan rat =1 [ ] t amb =30 [C] t[4]=-5 [c] Q dot;cool =7,5 [KJ/s] p[2]=83 [bar] f comp;d =0,4484 [ ] t CO2[i] t air[i] q GC[i] [kj/s] Design specifications (UA value) t air;d =30 [c] dt air;d =15 [c] t3 d =33 [C] n fan;d =1850 [ ] p1 d =30,46 [bar] p2 d =83 [bar] Q gc;d =23,55 [KJ/s] Q c;d =15 [KJ/s] sc = 3 [c] sh = 3 [c] fan d =0,03 W fan;d =0,7066 [KJ/s] W c;d =8,554 [KJ/s] (a) UA,t diagram (b) Q,t diagram Figur C.1: Forløbet igennem veksleren afbilledet på 2 måder ved 83 bar og 100% blæserhastighed. Hvis man kigger på figuren C.1(b), kan man ud af Q,t-diagrammet se at der for denne tilstand er et pinchpoint henimod slutningen af veksleren. Det kan også ses, at det kun er i den sidste del af veksleren at temperaturforskellen nærmer sig 0. Da N = 50 dele, er det kun få procent af den udvekslede varme, der er påvirket af dette pinchpoint. Dette kunne lede til den konklusion, at problematikken ikke var relevant for undersøgelserne i denne rapport, men den naturlige konsekvens af denne problematik gør, at problemet alligevel er relevant. På figur C.1(a) kan man se, at den sidste sektion af veksleren (der kun overfører 2% af varmen) udgøres af næsten 60% af veksler-arealet (UA-værdien) til rådighed. Da det netop er UA-værdien der varieres igennem simuleringerne med forskellig blæserhastighed er problematikken meget relevant for den overordnede problemstilling. Det er også tydeligt at en relativ stor ændring af UA-værdien ikke vil have den store indflydelse på den overførte varmemængde og derfor heller ikke på den samlede anlægsydelse. C.2 Temperaturforløbet, 87bar, 30 C Men den ovenforbeskrevne problematik gør sig ikke altid gældende. På figur C.2(a) og C.2(b) er temperaturforløbet plottet for den samme veksler med et gaskølertryk på 87bar og en blæserhastighed på 50% Side 29

87 C Simuleringsresultater I (Veksler) af nominel hastighed. File:working_lmtd.v2.EES File:working_lmtd.v2.EES :04:56 Page EES Ver : #0780: Department of Energy Engineering, Tech. Univ. of Denmark EES Ver : #0780: Department of Energy Engineering, Tech. Univ. of Denmark tco2[i], tair[i] [C] ,2 0,4 0,6 0,8 1 UArel[i] (a) UA,t diagram fan rat =0,5 [ ] t amb =30 [C] t[4]=-5 [c] Q dot;cool =7,5 [KJ/s] p[2]=87 [bar] f comp;d =0,4411 [ ] t CO2[i] t air[i] 120 Design specifications (UA value) t air;d 110 =30 [c] dt air;d =15 [c] t3 d =33 100[C] n fan;d =1850 [ ] 90 p1 d =30,46 [bar] p2 d =83 [bar] 80 Q gc;d =23,55 [KJ/s] Q c;d =15 70 [KJ/s] sc = 3 [c] sh = 60 3 [c] fan d =0,03 W fan;d 50=0,7066 [KJ/s] W c;d =8,554 [KJ/s] 40 tco2[i], tair[i] [C] 30 fan rat =0,5 [ ] t amb =30 [C] t[4]=-5 [c] Q dot;cool =7,5 [KJ/s] p[2]=87 [bar] f comp;d =0,4411 [ ] t CO2[i] t air[i] q GC[i] [kj/s] (b) Q,t diagram Design specifications (UA value) t air;d =30 [c] dt air;d =15 [c] t3 d =33 [C] n fan;d =1850 [ ] p1 d =30,46 [bar] p2 d =83 [bar] Q gc;d =23,55 [KJ/s] Q c;d =15 [KJ/s] sc = 3 [c] sh = 3 [c] fan d =0,03 W fan;d =0,7066 [KJ/s] W c;d =8,554 [KJ/s] Figur C.2: Forløbet igennem veksleren afbilledet på 2 måder ved 87 bar og 50% blæserhastighed. På figur C.2(a) ses det at den sidste vekslerdel nu kun udgøres af ca 30% af UA-værdien, hvilket også stemmer overens med antagelsen i afsnit C. Da afgangstemperaturen fra gaskøleren ikke ændrer sig nævneværdigt for CO 2, vil massestrømmen være næsten den samme, da ydelsen er fastholdt. Det er værd at bemærke, at afgangstemperaturen for luftsiden er markant højere i kraft af den lavere blæserhastighed og dermed massestrøm af luft. Dette har dog ikke den store betydning da temperaturforskellen mellem luften og CO 2 i starten af gaskøleren er meget stor. På forløbet kan man også se, at ydelsen af gaskøleren begynder at blive påvirket markant, hvis UA-værdien nedsættes yderligere. Hvilket også kan ses på udviklingen på figurerne i afsnit D. Side 30

88 D D Simuleringsresultater II (COP) Simuleringsresultater II (COP) Modellen beskrevet i de tidligere afsnit benyttes til at udregne en COP for anlægget. Forskellige parametre undersøges for at identificere en sammenhæng og opstille en tese omkring forløbet. Denne tese skulle gerne formuleres således, at det bliver muligt at definere en reguleringsalgoritme for anlægget. D.1 Avanceret simulering Modellen i EES bruges til at udregne en COP for anlægget, Denne COP er udregnet som kuldeydelse i forhold til blæser- og kompressoreffekt. Via parametertabeller kan trykket i gaskøleren varieres, og resultaterne kan plottes på en graf. Sammen med systemets COP er temperaturforskellen mellem gaskølerafgangen og udetemperaturen (dt ) plottet, et sådant plot ses på figur D.1. File:working_lmtd.v2_30c_small.EES :24:55 Page 1 EES Ver : #0780: Department of Energy Engineering, Tech. Univ. of Denmark COP 1,8 1,7 1,6 1,5 1,4 Q dot;cool =7,5 [KJ/s] t[4]=-5 [c] t amb =30 [C] 100% fan dt amb 100% dt amb [c] Design specifications (UA value) t air;d =30 [c] dt air;d =15 [c] t3 d =33 [C] n fan;d =1850 [ ] p1 d =30,46 [bar] p2 d =83 [bar] Q gc;d =23,55 Q c;d =15 sc = 3 [c] sh = 3 [c] fan d =0,03 W fan;d =0,7066 [KJ/s] W c;d =8,554 [KJ/s] 1,3 1 1, p[2] [bar] Figur D.1: Systemets COP og temperaturforskel mellem afgang fra gaskøler og omgivelser, plottet i forhold til gaskølertryk. På figur på figur D.1 er der flere interessante forhold, der gør sig gældende. Men for at forstå grafen er det vigtigt at bemærke de ting der er markeret med en rød cirkel. Det drejer sig først og fremmest om køleydelsen som man kan se udgør 50% af den dimensionerede ydelse, men også parameteren fan d som viser hvor stor procentdel af gaskølerydelsen blæserydelsen udgør. På grafen kan man se, at COP for anlægget har et toppunkt og at COP falder efter toppunktet ved et højere tryk. Ved at aflæse temperaturforskellen (lodret og vandret stiplet linie) ved de højeste COP, kan man se at toppunktet forekommer lige efter at dt er blevet lidt større end 0. Den primære antagelse er derfor at det kun kan betale sig at hæve trykket indtil afgangstemperaturen når ned tæt på omgivelsestemperaturen. (Hvor tæt analyseres i afsnit 7.1.) Når trykket sænkes, falder den secifikke køleeffekt. Dette medfører at massestrømmen stiger kraftigt, hvilket igen leder til faldende secifik køleeffekt, derfor falder anlæggets Side 31

89 D Simuleringsresultater II (COP) COP brat, efter et givet optimaltryk. File:working_lmtd.v2_30c_small.EES :18:12 Page 1 EES Ver : #0780: Department of Energy Engineering, Tech. Univ. of Denmark COP 1,8 1,7 1,6 1,5 1,4 Q dot;cool =7,5 [KJ/s] t[4]=-5 [c] t amb =30 [C] 50% fan 100% fan dt amb [c] Design specifications (UA value) t air;d =30 [c] dt air;d =15 [c] t3 d =33 [C] n fan;d =1850 [ ] p1 d =30,46 [bar] p2 d =83 [bar] Q gc;d =23,55 Q c;d =15 sc = 3 [c] sh = 3 [c] fan d =0,03 W fan;d =0,7066 [KJ/s] W c;d =8,554 [KJ/s] 1,3 1 dt amb 50% 1, p[2] [bar] dt amb 100% Figur D.2: Systemets COP og temperaturforskel mellem afgang fra gaskøler og omgivelser ved fuld og halv kraft på blæserne, plottet i forhold til gaskølertryk. På figur D.2 er samme graf plottet igen sammen med de tilsvarende grafer for et system, hvor blæserhastigheden kun er 50% af den nominelle effekt. Som det kan ses, er temperaturforskellen ved gasafgangen denne gang en smule højere for det optimale driftspunkt. Det er også bemærkelsesværdigt at det er muligt at få systemet til at have en højere COP ved at hæve trykket og sænke blæserhastigheden. For de givne parametre for denne simulering (30 C udetemperatur, 50% kølelast og designtilstand som vist på plottet), er det derfor muligt at reducere det samlede energibehov for systemet. Ved at reducere energiforbruget på blæserne og samtidigt hæve trykket på gaskøleren er det muligt at hæve systemets COP fra 1.65 til 1.81, en forbedring på 9, 6%. Hvis der også plottes grafer for andre blæserhastigheder ses resultatet på figur D.3. D.1.1 Opbygning af simuleringsrutine i EES Simuleringsrutinen baseres på en model med et antal parametertabeller. Der er en tabel for hver blæserhasitighed. Parametertabeller har gaskøklertrykket som drivende parameter og en række interessante outputs som resultater. Hver enkelt parameteretabel producerer et sæt linier (COP og dt) på graferne D.1 til D.3. Tabellen løses fra 120bar ned mod 70bar, da det ikke er sikkert der er løsninger til systemet ved de lavere tryk. Hvis trykket bliver for lavt er det ikke sikkert at gaskøleren kan afgive alt den varme der er påkrævet for at systemet løses. Værdierne fra parametertabellerne plottes på grafer som ovenfor ved de forskellige betingelser, således at udviklingen kan fortolkes. Side 32

90 File:working_lmtd.v2_30c_small.EES :06:07 Page 1 EES Ver : #0780: Department of Energy Engineering, Tech. Univ. of Denmark D COP Simuleringsresultater II (COP) 1,8 1,7 1,6 1,5 1,4 Q dot;cool =7,5 [KJ/s] t[4]=-5 [c] t amb =30 [C] 40% fan 50% fan 60% fan 70% fan 80% fan 90% fan 100% fan 125% fan dt amb [c] Design specifications (UA value) t air;d =30 [c] dt air;d =15 [c] t3 d =33 [C] n fan;d =1850 [ ] p1 d =30,46 [bar] p2 d =83 [bar] Q gc;d =23,55 Q c;d =15 sc = 3 [c] sh = 3 [c] fan d =0,03 W fan;d =0,7066 [KJ/s] W c;d =8,554 [KJ/s] 2 1,3 1 1, p[2] [bar] dt amb 40% dt amb 50% dt amb 60% dt amb 70% dt amb 80% dt amb 90% dt amb 100% dt amb 125% Figur D.3: Den samlede COP for systemet plottet ved forskellige blæserhastigheder i forhold til gaskølertrykket. Udetemperatur 30 C, kølelast 50% D.2 Simulering med varierende køleydelse Dette afsnit vil omhandle en kort gennemgang af proceduren for, hvorledes en simulering gennemføres, der henvises til afsnit 7.1 for gennemgang af mere omfangsrige resultater. D.2.1 COP Tilsvarende figur D.3 er figur D.4 et plot af systemets COP som funktion af gaskølertrykket. For figur D.4 er køleydelsen dog kun 40% af fuldlast. En måde at anskueliggøre virkningen af køleydelsen er ved at lave et plot som figur D.5, hvor systemets COP er plottet ved forskellig kølelast i forhold til gaskølertrykket, med en fast blæserhastighed. Fra figuren er det tydeligt at det optimale tryk i gaskøleren er højere jo mere kølelast anlægget udsættes for. Ved analyse i Excel kan toppunkterne fra figur D.4 isoleres, og værdier kan plottes således, at der fremkommer en graf over hvorledes den højeste COP fremkommer i forhold til blæserhastigheden. Dette plot er vist på figur D.6(a). Bemærk på figur D.6(a) den grønne trekant, det er den værdi som systemet ville være indreguleret efter med den eksistende algoritme ved de samme driftsbetingelser. På figur D.6(b) er de gaskølertryk, hvor de tilhørende system COP var højest, plottet sammen med det tryk som den eksisterende algoritme ville regulere ind efter. Side 33

91 File:working_lmtd_v2_qc40.EES :18:32 Page 1 EES Ver : #0780: Department of Energy Engineering, Tech. Univ. of Denmark D COP Simuleringsresultater II (COP) 1,8 1,6 1,4 1,2 1 0,8 0,6 0,4 Q dot;cool =6 [KJ/s] t amb =30 [C] t[4]=-5 [c] 40% fan 50% fan 60% fan 70% fan 80% fan 90% fan 100% fan 125% fan 0, p[2] [bar] dt amb [c] Design specifications (UA value) t air;d =30 [c] dt air;d =15 [c] t3 d =33 [C] n fan;d =1850 [ ] p1 d =30,46 [bar] p2 d =90 [bar] Q gc;d =23,8 Q c;d =15 sc = 3 [c] sh = 3 [c] fan d =0,03 W fan;d =0,7139 [KJ/s] W c;d =8,798 [KJ/s] dt amb 40% dt amb 50% dt amb 60% dt amb 70% dt amb 80% dt amb 90% dt amb 100% dt amb 125% Figur D.4: Systemets COP som funktion af trykket ved forskellige blæserhastigheder. Køleydelse 40% og g_lmtd_v2_qc.ees :31:0 EES Ver : #0780: Department of Energy Engineering, Tech. Univ. of Denmark udetemperatur 30 C. 1,9 1,8 fan rat =0,6 [ ] t amb =30 [C] COP 1,7 1,6 1,5 1,4 1,3 1,2 1, p[2] [bar] Q dot;cool = 30% Q dot;cool = 40% Q dot;cool = 50% Q dot;cool = 60% Q dot;cool = 70% Q dot;cool = 80% Q dot;cool = 90% Q dot;cool = 100% Figur D.5: Den samlede COP for systemet plottet ved forskellige køleydelse i forhold til gaskølertrykket. Plottet ved 30 C og ved 60% blæserhastighed. Fra figur D.6(b) kan det konkluderes at det vil være nødvendigt at implementere en ny algoritme for at justere anlægget til optimalt tryk i gaskøleren med varierende blæserhastighed. Side 34

92 Tryk [bar] COP Temperaturforskel til omgivelser [C] D Simuleringsresultater II (COP) 2 1,8 1,6 COP vs. blæserhastighed 0,7 0,6 1,4 1,2 1 0,8 0,6 0,4 0,2 0,5 0,4 0,3 0,2 0, % 20% 40% 60% 80% 100% 120% 140% Blæser hastighed COP cop opti dt 100 (a) COP og dt Optimalt tryk i gaskøler % 20% 40% 60% 80% 100% 120% 140% Blæserhastighed p2 p2_opti (b) Gaskølertryk Figur D.6: Toppunkter af COP som funktion af blæserhastighed og optimalt tryk i gaskøler, ved 40% kølelast og 30 C udetemperatur. Side 35

93 COP D Simuleringsresultater II (COP) 1,9 COP ved forskellige kølelast 1,8 1,7 1,6 1,5 1,4 1,3 40% cool 60% cool 80% cool 100% cool 1,2 1,1 1 0% 20% 40% 60% 80% 100% 120% 140% Fan Speed Figur D.7: COP plottet ved forskellig kølelast, udetemperatur 30 C. D.2.2 Blæserhastighed Ved at fremstille grafer tilsvarende figur D.6(a) for andre køleydelser og plotter dem sammen fremkommer figur D.7. Fra denne figur kan toppunkterne for de enkelte grafer igen findes og der kan genereres en figur der viser den absolut bedste blæserhastighed ved en udetemperatur på 30 C. Et sådant plot kan ses på figur D.8. D.2.3 Optimalt Gaskølertryk Hvis det optimale gaskølertryk plottets til punkterne i figur D.7 og D.8 fremkommer figur D.9. Som det kan ses, er der en umiddelbar sammenhæng mellem køleydelsen og det optimale tryk i gaskøleren. Det vurderes derfor, at denne sammenhæng kan bruges til at regulere gaskølertrykket ud fra. D.3 Varierende formel for isentropisk virkningsgrad. Ved at benytte en anden formel (ligning (B.5)) for den isentropiske virkningsgrad, kan figur D.10(b) genereres. Det kan ses af figuren, at den samlede system COP er højere i starten, men lavere i slutningen i forhold til når den anden tilnærmelse benyttes. Dvs. at denne parameter har mindre betydning for de samlede resultater. Side 36

94 Gaskølertryk [bar] D Simuleringsresultater II (COP) 100% Optimal fan speed 90% 80% Fan speed 70% 60% fan_speed Lineær 50% 40% 40% 50% 60% 70% 80% 90% 100% Kølelast (Q_c) Figur D.8: Den absolut optimale blæserhastighed som funktion af køleydelsen ved en udetemperatur på 30 C. Bemærk hvor tæt forløbet er på en lineær relation (rød/firkant linie på figuren). Optimalt gaskølertryk % 20% 40% 60% 80% 100% 120% Køleydelse Figur D.9: Det gaskølertryk der sammen med blæserhastigheden fra figur D.8 giver den højeste COP. D.4 Opsummering af matematisk model Den matematiske model er opbygget således, at den kan simulere anlæggets drift under forskellige forudsætninger. Modellens følsomhed overfor forskellige parametre er blevet studeret og en kort gennemgang og tolkning af resultaterne er blevet foretaget. For at eftervise simuleringsresultaterne er der i forbindelse med projektet bygget et CO 2 -køleanlæg, der er instrumenteret til at kunne foretage avancerede driftssituationer og generere resultater der umiddelbart Side 37

95 D File:working_lmtd.v2_30c.EES :24:53 Page 1 EES Ver : #0780: Department of Energy Engineering, Tech. Univ. of Denmark Simuleringsresultater II (COP) COP 1,9 1,8 1,7 1,6 1,5 1,4 1,3 10 t amb=30 [C] t[4]=-5 [c] 9 Q dot;cool=7,5 [KJ/s] 40% fan 8 50% fan 60% fan 70% fan 7 80% fan 90% fan 6 100% fan 125% fan , p[2] [bar] dt amb [c] Design specifications (UA value) t air;d=30 [c] dt air;d=15 [c] t3 d=33 [C] n fan;d=1850 [ ] p1 d=30,46 [bar] p2 d=83 [bar] Q gc;d=23,55 Q c;d=15 sc = 3 [c] sh = 3 [c] fan d=0,03 W fan;d=0,7066 [KJ/s] W c;d=8,554 [KJ/s] dtamb 40% dtamb 50% dtamb 60% dtamb 70% dtamb 80% dtamb 90% dtamb 100% dtamb 125% File:working_lmtd.v2_30c_is.EES :25:35 Page 1 EES Ver : #0780: Department of Energy Engineering, Tech. Univ. of Denmark (a) Danfoss η is COP 1,9 1,8 1,7 1,6 1,5 1,4 1,3 10 t amb=30 [C] t[4]=-5 [c] 9 Q dot;cool=7,5 [KJ/s] 40% fan 8 50% fan 60% fan 70% fan 7 80% fan 90% fan 6 100% fan 125% fan , p[2] [bar] dt amb [c] Design specifications (UA value) t air;d=30 [c] dt air;d=15 [c] t3 d=33 [C] n fan;d=1850 [ ] p1 d=30,46 [bar] p2 d=83 [bar] Q gc;d=23,55 Q c;d=15 sc = 3 [c] sh = 3 [c] fan d=0,03 W fan;d=0,7066 [KJ/s] W c;d=8,554 [KJ/s] dtamb 40% dtamb 50% dtamb 60% dtamb 70% dtamb 80% dtamb 90% dtamb 100% dtamb 125% (b) Generel η is Figur D.10: Plot af system COP udregnet med ligning (B.5) for isentropvirkningsgrad på graf D.10(b). kan sammenlignes med modellens resultater. De næste afsnit vi omhandle opbygningen af det fysiske anlæg (afsnit K.1) og test og erfaringer fra idriftsættelsen. Afsnit 7 omhandler de mere vidtrækkende resultater fra modellen. Diskussion og tolkning af resultater vil også udgøre en stor del af dette afsnit. Side 38

96 E E Test I (Vekslertest) Test I (Vekslertest) Teststanden er opbygget og instrumenteret således at det ville være muligt at generere et UA,t-plot der kunne sammenlignes med f.eks. figur A.3. Denne sammenligning skulle fungere som validering af vekslermodellen. E.1 Testplanlæging Der skulle have været gennemført en række forsøg ved forskellige gaskølertryk og temperaturgrafer og andre data skulle have været sammenlignet med den matematiske model. Side 39

97 E Test I (Vekslertest) Figur E.1: Grafik der viser hvorledes de forskellige vekslere og målepunkter skulle have set ud i UA,tdiagram. Bemærk at vekslere til venstre har større yderrør og derfor lavere vandhastighed og u værdi end vekslere til højre. Side 40

98 Strømforbrug [W] F F Test II, Blæserkarakteristik Test II, Blæserkarakteristik Der er i testopstililngen monteret en gaskøler fra italienske ECO. Gaskøleren er monteret med en EBM- Papst standard 230V blæsermotor på 75W. Motoren på blæseren er koblet til en frekvensomformer, der kan variere frekvensen og dermed hastigheden af motorens rotation. Denne frekvensomformer forsynes med 230V og forsyningsspændingen er kablet igennem et måleinstrument således at det er muligt præcist at måle strømforbruget. Ulempen er at målingen kan blive en smule forstyrret af frekvensomformeren. Men dog er denne forstyrrelse mindre, da egenforbruget fra omformeren er i størrelsesordenen 6-8W, effektiviteten af omformeren vurderes også til at være meget høj (ca. 95%, varmeeffekten, dvs. tabet, er opgivet til 25W ved max belastning, 370W). F.1 Energiforbrug Ved en simpel måling af frekvensen og strømforbruget fremkommer grafen på figur F.1. Som det ses er sammenhængen mellem strømforbruget og frekvens en næsten lineær udvikling. Dette stemmer ikke overens med antagelsen om en funktion af omdrejningstallet i 3. potens. Dette kan skyldes flere ting, men den største faktor er nok effektiviteten af selve propelleren og selve monteringskassen. Blæseren vil have en ringere og ringere effekt resulterende i et lavere og lavere tryktab som hastigheden stiger, kassen vil ligeledes tillade mere og mere luft at slippe forbi og dermed også reducere hastigheden igennem veksleren Blæs serie 1 Blæs serie 2 Sug serie 1 Sug serie Frekvens [Hz] Figur F.1: Strømforbruget for blæseren målt ved forskellige frekvenser (gennemsnit over 60s). Der er lavet to måleserier med blæs igennem coilen, og to serier med sug igennem. Bemærk lineær sammenhæng. Målingen er foretaget ved at måle strømforbruget af drevet ved forskellige frekvenser. Effektmåleren er Side 41

99 F Test II, Blæserkarakteristik den samme der bruges til at måle energiforbruget af kompressoren. Apparatet har 3 faser der kan adskilles og måles på individuelt, fase 1 går til kompressoren og fase 2 til blæseren. Da online-energimålingen var lidt ustabil (sandsynligvis pga. drevet) er målingerne integreret over ca. 2min og gennemsnitsværdien er indtegnet på figur F.1. Det er ikke umiddelbart hvorfor strømforbruget varierer lineært med omdrejningstallet. Som beskrevet i afsnit A.2.4, burde strømforbruget være en funktion af hastigheden i 3. potens. Dette er også tilfældet i stort set al litteratur om emnet igennem de sidste mange år. Det vil være nødvendigt at foretage målinger på andre blæsere for at afklare problemstillingen endeligt. F.2 Luftmængde For at få et indblik i virkningsgraden af selve proprelleren, er der lavet en måling af hastighedsfeltet for kondenseren. Målingen er foretaget med et pitot-rør, og en hastighedsprofil er optegnet via en serie målinger på forskellige koordinater på blæseroverfladen. Forsøgspostillingen er afbilledet på figur F.2. Til pitot-røret er der tilsluttet et præcisionsmanometer med en opløsning på 0, 01P a (FCO510 Micromanometer), apparatet har en indbygget integrator, og er sat til at vise gennemsnitsværdien over de sidste 20s i displayet. Trykmålingen fra manometeret omregnes via formel (F.1), hvor v er hastigheden, dp er det målte differenstryk, og ρ air er densiteten af luften. Efter denne udregning er målingerne plottet på figur F.3(a) til F.3(d) for blæs igennem veksleren, og figur F.4(a) og F.4(b) for sug igennem blæseren. v = 2dP ρ air (F.1) F.2.1 Blæs igennem blæseren På figur F.3(d) er det værd at lægge mærke til at hastigheden i centrum af gaskøleren er næsten 0. den højeste hastighed findes i hjørnerne af arealet, dette skyldes sandsynligvis at blæseren også accelerere luften en del radialt, og at den luft rammer kanten og tvinges ud gennem finnerne langs kanten. På figurerene F.3(a), F.3(b) og F.3(c) er det tydeligt hastigheden i langt de fleste punkter følger et simpelt forhold til frekvensen. Da den samlede sammenhæng mellem frekvens og blæserhastighed ønskes bestemt fjernes følgende punkter fra gennemsnittet: figur F.3(a) x = 30, figur F.3(b) x = 40 og sidst figur F.3(c) x = 20 og f = 4. Disse punkter udelades, da der tydeligvis er tale om punkter der afviger fra den generelle trend af den ene eller anden årsag. Side 42

100 F Test II, Blæserkarakteristik Y Z X Figur F.2: Luftkølet gaskøler med pitot-rør til at måle hastighedsprofil. Bemærk ovenpå: differenstrykmanometer, til højre: ABB frekvensomformer. F.2.2 Sug igennem blæseren Blæseren er i ovenstående målinger sat til at puste luft igennem kondenseren, en opsætning der som beskrevet ovenfor ikke er helt hensigtsmæssig med hensyn til at skabe en fornuftig hastighedsprofil. Som det ses på figur F.3(a) til F.3(d) er hastigheden meget højere i kanten af veksleren end inde på midten, dette medfører at varmeovergangen ikke er ens over hele fladen, hvilket ikke er hensigtsmæssigt. F.2.3 Udregning af gennemsnitlig lufthastighed Den endelige udregning af lufthastigheden som funktion af frekvensen til blæseren kan ses på figur F.5. Problematikken er i dette tilfælde, at figur F.5 i sammenhæng med figur F.1 leder til en linear sammenhæng mellem strømforbrug og hastighed (se figur F.6). I afsnit B.6 er indvirkningen af en linær sammenhæng mellem strømforbrug og UA-værdi kort studeret. Figur F.6 er et plot tilsvarende figur A.2, dog med den tilføjelse af funktionen (den røde graf) hvor strømforbruget er lineært afhængigt af blæseren, og varmeovergangen stadig er en funktion af omdrejningstallet (den røde graf). Som det ses på figuren, er sammenhængen mellem varmeovergangstallet og strømforbruget for dette tilfælde også en næsten linear sammenhæng. Side 43

101 Test II, Blæserkarakteristik 4 4 3,5 3, ,5 2,5 50Hz 2 40Hz 30Hz 1,5 Lufthastighed Lufthastighed F 50Hz 2 40Hz 30Hz 1,5 20Hz 20Hz 1 1 0,5 0, x [cm] x [cm] (a) Profil y=28cm (b) Profil y=38cm 3D hastighedsprofil 4 3,5 Lufthastighed 3 2,5 50Hz Hz 1,5 30Hz 1, Hz Højde (y) 0, ,5 0,5 2, x [cm] (c) Profil y=48cm Lufthastighed [m/s] 3,5 3 2,5 2-2,5 1, ,5 0, ,5 Bredde (x) (d) Profil i 3D ved 50hz Figur F.3: Hastighedsprofiler for luften ved blæs igennem den luftkølede gaskøler. Bemærk forskellige 4 4 3,5 3, ,5 50Hz 2 40Hz 30Hz 1,5 62Hz Lufthastighed [m/s] Lufthastighed [m/s] frekvenser. 2,5 50Hz 2 40Hz 30Hz 1,5 62Hz 1 1 0,5 0, x [cm] (a) Profil y=36cm x [cm] (b) Profil y=43cm Figur F.4: Hastighedsprofiler for luften ved sug igennem den luftkølede gaskøler. Bemærk forskellige frekvenser. Som det ses på figur F.6 har det stor betydning for energiforbruget hvorledes dette modelleres. Fra figuren er det umiddelbart at en forholdsvis lille reduktion i UA-værdien har vidt forskellig effekt for energifor Side 44

102 Effektforbrug Lufthastighed F Test II, Blæserkarakteristik 1 0,9 0,8 0,7 0,6 0,5 0,4 0,3 0,2 0, ,2 0,4 0,6 0,8 1 Blæsermotor frekvens Figur F.5: Gennemsnitlig sammenhæng mellem blæserfrekvens og lufthastighed. Bemærk næsten lineart forløb. 1 0,9 0,8 0,7 0,6 0,5 0,4 0,3 0,2 0, ,2 0,4 0,6 0,8 1 UA værdi UA=f(n), W=f(n) UA=f(n^0.8), W=f(n) UA=f(n^0.8), W=f(n^3) Figur F.6: Strømforbrug af blæserne plottet som funktion af UA værdi under forskellige forudsætninger. bruget afhængigt af hvilken sammenhæng der benyttes. Effekten af dette på mere avancerede resultater kan studeres i afsnit 7.2. Side 45

103 G G Test III (UA-værdi karakteristik) Test III (UA-værdi karakteristik) Det var planlagt at udføre forsøg for at validere antagelsen om at at varmeovergangen i gaskøleren vitterligt kun afhang af luftsiden, det var ligeledes planlagt at teste om varmeovergangen, som beskrevet, er bestemt af lufthastigheden opløftet i en faktor 0.8. Det var planlagt at drive systemet ved en stationær tilstand og derefter ændre blæserhastigheden og foretage målinger af afgangstemperaturen for gaskøleren ved forskellige blæserhastigheder. Målingerne ville blive kompliceret af at køleydelsen ville falde, og det ville derfor være kompliceret at holde en stationær tilstand på fordampersiden. Det ville muligvis være nødvendigt at reducere vandflowet på fordampersiden for at kunne holde trykket konstant. G.1 Variation af frekvens/areal Det vil også være muligt at afspærre dele af gaskøleren med karton for på den måde at mindske arealet af gaskøleren. En sammenligning af denne test og den foregående ville kunne bidrage med stor værdi for den fremtidige simulering. Især da det må forventes at begge former for regulering skulle kunne håndteres af en ny reguleringsalgoritme. Side 46

104 H H Test IV (Implementering af nyt driftspunkt) Test IV (Implementering af nyt driftspunkt) Som afslutning på en lang række tests og simuleringer var det udgangspunktet, at de udviklede algoritmer skulle testes på testopstillingen. Opstillingen er allerede udstyret med den eksisterende regulering og den er desuden forberedt på at gaskølertrykket kan styres fra en computer efter en anden algoritme. H.1 Frekvensstyring En af forudsætningerne for den nyudviklede regulering var at kompressoren var trin eller frekvensstyret. Da det ikke var muligt at skaffe en frekvensstyret kompressor af tilstrækkelig lille størrelse, var det planen at udnytte at gaskøleren størrelsesmæssigt er overdimensioneret. Ved at variere arealet ville det derfor være muligt at skabe driftstilstande hvor anlægget kører med dellast i forhold til den UA-værdi, der er til rådighed. Denne strategi vil selvfølgelig ikke være den helt optimale, men den ville fungere fint nok til at kunne validere den matematiske models konklusioner. H.2 Driftspunkter Det var planen at teste driftspunkter der umiddelbart kunne sammenlignes med graferne i afsnit 8. Side 47

105 I I EES - Matematisk model EES - Matematisk model Side 48

106 File: regulering 3a_clean.EES :19:46 Page 1 EES Ver : #0780: Department of Energy Engineering, Tech. Univ. of Denmark { ******************************************************************************** } {Calculate dimensioning UA value } { ******************************************************************************** } PROCEDURE HXUA(p1 ; t1 ; eta_is; p2 ; dt_air ; t_air ; t3 ; Q_c_d ; eta_vol : m_dot_d ; UA ; m_dot_air ; Q_gc_d; W_c_d) {$HXUA Calculates the required UA value for the gas cooler inputs: p1: evaporator pressure t1: temperature at compressor inlet eta_is: isentropic efficiency at given pressures p2: gas cooler pressure dt_air: allowed teperature increase air (15K) t_air: ambient temperature (design spec) t3: gas cooler outlet temperature (design spec) Q_c_d: specified cooling capacity eta_vol_d: volumetric efficiency outputs: m_dot_d: required refrigerant mass flow kg/s UA: required UA value (to specified m_dot_d and Q_c_d) m_dot_air: massflow of air (specifit to ref flow) kg / s Q_gc_d: gas cooler heat rejection W_c_d: compressor power } h1=enthalpy(r744;p=p1;t=t1) h2s=enthalpy(r744;p=p2;s=entropy(r744;p=p1;h=h1)) h2=(h2s-h1)/eta_is + h1 t2=temperature(r744;h=h2;p=p2) h3=enthalpy(r744;p=p2;t=t3) m_dot_d=q_c_d / (h1-h3) Q_gc_d=m_dot_d*(h2-h3) m_dot_air=(h2-h3)/(specheat(air;t=t_air+dt_air/2)*dt_air)*m_dot_d t_air[0]=t_air+dt_air t_3[0]=t2 dt[0]=t_3[0]-t_air[0] N=50 q=h2-h3 "heat transfer discretation" h2[0]=h2 Duplicate i=1;n h2[i]=h2[i-1]-q/n "sectioned after equal heat transferred in each HX" t_air[i]=t_air[i-1]-dt_air/n "air temperature is calculated as a part of the allowed dt" t_3[i]=temperature(r744;p=p2;h=h2[i]) dt[i]=t_3[i]-t_air[i] lmtd=(dt[i-1]-dt[i])/ln(dt[i-1]/dt[i]) UA[i]=q/N / lmtd End UA=SUM(UA[i];i=1;N) * m_dot_d reflected in area alone" W_c_d:=(h2-h1)*m_dot_d END "UA is calculated for each section" "U is assumed to beconstant, the variations in UA values will be { ******************************************************************************** } {!Statistical compressor model } { ******************************************************************************** } PROCEDURE COMPRESSOR(Type$;Model$;p_CP_IN;p_CP_OUT;T_CP_IN:etaIS;etaVOL;VD) p_s = p_cp_in p_d = p_cp_out p_ratio = p_d/p_s "pressures in bar" "pressures in bar"

107 File: regulering 3a_clean.EES :19:46 Page 2 EES Ver : #0780: Department of Energy Engineering, Tech. Univ. of Denmark T_S_SAT = Temperature('Carbondioxide';p=p_CP_IN;x=1) DELTAT_S_SH = T_CP_IN-T_S_SAT If (Model$ = 'BDR01') Then etais = 2, E+00-9, E-02*p_S+5, E-04*p_S^2+1, E-05*p_S^3-4, E-02*p_D+2, E-04*p_D^2+2, E-07*p_D^3+3, E-03*p_S*p_D-1, E-05*p_S*p_D^2-4, E-05*p_S ^2*p_D+2, E-07*p_S^2*p_D^2 etavol = 5, E+00-2, E-01*p_S+2, E-03*p_S^2+2, E-05*p_S^3-1, E-01*p_D+1, E-03*p_D^2-3, E-06*p_D^3+6, E-03*p_S*p_D-3, E-05*p_S*p_D^2-1, E-04*p_S^2 *p_d+5, e-07*p_s^2*p_d^2 Endif If (Model$ = 'KL01') Then eta_is = 0, , *p_RATIO-0, *p_RATIO^2+0, *p_S-0, *p_S^2 +0, *p_RATIO*p_S+(-0, *p_S+0, )*(DELTAT_S_SH-30) f_etais = p_ratio*0,035+1 etais = f_etais*eta_is eta_vol = 0, , *p_RATIO+0, *p_RATIO^2+0, *p_S-0, *p_S^2-0, *p_RATIO*p_S+(-0, *p_S^2+0, *p_S-0, )*(DELTAT_S_SH-30) f_etavol = (p_ratio-1,5)*0,05+1 etavol = f_etavol*eta_vol Endif If (etais < 0,1) Then etais = 0,1 If (etais > 1) Then etais = 1 If (etavol < 0,1) Then etavol = 0,1 If (etavol > 1) Then etavol = 1 D_PIST = 0,014 If (Type$ = 'TN 1416 (230 V, 50 Hz)') Then L_STROKE = 0,016 f_sup = 50 Endif If (Type$ = 'TN 1416 (115 V, 60 Hz)') Then L_STROKE = 0,016 f_sup = 60 Endif If (Type$ = 'TN 1410 (230 V, 50 Hz)') Then L_STROKE = 0,010 f_sup = 50 Endif If (Type$ = 'TN 1410 (115 V, 60 Hz)') Then L_STROKE = 0,010 f_sup = 60 Endif If (Type$ = 'TN 1406 (230 V, 50 Hz)') Then L_STROKE = 0,006 f_sup = 50 Endif If (Type$ = 'TN 1406 (115 V, 60 Hz)') Then L_STROKE = 0,006 f_sup = 60 Endif VD = pi/4*d_pist^2*l_stroke*f_sup End

108 File: regulering 3a_clean.EES :19:46 Page 3 EES Ver : #0780: Department of Energy Engineering, Tech. Univ. of Denmark { ******************************************************************************** } {!End of procedures } { ******************************************************************************** } "Compressor specification to compressor procedure" Type$ = 'TN 1416 (230 V, 50 Hz)' Model$ = 'KL01' "!Design specifications, for calculated UA value state points 1: before compressor (evaporator out) 2: after compressor 3: out of gas cooler 4: inlet evaporator " t4_d=-5 [c] Q_c_d=15 [KJ/s] p1_d=p_sat(r744;t=t4_d) p2_d=83 [bar] eta_is_d=0,5255 eta_vol_d=0,7756 dt_air_d=15 t_air_d=30 t3_d=t_air_d+3 [c] ambient" t1_d=t4_d+3[c] fan_d=0,03 n_fan_d=1850 "Dimensioning evaporation temperature" "Dimensioning cooling load" "Dimensioning evaporation pressure" "Dimensioning Gas cooler pressure" "Dimensioning estimated isentropic efficiency" "Dimensioning estimated volumetric efficiency" "Dimensioning allowed air temperature increase" "Dimensioning ambient air temperature" "the gas cooler outlet temperature is designed to go down to 3 C above "Compressor inlet temperature with 3 C of superheat" "Nominal fan power as a function of gas cooler perfornace" "nominal fan speed" "call to procedure that calculates the total UA value" CALL HXUA(p1_d ; t1_d ; eta_is_d; p2_d ; dt_air_d ; t_air_d ; t3_d ; Q_c_d ; eta_vol_d : m_dot_d ; UA ; m_dot_air ; Q_gc_d; W_c_d) W_fan_d=fan_d*Q_gc_d "nominal fan power is calculated as a fraction of gas cooler performance" "!########################Primary Parameters" "!operating parameters" t[4]=-5 [c] "Evaporation Temperature" {!parameters normally set in table p[2]=79 [bar] "gas cooler pressure" fan_rat=1 "fan drive ratio set in parametric table " } cool_rat=0,5 "cooling rate, of dimensioning load" t_amb=30 [C] "ambient temperature" "Regulation algorithm from Excel curvefit" "pressure regulation" k1=79,389 k2=1,9399 k3=11,94 p[2]=k1+k2*(t_amb-30)+k3*f_comp_d "p2 setpoint" "dt fan regulation" l1=0,05575 l2=0,003322

109 File: regulering 3a_clean.EES :19:46 Page 4 EES Ver : #0780: Department of Energy Engineering, Tech. Univ. of Denmark l3=0,3557 "t[3]=t_amb+l1+l2*(30-t_amb)+l3*cool_rat" t[3]=t_amb+0,5 "dt regulation of fans" { "existing regulation (p2-regulation)" fan_rat=1 p[2]=1,8902*t[3]+18,882 } { "Danfoss regulation" "not public" } {###########################################} { This block calculates the Cooling cycle loop and the foremost value, the COP Inputs: (from HXUA, avalilble UA area) m_dot_d: Nominal ref. mass flow Q_c_d: Dimensioned cooling load W_fan_d: Noninal fan power n_fan_d: nominal fan speed (from operating/ref. cycle parameters) p[2]: Gas Cooler Pressure (normally from parametric table) t[4]: Evaporation temperature (normally -5C) t_amb: ambient temperature fan_rat: the fan speed setting (normally from parametric table) (from heat exchanger stepping simulation) t[3]: co2 temperature at the outlet of gas cooler Primary outputs: Q_dot_cool: evaporator performance Q_dot_gc: gas cooler performance W_comp: compressor power input COP: system COP including fan power W_fan: fan power f_comp,d: the compressor run time relative to the dimensioned value } " Refrigeration Cycle Parameters " n_fan=n_fan_d*fan_rat "actual fan speed" "Secondary parameters" dp_gc=0 [bar] dp_evap=0 [bar] dt_sh=3 [c] " End of Cycle Parameters " "Derived temperatures" t[1]=t[4]+dt_sh t[2]=temperature(r744;p=p[2];h=h[2]) "Derived pressures" p[1]=p_sat(r744;t=t[4]) p[3]=p[2]-dp_gc p[4]=p[1]+dp_evap

110 File: regulering 3a_clean.EES :19:46 Page 5 EES Ver : #0780: Department of Energy Engineering, Tech. Univ. of Denmark CALL COMPRESSOR(Type$;Model$;p[1];p[2];T[1]:eta_IS;eta_VOL;VD) "Alternate functions for the compressor isentropic efficiency" eta_is2=-0,26+0,7952*(p[2]/p[1])-0,2803*(p[2]/p[1])^2+0,0414*(p[2]/p[1])^3-0,0022*(p[2]/p[1])^4 eta_is3=0,65 " Cooling cycle " eta_is=(h2s-h[1])/(h[2]-h[1]) h[3]=h[4] "definition of isentropic efficiency" "isenthalpic expansion" h2s=enthalpy(r744;p=p[2];s=s[1]) s[1]=entropy(r744;p=p[1];t=t[1]) h[1]=enthalpy(r744;p=p[1];t=t[1]) h[3]=enthalpy(r744;p=p[3];t=t[3]) V_dot=eta_vol * VD m_dot_ref2=v_dot/v[1] v[1]=volume(r744;t=t[1];p=p[1]) f_comp1416=m_dot_ref/m_dot_ref2 Q_dot_cool=Q_c_d*cool_rat f_comp_d=m_dot_ref/m_dot_d "Outputs" Q_dot_cool=(h[1]-h[4])*m_dot_ref Q_dot_gc=(h[2]-h[3])*m_dot_ref W_comp=(h[2]-h[1])*m_dot_ref COP=Q_dot_cool/(W_comp+W_fan) "fan power" W_fan=n_fan^3*(W_fan_d)/(n_fan_d^3) "volumetric flow of TN1416 compressor" "massflowrate of TN1416 compressor" "a comparison of the needed compressor size to the TN1416" "the required cooling performance" "f_comp = compressor frequency, 1= dimensional conditions" "evaporator performance" "gas cooler performance" "compressor power input" "system COP including fan power" "defined as dependant of the revolutions/min^3" {###########################################} { This block calculates the performance of the heat exchanger, foremost the gas and air outlet temperatures Inputs: (from HXUA, avalilble UA area) UA: Availble UA value, from design specifications n_fan_d: nominal fan speed (from operating/ref. cycle) m_dot: Ref. mass flow h[2]: enthalpy at outlet of compressor h[3]: enthalpy at outlet for gas cooler (implicit, using the temperature calculated in this loop)q_c_d: Dimensioned cooling load t_amb: ambient temperature fan_rat: the fan speed setting (normally from parametric table) Primary outputs: t[3]: co2 temperature at the outlet for gas cooler t3[]: array with co2 temperature distribution through heat exchanger ta[]: array with air temperature distribution through heat exchanger UA_rel[]: array with the relative size of each heat exhanger } " Heat Exchanger " N=40 "steps in the heat exchanger" tol=0,1 "tolerance for dt[i]-dt[i-1] difference" DELTAh_tot=(h[2]-h[3]) "total enthalpy change over gas cooler" DELTAh=DELTAh_tot/N "enthalphy change in each step" DELTAQ=DELTAh * m_dot_ref "heat transferred in each heat exchanger"

111 File: regulering 3a_clean.EES :19:46 Page 6 EES Ver : #0780: Department of Energy Engineering, Tech. Univ. of Denmark "air side calculations" cp_air=specheat(air;t=t_amb) dt_a=-q_dot_gc / (cp_air*m_dot_air*fan_rat) dimensioning * fan speed ratio" "bondary conditions" ta[n]=t_amb t3[0]=t[2] h3[0]=enthalpy(r744;p=p[2];t=t3[0]) q_dot_gc[0]=0,0001 DELTAt[0]=t3[0]-ta[0] "specific heat for the air, calculated at average temperature" "total air temperature increase is calculated with the air massflow from "inlet air temperature = ambient temperature, crossflow design" "gas cooler co2 inlet temperature" "enthalphy at the outlet for the gas cooler" "heat transfered at inlet (zero)" "temperature difference at ref inlet of gas cooler" "stepping in N steps in HX" Duplicate i=1;n "distributions i=0 is at inlet of CO2" ta[i]=ta[i-1] + dt_a/(n) "air side temperature is calculated with constant Cp for air, as a fraction of the total air dt" t3[i]=temperature(r744;p=p[2];h=h3[i]) "stepping through co2 temperature, for plotting purposes" h3[i]=h3[i-1] - DELTAh "enthalpy at point i" DELTAt[i]=t3[i]-ta[i] "temperature difference at point i" ddt[i]=abs(deltat[i-1]-deltat[i]) "function used to determine if C_1=C_2 in lmtd" DELTAt[i-1]=IF(ddt[i]; tol; DELTAQ/UA[i] ; DELTAQ/UA[i] ; DELTAt[i]*exp(UA[i]/DELTAQ*(DELTAt[i-1]-DELTAt[i])) ) "q =ua*lmtd transformed using exp(), logic implemented" "plotting variables" q_dot_gc[i]=i * DELTAh_tot * m_dot_ref / N "stepping through the hx in equal steps of enthalpy" UArel[i]=sum(UA[j];j=1;i)/(UA*n_fan^0,8/n_fan_d^0,8) "for plotting one dimensional hx (length)" End UA*n_fan^0,8/n_fan_d^0,8=UA_sum "equation that states that the sum of all sub heat exchangers must be the same as the availible area (from dimensioning state)" UA_sum=SUM(UA[i]; i=1;n) ddtmin=min(ddt[1..n]) "The minimum difference in temperature differences, to identify if a sub hx has C_1=C_2" uamax=max(ua[1..n]) "find the largest heat exchanger, to identify possible errors" dt_amb=t3[n]-ta[n] "difference from gas cooler outlet to ambien temperature"

112 J J EES - Varmeveksler model EES - Varmeveksler model Side 55

113 File:heat_co2_new_correlation _plots til rapport.ees :53:17 Page 1 EES Ver : #0780: Department of Energy Engineering, Tech. Univ. of Denmark "***Fluid properties" "Hot side - Refrigerant" H$='R744' "hot-side fluid" m_dot_h=0,007 [kg/s] "hot-side mass flow rate" T_H_in=110 [c] "hot-side inlet temperature" T_H_out=33 [c] "assumed outlet temperature" p_h=83e5 [pa] "hot-side pressure" p_h_plot=p_h*convert(pa;bar) "Cold side - Water (air simulant)" C$='water' "cold-side fluid" "m_dot_c= 0,024[kg/s]" "cold-side mass flow rate" T_C_in=30 [c] "cold-side inlet temperature" T_C_out=35 [c] "cold side outlet temperature" p_c=2e5 [pa] "cold-side pressure" "***Physical Tube dimensions" D_small=0,006 [m] "Small tube outer diameter" WT_small=0,001 [m] "Wall thickness small tube" D_big=0,012 [m] "Big tube outer diameter" WT_big=0,001 [m] "Wall thickness big tube" rough_abs=0,04e-3 [m] "Derived sizes" A_annulus=pi/4*D_C_o^2-pi/4*D_C_i^2 "Area of waterflow" A_small=pi/4*D_H^2 "Area of CO2 flow" D_H=D_small-2*WT_small "inner diameter CO2 tube" D_C_o=D_big-2*WT_big "inner diameter water tube" D_C_i=D_small "outer diameter CO2 tube" l[1]=0 [m] "starting position of 1st sub-heat exchanger" rough_rel=rough_abs/(d_c_o-d_c_i) "relative roughness" "***Overall heat transfer and energy balance" "Fluid property calculation and heat transfer rate" "Hot side" i_h_in=enthalpy(h$;t=t_h_in;p=p_h) "enthalpi af varm fluid - ind" i_h_out=enthalpy(h$;t=t_h_out;p=p_h) "enthalpi of varm fluid - ud" q_dot=m_dot_h*(i_h_in-i_h_out) "total heat transfer rate" "Cold Side" i_c_in=enthalpy(c$;t=t_c_in;p=p_c) "enthalpy of cold inlet fluid" i_c_out=enthalpy(c$;t=t_c_out;p=p_c) "enthalpy of cold outlet fluid" "massflow of water calculated from enthaphy difference and transfered heat" m_dot_c=q_dot/(i_c_out-i_c_in) "***BEGIN***" "Sub heat exchanger model (Discretizing Heat exchanger)" N=10 "[-] number of sub-heat exchangers" "Set that each heat exchanger has the same heat transfer rate" duplicate i=1;n q_dot[i] =i*q_dot/n "total heat transfered" end "***Obtain temperature distribution" T_H[1]=T_H_in "hot-side inlet temperature" T_C[1]=T_C_out "cold-side outlet temperature" i_h[1]=i_h_in "hot_side inlet enthalpy"

114 File:heat_co2_new_correlation _plots til rapport.ees :53:17 Page 2 EES Ver : #0780: Department of Energy Engineering, Tech. Univ. of Denmark i_c[1]=i_c_out "cold-side outlet enthalpy" "Hot side" duplicate i=2;(n+1) i_h[i] =i_h[i-1]-q_dot/(n*m_dot_h) "energy balance on hot-side of each sub-heat exchanger" T_H[i]=temperature(H$;h=i_H[i];p=p_H) "temperature leaving hot-side of each sub-heat exchanger" DELTA_T_H[i-1]=-(T_H[i]-T_H[i-1]) end "Cold side" duplicate i=2;(n+1) i_c[i]=i_c[i-1]-q_dot/(n*m_dot_c) "energy balance on cold-side of each sub-heat exchanger" T_C[i]=temperature(C$;h=i_C[i];p=p_C) "temperature leaving cold-side of each sub-heat exchanger" DELTA_T[i-1]=T_H[i]-T_C[i] "Temperature difference, used to identify pinch point" end "***Apply effectiveness-ntu solution" duplicate i=1;n C_dot_H[i]=m_dot_H*(i_H[i]-i_H[i+1])/(T_H[i]-T_H[i+1]) "hot-side capacitance rate" C_dot_C[i]=m_dot_C*(i_C[i]-i_C[i+1])/(T_C[i]-T_C[i+1]) "cold-side capacitance rate" eff[i]=(q_dot/n)/(min(c_dot_h[i];c_dot_c[i])*(t_h[i]-t_c[i+1])) "effectiveness of sub-heat exchanger" NTU[i]=HX('counterflow'; eff[i]; C_dot_H[i]; C_dot_C[i]; 'NTU') "NTU required by sub-heat exchanger" UA[i]=NTU[i]*MIN(C_dot_H[i];C_dot_C[i]) "required conductance in sub-heat exchanger" end "***Calculate heat transfer coefficients" "loop that calculates the heat transfer coefficients and calculated the required length of each sub heat exchanger" duplicate i=1;n call PipeFlow(H$;T_H_avg[i]; p_h; m_dot_h;d_h;1[m];0 [-]:h_h2[i]; h_h_h[i]; dphdx[i];nusselt_t[i]; f[i]; Re_H[i]) "OLD heat transfer function, not used to calculate the heat transfer coefficient for CO2" "length is fixed at 1m to minimize effect of entrance phenomena" "****Beginning of CO2 heat transfer - correlation by ss. Pitla, 2002****" "Average temperatures and fluid properties" T_H_avg[i]=(T_H[i]+T_H[i+1])/2 T_C_avg[i]=(T_C[i]+T_C[i+1])/2 "T_wall is defined by a balance of transfer rates from the two sides" h_c[i]*pi*d_c_i*(t_wall[i]-t_c_avg[i])=h_h[i]*pi*d_h*(t_h_avg[i]-t_wall[i]) "Heat transfer coefficient x circumfrence x dt on both sides of the tube." "Derived fluid properties" k_wall[i]=conductivity(h$;t=t_wall[i];p=p_h) "Heat conductance of CO2 near the wall (boundary)" k_bulk[i]=conductivity(h$;t=t_h_avg[i];p=p_h) "Heat of mean CO2 flow" v_bulk[i]=volume(h$;t=t_h_avg[i];p=p_h) "Specific volume" v_wall[i]=volume(h$;t=t_wall[i];p=p_h) "Specific volume" eta_bulk[i]=viscosity(h$;t=t_h_avg[i];p=p_h) "Viscosity" eta_wall[i]=viscosity(h$;t=t_wall[i];p=p_h) "Viscosity" "Average velocity and Renoulds and Prandls Numbers" U_average[i]= m_dot_h*v_bulk[i]/a_small "Local average velocity" Re_bulk[i]=(U_average[i]*D_H)/(eta_bulk[i]*v_bulk[i]) "Renoulds Number bulkflow" Re_wall[i]=(U_average[i]*D_H)/(eta_wall[i]*v_wall[i]) "Renoulds Number near the wall" Pr_bulk[i]=Prandtl(H$;T=T_H_avg[i];p=p_H) "Prandls number bulkflow" Pr_wall[i]=Prandtl(H$;T=T_wall[i];p=p_H) "Prandls number near the wall" "The Friction koefficents are calculated by use of a correlation by Krasnochekov"

115 File:heat_co2_new_correlation _plots til rapport.ees :53:17 Page 3 EES Ver : #0780: Department of Energy Engineering, Tech. Univ. of Denmark epsilon_wall[i]=(0,79*ln(re_wall[i])-1,64)^(-2) epsilon_bulk[i]=(0,79*ln(re_bulk[i])-1,64)^(-2) "The Nusselts number is calculated via a Gnielinski correlation" Nus_wall[i]=(epsilon_wall[i]/8*(Re_wall[i]-1000)*Pr_wall[i])/(12,7*sqrt(epsilon_wall[i]/8)*(Pr_wall[i]^(2/3)-1)+1,07) Nus_bulk[i]=(epsilon_bulk[i]/8*(Re_bulk[i]-1000)*Pr_bulk[i])/(12,7*sqrt(epsilon_bulk[i]/8)*(Pr_bulk[i]^(2/3)-1)+1,07) "The nusselt number is averaged from the wall condition to the bulk conditions" Nus_avg[i]=(Nus_wall[i]+Nus_bulk[i])/2*k_wall[i]/k_bulk[i] "Hot side heat transfer coefficient" h_h[i]=nus_avg[i]/d_h*k_bulk[i] "***Water side and Wall Heat transfer coefficients" "heat transfer function, used to calculate the heat transfer coefficient for water" call AnnularFlow(C$;T_C_avg[i];p_C;m_dot_C;D_C_i; D_C_o;1 [m];rough_rel:h_c[i]; h_c_h[i] ;dpcdx[i]; Nusselt_T_C[i]; f_c[i]; Re_c[i]) "metal conductivity at local average temperature" k_m[i]=k_('stainless_aisi316'; T_wall[i]) "***mean U value computated from a cylindrical pipe relative to area of outer diameter CO2 pipe" U[i]=1/(1/h_H[i]*D_C_i/D_H+D_C_i/(2*k_m[i]*ln(D_C_i/D_H))+1/h_C[i]) "***Calculation of lenght" DELTAl[i]=UA[i]/(U[i]*pi*D_C_i) "length of sub-heat exchanger calculated from needed area" l[i+1]=l[i]+deltal[i] "overall lenght of heat exchanger summarized" end "***final lenght of HX" L_final=l[N+1] {duplicate i=1;n v[i]=volume(h$;t=t_h[i];p=p_h) mu[i]=viscosity(h$;t=t_h[i];p=p_h) vec[i]=(m_dot_h*v[i])/(d_h^2/4*pi) re_reg[i]=(vec[i]*d_h)/mu[i] Pr[i]=Prandtl(H$;T=T_H[i];p=p_H) f[i]=(8/re_reg[i])^12+((((2,4571*ln(1/((7/re_reg[i])^0,9+0,27*45)))^16+(37530/re_reg[i])^16))^(-(3/2)))^(1/12) Nu_d[i]=((f[i]/8)*(re_reg[i]-1000)*Pr[i])/(1+12,7*(f[i]/8)^(1/2)*(Pr[i]^(2/3)-1)) end} vel_water=m_dot_c*volume(c$;t=t_c_in;p=p_c)/a_annulus "***Heat transfer" dp[1]=0 duplicate i=1;n HAH[i]=h_H[i]*pi*D_H HAC[i]=h_C[i]*pi*D_C_i dp[i+1]=dp[i]+dphdx[i]*deltal[i] end dp_tot=dp[n+1]

116 File:heat_co2_new_correlation _plots til rapport.ees :53:17 Page 4 EES Ver : #0780: Department of Energy Engineering, Tech. Univ. of Denmark "***variables for plotting" duplicate i=1;n Q_plot[i+1]=q_dot[i] end Q_plot[1]=0 duplicate i=1;n Q_plot_delta[i]=Q_plot[i]+q_dot/N/2 end duplicate i=1;n L_plot[i]=l[i]+DELTAl[i]/2 end duplicate i=2;n+1 L_final_plot[i-1]=L[i] end

117 K K Forsøgsanlæg Forsøgsanlæg K.1 Gaskølerdimensionering Den termodynamiske proces som gaskøleren i et CO 2 baseret køleanlæg er en del af, er radikalt anderledes i forhold til en kondensor eller gas til gas varmeveksler. Trykket varier under operation imellem subkritisk 50 bar og op til 140 bar ved transkritisk drift på varme sommerdage. System COP en forbedres markant når CO 2 nedkøles tæt på vekslingsmedie-temperaturen f.eks. udeluften. Den specifikke varmekapacitet ændres med temperaturen og omkring det kritiske punkt stiger den markant. Udledninger af logaritmiske temperaturdifferens(lmtd) og omskrivningen til epsilon Ntu-metoden(NTU), har begge forudsætningen at varmekapaciteten er konstant. Dette gælder ikke for den transkritiske CO 2 og der må anvendes en ny tilgang til dimensioneringen. Ved at opdele varmeveksleren i et antal passende stykker kan LMTD eller NTU metoden anvendes[5]. Det gøres ved at opdele veksleren i mindre varmevekslere og antage at stofværdier er konstante inden for den opdelte varmeveksler. Beregningen udføres som en simuleringsmodel i EES. Modellen opbygges som en beregningns model for dimensionering af en gas/vandveksler. 1. Udgangstemperaturen på CO 2 siden antages og den totale overførte varme beregnes via entalpien i yderpunkterne. 2. Den totale varme fordeles på N varmeveksler med ens rate af overført varme. 3. Energi balance beregnes for hver varmeveksler. Ind- og udgangstemperatur beregnes i hver endepunkt af vekslerne. 4. Beregning af NTU til bestemmelse af UA-værdi. 5. U værdien beregnes ved hjælp af de lokale stofværdier i varmevekslerne og længden af den enkelte vekslersektion bestemmes. 6. Den totale længde beregnes ved summering. Entalpien for endepunkterne med en antaget sluttemperatur beregnes ved hjælp af EES interne entapirutine. Entalpi forskellen bruges til beregning af af den ønsket overførte varme strøm, fra den varme til den kolde side. Der antages at der er konstant tryk igennem gaskøleren. q = ṁ H (h H,ind h H,ud ) (K.1) Varmeveksleren opdeles i N undervarmevekslere. Denne opdeling gøres ved at opdele den totale varme strøm i lige store dele. q i = q (i 1)for i = 1..(N + 1) (K.2) N Side 60

118 K Forsøgsanlæg For hver af de N veksler beregnes entalpien ved indgang og udgang. Entalpien bruges til at slå temperaturen op og plotte temperatur distribution igennem hver under varmeveksler. i H,i+1 = i H,i q Nṁ H for i = 1...N i C,i+1 = i C,i q Nṁ H for i = 1...N (K.3) Epsilon-Ntu relationen anvendes til at finde det varmevekselende areal (UA). C minimum er den mindste kapacitetsstrøm, den findes ved følgende definition: C H = ṁ H c p (K.4) C C = ṁ H c p (K.5) C minimum = MIN(C C, C H ) (K.6) Som nævnt tidligere er den specifike varmekapacitet ikke konstant igennem veksleren, den approximeres i stedet ved at antage at den er konstant igennem hver underveksler. Dette kan gøres, da der laves en antagelse om at temperaturspændet i underveksleren er lille. Den gennemsnitlige specifikke varmekapacitet beregnes ud fra følgende ligning, hvor entalpiforskellen deles med temperatur ændringen. C pmiddel = h ind h ud T ind T ud (K.7) NTU-metode-relationen anvendes til at finde det varmevekselende areal. NT U = UA (K.8) C min Epsilon-Ntu relationen for en modstrømsvarmveksler anvendes til at finde antal varme enheder (Number of heattransfer units). K.1.1 Varme gennemgang for cylindriske vægge Veksleren er opbygget som en rør i rør varmeveksler. Varmegennemgangen beregnes som gående fra CO 2 til vandsiden. U er refereret til det ydre areal(k.9)[3]. Der er ikke taget højde for smudsmodstand, også kaldt fouling da der anvendes vandværksvand i rustfrie stålrør. Varmekonduktiviteten for rørtypen slåes op i EES. U = 1 1 D C D h H D H + C + 1 2k m ln D C H C D H (K.9) Side 61

119 K Forsøgsanlæg Figur K.1: EES billede af fluid imellem indre og ydre rør K.1.2 Beregning af varme overgang for vandsiden Varmeovergangen til vandsiden af rør i rør veksleren beregnes af EES bibiloteket for flow i kapperøret. Indre og ydre diameter er fastsat i dimensioneringen. Proceduren tager højde for flowudvikling ved indgangen af røret, og det ses der bortfra da proceduren ikke tager højde for opdelingen af vekseleren.længden som har betydning for flow udviklingen sættes til 1m. Trykket i veksleren antages at være konstant igennem veksleren. Proceduren får en middeltemperatur baseret på indgangs temperaturen af det varme og kolde fluid, for hver veksler(k.10). t middel = T [i] + T [i+1] 2 (K.10) Proceduren s beregner varmeovergangs tallet for det indre rør s ydreside med en antagelse om at det ydre rør er isoleret. K.1.3 Beregning af varmeovergang for transkritisk CO 2 side Ved køling af CO 2 gas sker der ikke en faseændring af mediet. Ved afkølingen af gassen sker der ændringer af gassen s termofysiske egenskaber og en korrelation anvendes for at få varmeovergangen simuleret korrekt. Korrelation der anvendes er fra [6] som er baseret på en numeriske model og målinger. Der anvendes en middelværdi af midten af CO 2 strømningen og strømmingen ved rørvæggen. Dette gøres fordi [6] vurderer at ændringen af CO 2 s egenskaber hovedsageligt stammer varmeindtrængen i tværsnittet. Nu = Nu wall + Nu bulk 2 k wall K bulk [6] (K.11) Ved anvendelse af K.11 beregnes Reynoldstallet for rørvæggen ved at anvende hele længden af gas køleren, og Reynolds tallet for gaskøleren opdelt i sektioner, dvs. det lokale reynoldstal. Side 62

120 K Forsøgsanlæg Temperaturen ved væggen bruges til beregning af egenskaber ved rørvæggen. Denne temperatur findes ved at lave en energibalance hen over rørvæggen, baseret på middel temperaturen af ind og udgang af varmeveksler sektionen. Ligningen K.12 bruges til at finde T vg som Reynoldstallet evalueres ved. h c πd c (T vg T c ) = h c πd h (T vg T h ) (K.12) Gnielinski s ligning (K.13) bruges til beregning af Nusselt s tal for rørvæggen og i strømingen. I den indgår friktionen som beregnes med Krasnochekov ligning(k.14). Nu = ξ/8(re 1000)P r 12, 7 ξ/8(p r 2/3 ) + 1, 07 (K.13) ξ = (0, 79 ln(re) 1, 64) 2 (K.14) Nusselt tallet kan beregnes med ligning K.13 hvor konduktiviteten i midten af CO 2 strømmingen an- File:heat_co2_new_correlation _plots til rapport.ees :42:32 Page 1 vendes. Det ses på figur K.2 at konduktiviteten i strømmningen er konstant den laveste og begrænser EES Ver : #0780: Department of Energy Engineering, Tech. Univ. of Denmark varmeovergangen. 0,08 kstrømning, krørvæg 0,07 0,06 0,05 0,04 k bulk[i] k wall[i] m dot;h =0,007 [kg/s] D small =0,006 [m] p H =1,200E+07 [pa] 0, l [m] Figur K.2: Konduktiviten er faldene i mod rørvæggen og K strmning anvendes til beregning af varmeovergang h = Nu D k bulk (K.15) Simuleringen er opbygget i EES, og beregningen af U A er favorabel i dette program, da der gættes på en T vg der itereres til en værdi der går op med balancen der er opstillet (ligning (K.12)). Side 63

121 File:heat_co2_new_correlation K Forsøgsanlæg _plots til rapport.ees :34:15 Page 1 EES Ver : #0780: Department of Energy Engineering, Tech. Univ. of Denmark K.1.4 Validering af model 12 Lfinal [m] L final m dot;h =0,007 [kg/s] m dot;c =0,07822 [kg/s] D small =0,006 [m] D big =0,012 [m] p H =8,300E+06 [pa] N Figur K.3: Længden af veksleren set i forhold til entalpi opdeling Modellen tager udgangspunkt i at veksleren opdeles, for at få de korrekte varmeovergangstal. Dette kan ses i figur K.3 hvor at antallet af sektioner er varieret. Efter 4 opdelinger af varmeydelsen, flader grafen ud og veksleren længden ændres med få %. Når N = 1 svarer det reelt til at beregne veksleren uden at tage hensyn til CO 2 egenskaberne. Det giver en veksler på 5, 6m. Ved 10 opdelinger igennem veksleren er vekseler længden 10, 79m. Veksleren er 92% større end ved en normal varmeveksler beregning. Antallet File:heat_co2_new_correlation _plots til rapport.ees :02:36 Page 1 EES Ver : #0780: Department of Energy Engineering, Tech. Univ. of Denmark af sektioner af veksleren sættes til N = 10. længde [m] L m dot;h =0,007 [kg/s] m dot;c =0,07822 [kg/s] D small =0,006 [m] D big =0,012 [m] q dot =1636 [w] vel water =1,563 [m/s] T H;in =110 [c] T H;out =33 [c] T C;in =30 [c] T C;out =35 [c] p CO2 [bar] Figur K.4: Varmeveksler længde i forhold til højtrykket. Side 64

122 K Forsøgsanlæg Parameter Værdi Enhed ṁ 0, 007 kg/s T Gc,ind 110 C T Gc,ud 33 C P Gc,maks 83 bar T vand,ind 30 C T vand,ud 35 C Tabel 9: Dimensioneringstilstand Figur K.4 viser den beregnede vekslerlængde i forhold til gaskølertrykket. Det ses at efter det kritiske punkt er der behov for en længere veksler, i forhold til de højere tryk i grafen. Det skyldes at der er et pinch point der flyttes som trykket stiger i veksleren. K.1.5 Dimensionerende tilstand Veksleren dimensioneres til maksimal afgivelse i gaskøleren på 1636 watt. Dette er specifikationen ved følgerne temperatur og tryk, som vist i tabel 9. Varmen veksles fra CO 2 kredsen til vandkredsen. Vandkredsen bruges som simuleringen for en luftkølet gaskøler. Temperaturnivauet fastlåses med ligning K.16. ṁ = q h t (K.16) K.1.6 Modelvariable Korrelation [6] er anvendt i modellen og forskellen imellem denne og EES s procedure ses på figur K.5. Det viser at ved anvendelse af korrelation er der en højere varmeovergang i forhold til proceduren. Side 65

123 File:heat_co2_new_correlation _plots til rapport.ees :17:58 Page 1 EES Ver : #0780: Department of Energy Engineering, Tech. Univ. of Denmark K Forsøgsanlæg h H, h H2 [W/m 2 -K] h, calculated by pipeflow h, calculated by correlation h C[i] h H[i] l [m] m dot;h =0,007 [kg/s] m dot;c =0,07702 [kg/s] D small =0,006 [m] D big =0,012 [m] p H =1,200E+07 [pa] q dot =1611 [w] vel water =1,539 [m/s] L final =10,79 [m] T H;in =110 [c] T H;out =33 [c] T C;in =30 [c] T C;out =35 [c] Figur K.5: Korrelation[6] og procedure fra EES. File:heat_co2_new_correlation _plots til rapport.ees :06:28 Page 1 EES Ver : #0780: Department of Energy Engineering, Tech. Univ. of Denmark HAC[i], HAH[i] [W/m-K] L plot [m] H H H C m dot;h =0,007 [kg/s] m dot;c =0,07822 [kg/s] D small =0,006 [m] D big =0,012 [m] p H =8,300E+06 [pa] q dot =1636 [w] vel water =1,563 [m/s] L final =10,79 [m] T H;in =110 [c] T H;out =33 [c] T C;in =30 [c] T C;out =35 [c] Figur K.6: Varmeovergangstal gange kontaktflade for CO 2 og vand [UA/m]. Bemærk at overfladearealet for vandet er større, og UA-værdien derfor bliver af samme størrelse som for CO 2 siden. Side 66

124 K Forsøgsanlæg K.1.7 Model resultater På figur K.7 ses Q(t) diagrammet for varmevekseler forløbet. Det se at der fremkommer et pinchpoint i File:heat_co2_new_correlation _plots til rapport.ees :33:37 Page 1 EES Ver : #0780: Department of Energy Engineering, Tech. Univ. of Denmark slutningen af veksleren. Veksleren bliver i denne konfiguration 10, 79 meter lang. Figur K.8 viser temperatur forløbet igennem veksleren i forhold til længden. Det ses at i slutningen af veksleren, hvordan der kræves mere og mere areal til at overføre samme varmemængde. T vand, T CO2 [C] q [w] T H[i] T C[i] m dot;h =0,007 [kg/s] m dot;c =0,07822 [kg/s] D small =0,006 [m] D big =0,012 [m] p H =8,300E+06 [pa] q dot =1636 [w] vel water =1,563 [m/s] L final =7,21 [m] T H;in =110 [c] T H;out =33 [c] T C;in =30 [c] T C;out =35 [c] File:heat_co2_new_correlation _plots til rapport.ees :13:51 Page 1 Figur K.7: Q(t) diagram for varmeveksler. EES Ver : #0780: Department of Energy Engineering, Tech. Univ. of Denmark T C;avg, T H;avg, T wall;avg [C] T H T C T wall l [m] m dot;h =0,007 [kg/s] m dot;c =0,07822 [kg/s] D small =0,006 [m] D big =0,012 [m] p H =8,300E+06 [pa] q dot =1636 [w] vel water =1,563 [m/s] L final =10,79 [m] T H;in =110 [c] T H;out =33 [c] T C;in =30 [c] T C;out =35 [c] Figur K.8: Temperatur af fluider ved ind/udgang af hver veksler og T wall. Side 67

125 K Forsøgsanlæg K.2 Anlæg Anlægget opbygges som et forsøgsanlæg. Forsøgsanlæg betyder, i dette projekt, at anlægget er en skalamodel af anlægsopbygninger, der anvendes kommercielt. Anlægget opbygges af standard komponenter til brug for CO 2 køleanlæg. Anlægget reguleres i de første forsøg med standard regulatorer, og dette begrænser udvalget af ventiler, da de skal skal passe til regulatorene og samtidigt passe til skaleringen af anlægget. Anlægget opbygges som en flytbar forsøgsstand, således at anlægget kan skubbes rundt og et begrænset antal tilslutninger skal monteres før brug. Eltavle og dataopsamling integeres i forsøgstanden, således anlægget er en samlet enhed. K.2.1 Kompressor Kompressoren der anvendes er en hermetisk CO 2 kompressor fra Danfoss T N1416. Den yder 1046W køling ved en fordampings temperatur på 5 C og 35 C gaskøler udgang. Ved disse temperatur har den effektforbrug på 647W. Dvs at der er 1693W, der skal afgives i gaskøleren. Den er udstyret med pulsationsdæmper og tilsluttes 230V, 50Hz. I denne tilstand kræver kompressoren køling ved hjælp af en luftstrøm ifølge specifikationerne. Det er der ikke monteret på forsøgsopstillingen, da kompressoren tidligere har været anvendt uden køling, og det har ikke givet anledning til problemer. K.2.2 Frekvenstyring Anlægget som forsøgsanlægget er en model af, er udstyret med flere kompressore, der tændes og slukkes efter behov. En af dem vil typisk være frekvens reguleret, således at kapaciteten på anlægget kan ændres fra 0 100% kapacitet, efter kølebehov. De matematiske modeller til regulering af anlægget, er baseret på en frekvensstyret/flere kompressor til et varierende kølebehov. Den anvendte kompressor kan ikke frekvensreguleres og på sigt skal den skiftes til frekvensstyret udgave. K.2.3 Olie retur Kompressoren bruger olie til at smøre de mekaniske dele. Der findes flere koncepter til olie retur. Kompressoren i forsøgsopstillingen, anvendes normalt i applikationer, hvor olien bliver ført med rundt i en enkelt kreds, og med korrekt dimensionering/opsætningen af anlægget kommer olien retur. I denne forsøgsopstilling er der antaget at olien følger med rundt i systemet og kommer retur. For at sikre dette sker er mellemtryksreceiveren bygget således at olien samles i bunden hvor at der er udtag til fordamper. På denne måde kommer olien til fordampen. I fordamperen kommer kølemiddel/olie ind sammen i bunden. Fordamperen er rejst vertikalt. Ved indgangen ekspandere kølemidlet og det antages at denne forøgelse af hastighed holder momentum på olien oppe. Med stor sandsynlighed vil der ophobe sig olie steder i systemet men det anses ikke for værende et problem, da kompressoren har overskud af olie til systemet. Side 68

126 K Forsøgsanlæg K.2.4 Gaskøler - Vandkølet Gaskøleren er en modstrøms rør i rør veksler. Det indre fluid er CO 2 og det ydre er vand. Den er opbygget af rustfrie stålrør og udborede messingerklodser. Klodsen bruges til at udtage vandet fra mellemrummet, stabilisere røret i røret og måling af temperatur på vandsiden. Klodsen er opbygget så vandet tvinges rundt om temperatur sensoren. En tegning af dette kan ses på figur K.9. Tegning findes i bilag M. Figur K.9: Indgangs / udgangsstuds til CO 2 /vand modstrøms veksler. Veksleren er dimensioneret til kunne bruges i en række forskellige driftssituationer, der været et ønske om at veksleren kan justeres i forskellige størrelse og dermed ændre UA værdien. Dette er gjort ved at opbygge vekseleren i sektioner. I hver ende er der monteret temperatur måling. Figur K.10 viser den venstre side af veksleren. Det ses på billedet, at der i denne side er 6 rør af en meter. De er sat sammen i sektioner af 2m, der kan afspæres med ventiler. De kan ses i figur K.12. Der kan afspæres på CO 2 og vandsiden. Det er lavet således, at veksleren ikke kan afspærres fuldstænding, men flowet ledes uden om veksleren. Dette gør at der ikke er fare for at vand kan koge eller der afspærres CO 2 uden sikkerhedventil i kredsen. Alle ventiler til veksleren er samlet i midten af de to vekselere. Ventil arrangementet kan ses i figur K.12 Ventileren er monteret således, at det er logisk, om vekseleren sektionen er med i kredsløbet. På CO 2 siden er der monteret 3-vejsventiler. Vandsiden er monteret med 2-vejs ventiler i en 3-vejskonfiguration. Vandet i varmeveksleren pumpes rundt af en tandhjulspumpe. Pumpens volumenstrøm er direkte propertional med omdrejningerne på motoren. Tandhjulspumper har en stor løftehøjde, og dimensioneringen af varmeveksleren har derfor ikke taget hensyn til tryktab. Pumpen er tilsluttet en frekvensomformer til flowjustering. Side 69

127 K Forsøgsanlæg Figur K.10: Venstre side af gaskøler. 1 Venderør for CO 2 /Vand og temperatur måling af CO Figur K.11: 1 Indgang CO 2. 2 Temperatur sensor halvejs igennem veksleren. 3 Manometer på vandsiden. 4 Temperaturbrønd på vandside. 5 CO 2 udgang K.2.5 Gaskøler - Luftkølet Den luftkølede gaskøler er monteret således at den kan til- og fravælges. Det giver muligheden for at anlægget kan operere som rent luftkølet/vandkølet eller en kombination. Dette kan bruges i forbindelse Side 70

128 K Forsøgsanlæg Figur K.12: 1 Ventil til afspæring af veksler på vandside. 2 Ventil til bypass på vandside. 3 3-vejhane på CO 2 side. med varmegenvinding. Den luftkølet gaskøler er en ECO T KE med en 380V blæser. Blæseren er tilsluttet en ABB ACS150 frekvensomformer, med manuel frekvensstyring og 0-10V indgangssignal. K.2.6 Fordamper Fordamperen er lavet af 6m rustfritstål rør i 8mm der er placeret i et 12mm rør og snoet sammen til en spiral (se figur K.14). CO 2 kommer ind i fordamperen på væskeform og det giver den nødvendigt fordamper ydelse til dette projekt. Fordamperen er monteret lodret med kølemiddels indgang i bunden. Veksleren er i modstrøm med vand. På vandsiden er der lavet et loop med en 30liters tank. I vandkredsen er der monteret 2 stk 1kW elpatroner med termostater, der varmer vandet op løbende, således at der er en konstant temperatur i indgangsvandet til fordamperen. CO2 ud Vand ind Elektrisk varmer Vand ud CO2 ind Figur K.13: Fordamper vandkreds Pumpen i kredsløbet er en brugt Grundfos cirkulations pumpe der yder ca. 2l/min. Ved en t på Side 71

129 K Forsøgsanlæg 10 C svarer det til en ydelse på 1, 4kW (K.17). Det svarer til den køleffekt anlægget kan levere. Med elpatronerne bør fordamperen ikke være et problem og kan give stationære forhold til forsøgene. Q = C p ṁ t 1, 4kW = kj 4, 2 kg C 0, 0333kg s 10 C (K.17) Figur K.14: 1 Elpatron. 2 Termostat. 3 Grundfos pumpe. 4 Fordamper. 5 Flowmeter. 6 indsprøjtningsventil. K.2.7 Samling af anlæg På CO 2 siden er flest mulige samlinger lavet med Swagelock klemringsfittings. De giver mulighed for at anlægget kan samles med 2 fastnøgler. Enkelte steder har der været behov for at lodde omformere fra kobberrør til G1/4"gevind, typisk ved ventiler. Dette er gjort ved hjælp af sølvlodning. De er efterfølgende trykprøvet med olie op til deres arbejds/stilstandstryk. På vandsiden er der brugt plug-in fittings. Det giver fleksibelt tilslutningen af vandsiden og mulighed for ændring af flowretningen. Figur K.11 og K.12 viser eksempler på CO 2 - og vandsamlinger. K.2.8 Sikkerhedsventiler CO 2 opererer generelt med et væsenligt højere tryk end alm. køleanlæg. Arbejdstrykket på højtrykssiden er op til 120bar.Anlægget er dimensioneret til at rør, fittings, samlinger og reciver kan klare arbejdestryk op til 120bar. De svage punkter i anlægget er ventilerne på mellemtryk og lavtryks siden. Ved anlægsdrift er trykkene under ventilernes maksimaltryk, men ved anlægsstilstand kommer trykket op over ventilernes arbejdstryk. Ved en rumtemperatur på 22 C er trykket i anlægget på 60bar. Erfaringer med hallen hvor Side 72

130 K Forsøgsanlæg anlægget er opstillet siger at C på en sommerdag er normalt. På lavtryksiden er der monteret en Danfoss AKV H 10 som har et maksimalt arbejdestryk på 52bar. Den er trykteste med olie til 70bar for brug i dette projekt. Sikkerhedsventilen er sat til 65bar. Mellemtryk siden har en Danfoss ETS 12.5 monteret. Den har et maksimalt arbejdstryk på 46bar. Den tryktest med olie til 70bar. Sikkerhedsventilen er sat til 70bar. K.3 Måleudstyr Forsøgsanlægget udstyres med måleudstyr for at kunne overvåge anlæggets drift. Den primære opgave er at måle kapacitet for anlægget, og sekundært at måle på regulatorernes sensorplaceringer. Følgende fysiske størrelser måles i anlægget: Tryk Temperatur Flow Effekt Hver sensor logges ved hjælp af en Agilent 34970A datalogger. Den er udstyret med 34901A 20-kanals multiplexer kort der kan logge volt, miliampere og modstand på hver kanal. Der er monteret 3 stks kort i loggeren. K.3.1 Trykmåling I anlægget anvendes der Danfoss MBS G1461 med et måle område på 0 160bar med et spændingsoutput på 0 10V. Den typiske nøjagtighed for det fulde måle område er 0, 3%. Det er 0, 48bar i usikkerhed. Det er langt højere end opløsningen på A/D konverteringen i dataloggeren. K.3.2 Temperatur Til temperatur måling anvendes Danfoss AKS 11 og AKS 21W. Begge sensorer er baseret på en platin modstand som har en modstand på 1000Ω ved 0 C. Konverteringen fra modstand til temperatur gøres i dataloggeren ved hjælp af en modstands-temperatur kurve. Det gøres ved at opgive α værdien for korrelations kurven til skalering af signalet. Begge sensor har en α værdi på α = 0, Den typiske temperatur fejl er 0, 5 C. Der til skal der ligges at følerne er monteret på røret eller i føler lommer. A/D konverteringen har en yderlige fejl på 0, 06 C. AKS 11 er en rørføler til montering på ydersiden af rør. Som udgangspunkt er den beregnet til rør i størrelsen 12 16mm men er i dette projekt anvendt på rør i størrelse 6 8mm. Kontaktfladen er ca. Side 73

131 K Forsøgsanlæg Figur K.15: MBS 4050 monteret i gevindklods med tryktransmitter til regulator på hjøre side. CO2 rør går på tværs bag ved sort isolering. 80% af den normale og det antages at med isolering, kontaktpasta og montering med fjedrebelastning udgøre dette ikke en større målefejl. AKS 21W er en lomme temperatursensor, beregnet til montering i i en føler lomme. I anlægget bruges denne sensor til måling af vand temperatur. Lommen er monteret i et gevind og temperatur sensoren monteres med kølepasta i lommen. (a) AKS 21W (b) AKS 11 Figur K.16: Temperatur sensorer brugt i forsøgs anlægget K.3.3 Vandflow Vandflowet på den kolde side, måles med et vingehjulsmåler. Den fungere ved at et vingehjul sidder i midten af flowet, og der sidder en indvendig aftaster der giver en puls for hver omdrejning. Vingehjulsmåleren, der er anvendt i forsøgsopstillingen, giver en puls for hver liter. Det er en Altecnic U SLC 13 med 1/2 tilslutninger. Den har en afvigelse på 2% af flowet. Det giver en afvigelse på 28watt ved Side 74

132 K Forsøgsanlæg 100% fordamper ydelse og dimensionerne temperatur. K.3.4 CO2 -flow CO2 flowet måles lige før højtryksventilen. Ved placeringen af målingen her kan pulsationer fra kompressoren reduceres, da tryktabet i gaskøleren vil jævne trykket ud. Det antages, at højtryksventilen regulerer trykket jævnt over en længere periode, således at der ikke er pulsationer fra ventilen. Der anvendes et coriolis flowmeter fra Micro Motion, model RF T Et coriolis flowmeter fungere ved at mediet ledes igennem 2 rør. Rørene viberer ved hjælp af en actuator der får en oscillerende strøm der svare til egenfrekvens på rørene. Når der strømmer et medie igennem rørene vil de kommer ud af deres egenfrekvens og forskellen i tid imellem den nye frekvens og egenfrekvensen måles. Dette kan omregnes til flow hvis densiteten kendes. Flowmeter der anvendes gør begge dele automatisk. K.3.5 Effektmåler Der er indsat en effekt måler tilsluttet anlægget. Effektmåleren er af mærket Voltech P M 3000A. Det er en 3-fase effekt måler. I dette projekt anvendes den til effektmåling for kompressorer og blæser på gaskøler. I forsøgsopstillingen er den luftkølede gaskøler s blæser tilslutte en 1-faset frekvensomformer, og forsøg har vist, at effekt målingerne skal intergres over tid. P M 3000A er for hurtig i standard opsætningen og en integrations tid er opsat. Det samme skal gøres ved tilslutning af kompressoren til frekvens omformer. Figur K.17: Voltech P M 3000A K.3.6 Data Labview Labview fra National Instruments, er et grafiske program til styring, dataopsamling og analyse. Labview er baseret på et grafiske programmeringssprog, hvor at trækkes linier imellem funktions noder. Den grafisk brugergrænseflade opbygges i et tilsvarende grafisk miljø. Dette giver muligheden for at opbygget et virtuelt instrument, hvor det er muligt at se live opdatering og ændre regulerings værdier. Labview programmeres og køres på en alm. computer med dataloggnings udstyret tilsluttet via porte. I denne opstilling er det USB tilsluttet måleudstyr. Side 75

133 K Forsøgsanlæg Labview kan arbejde sammen med et stort udvalg af datasopsamlingsudstyr. National Instruments udstyr er understøttet direkte i programet og der findes drivere til de fleste producentes udstyr. I dette projekt har der været problemer med driverene til Agilent 34970A, og der har måtte udvikles en sekvens der benytter Virtual Instrument Software Architecture (VISA) som er en fælles standard for Input/Output til test og måle udstyr. Driveren er opbygget så der sendes en række strenge der initialisere konverteringen i dataloggeren og stepper igennem de forskellige måle punkter. Efter konverteringen er færdig, sendes målingerne igennem usb interfacet og der gives signal om at det er modtaget i Labview. Dataloggeren ligger i dvale indtil næste måleserie. Under normale forudsætninger vil dataloggeren s opsætning kunne ændres igennem Labview men da lå uden for dette projekts formål sættes dataloggeren op manuelt. National Instruments U SB 6008 er understøttet direkte i Labview og målingerne opdateres med 5Khz. Den høje opdateringsfrekvens bruges til at opdatere tryksensorerne. Figur K.18 viser den udviklede grafiske brugerflade til overvågning af anlægget. Ved opstart af programmet startes alle dataloggere, der er tilsluttet, og brugeren navngiver en fil med dataloggen. Så længe programmet køres logges data med den højste frekvens som dataloggerne køre med. Det er ca. 0, 5Hz. Skærmbilledet er opbygget med en simpel ilustration af anlægget. Alle tryk er skrevet med rød tekst, da de er vitale for opstart af anlægget. Værdier for målinger er placeret ved de komponenter, hvor de måles. Grundet opbygningen af anlægget er der valgt at have målingerne for CO 2 /vand forløbet i gaskøleren i et særskilt vindue. Programmeringen er opbygget således at de valgte dataloggere først checkes om de er klar til at måle. Der næst køres en sekvens der gør 34970A s kommunikationen klar. Dataloggerne køres i forskellige løkker i forhold til deres opdaterings frekvens. Dernæst flades dataen fra et array til en streng. Denne streng skrives løbende til en fil, hver gang at dataloggeren har opdateret. Grundet de forskellige opdaterings frekvens logges nogle af de samme værdier 2 gange, på trods af der ikke er nye målinger. Til sidst opdeles strengen således at målingerne kan fremvises i den grafiske brugerflade. Labview har mulighed for at trække termodynamisk data ind fra 3. parts programmer således at entalpien kan beregnes udfra tryk og temperatur. Derved kan COP beregnes online. Denne feature ikke er implementeret i dette program. I figur K.19 ses udsnittet af koden hvor målingerne fra dataloggerne bliver skrevet til en fil og sendt videre til fremvisning i den grafiske brugerflade. K.4 Regulering Reguleringen der er anvendt til anlægget, er baseret på regulatore der anvendes kommercielt. Anlægget skal kunne opstartes og testes i en standard konfiguration. Derefter kan en testregulering overtage anlægget. I anlægget er der 3 ventiler der reguleres. Gaskølerventil Side 76

134 K Forsøgsanlæg Figur K.18: Grafisk brugerflade til forsøgsanlæg Figur K.19: Udsnit af labview programmering. Mellemtryksventil (gas bypass ventil) Ekspansionsventil Side 77

135 K Forsøgsanlæg K.4.1 Gaskølerregulering Gaskøleren reguleres med en Danfoss EKC 326A regulator der kan opererer i sub- og transkritisk tilstand. I subkritisk tilstand opererer den med klassik underkøling. I transkritisk tilstand opereres ventilen efter en kurve der giver beregner et optimalt tryk i gaskøleren for at opnå den bedste COP. Kurven kan ses på figur K.20. Figur K.20: Danfoss EKC 326A regulerings kurve Gaskøler ventilen er en Saginomiya UKV J14D04 udstyret med en stepper motor således at den kan reguleres fra 0 100% åbening. Indgangssignalet til regulering er 4 20mA. EKC 326A har 0 10volt udgangs signal og det konverteres til 4 20mA ved hjælp af en signalomformer. EKC 326A UKV-J14D04 ETS 12.5 Vand ind t p p CO2 Mellemtryk CO2 - Højtryk CO2 - Lavtryk Figur K.21: Ventiler styring/signalvej for EKC 326A. Regulartoren styrer gaskølerventilen og recivertryk. Side 78

136 K Forsøgsanlæg K.4.2 Mellemtryksventil Reciver trykket reguleres med regulatoren EKC 326A der også regulerer gaskøleren. Ventilen der er monteret er Danfoss ETS Ventilen er udstyret med en stepper motor og EKC 326A styrer denne ventil direkte. Ventilen sørger for, at den overskydende gas, der dannes efter den transkritiske ekspansion, fjernes. Ventilen justeres efter at holde et fastsat recivertryk. Trykket sættes i mellem 35 50bar afhængigt af anlægsdriften. K.4.3 Ekspansionsventil Fordamperen reguleres med en Danfoss AK CC550, kølemøbel styring. Styringen er lavet til et kølemøbel med produkter i. Ventilen som AK CC550 styrer er en Danfoss AKV H 10. Ventilen er on/off reguleret af regulatoren. Regulatoren indstilles så den pulser kølemiddel med intervaller. Det styres efter at holde temperaturen på vandet ud af veksleren konstant. Regulatoren opsættes med en temperatur og tryktransmitter. Temperaturen bruges til at regulere overophedning og trykstransmitteren bruges til regulering af fordamper trykket. Føler placeringen kan ses på figur K.22. AK-CC 550 t p AKVH-10 t Figur K.22: Ventiler/signal vej for regulator til fordamper styring. Side 79

137 K K.4.4 Forsøgsanlæg Kompressorstyring Kompressoren tilsluttes uden styring. AK CC550 har mulighed for at styre kompressoren men det er ikke brugt i dette anlæg, da det antages at anlægget vil være under opsyn i forbindelse med forsøg. På sigt ville det være en ide at havde muligheden for at styre kompressoren igennem AK CC550. Kompressoren er udstyret med en højtrykspressostat. Denne pressostat slukker for kompressoren ved et højtryk på 120bar. Den er ikke monteret med selvhold. Det betyder så snart at trykket falder, starter kompressoren op igen. Den ændres på sigt til et relæ med selvhold og manuel reset. Figur K.23 viser hvordan pressostaten og nødstoppet er monteret. Det bemærkes, at der ikke er installeret en lavstryks pressostat. Det gør at kompressoren har mulighed for at suge trykket helt ned og det kan give problemer, grundet et stort trykforhold, men på grund af opsyn ved drift, vurderes dette ikke til at blive et problem. 220V ind Relæ Nødstop Pressostat pr CO2 - Højtryk 220V Kompressor CO2 - Lavtryk Figur K.23: Højtrykspressostat udkobling / nødstop. K.4.5 Manuel regulering af højtryksventil Forsøgsanlægget er udstyret med et relæ hvor regulatoren EKC 326A kan afkobles styringen af højtryksventilen men bibeholdes som mellemtryksregulator. Højtryksventilen styres af et 0 10v signal, genereret af National Instruments USB 6008 der har en analog udgang. Dette signal er genereret ved hjælp af den udviklede alternative reguleringsalgoritme. Relæet er koblet op således at en kontakt aktiveres og relæet tilsluttes i selvhold. USB 6008 overtager styringen af ventilen. Hvis strømmen afbrydes frakobles relæet og EKC 326A overtager. Dette er en sikkerhedsfunktion således at hvis hvis højtrykspressostaten kobles ind, udkobles den manuel regulering og EKC 326A overtager ved genstart af kompressoren. Side 80

138 K Forsøgsanlæg K.4.6 Reguleringstavle Reguleringen og måleudstyret er opbygget på en samlet tavle der kan ses i figur K.24. Tavlen er opsat således at reguleringen og alt lav spænding er samlet et sted. Tavlen er opbygget med strømforsyninger og fordeling af deres spænding til ventiler og sensorer, der har behov for lavspænding, øverst. I venstre side løber 220V og i højre side løber signal kabler. I bunden af tavlen er regulatorene monteret. Der er lavet god plads omkring tilslutnings muffer og kabler. Dette er gjort for nemmere at kunne fejlsøge på anlægget. Tavlen er udført så at der er plads til montering af mere udstyr, i tilfælde af der er behov for dette Figur K.24: 1 220V ind. 2 12V Transformer. 3 EKC 326A. 4 AK CC V transformator. 6 Relæ til gaskøler ventil. 7 Signal konvertor. 8 Pulse converter. 9 USB Side 81

139 L L Komponentoversigt for test-stand Komponentoversigt for test-stand Nr. Komponenet Fabrikat Model Link 1 Kompressor Danfoss TN literature/manuals/06/co2_compressor_ _pb550a102.pdf 2 Ekspansions ventil Danfoss AKVH-10 Literature/Manuals/01/DKRCC%20PD%20VA1% 20D1%2002(9).pdf 3 Mellemtryks ventil Danfoss ETS Products/Categories/Detail/RA/ Electronically-Operated-Valves/ ETS-Expansion-Valves-for-Fluorinated-Refrigerants/ ETS-125ETS-25/034G4012/ ec-005b-49d9-8c49-0c922be0bee4/ 370c22a9-fce4-46fa-88b9-fd940b8f095c. html 4 Trykmåling Danfoss MBS G Products/Categories/List/ IP/Pressure-transmitters/ MBS-4050-Pressure-transmitters-with-pulse-snubber/ 6b9e45bb-72fb-4d e7e20a html 5 Rør temperatur sensor Danfoss AKS B A13-AE47-A /0/ FSN001_high_resolution.pdf 6 Flow temperatur sensor Danfoss AKS -21W 65B A13-AE47-A /0/ FSN001_high_resolution.pdf 7 Vandflowmeter Altecnic USLC-13 techlib://itc_doclist_gb.htm?stockno= CO2 flow Micro RFT måler Motion com/groups/public_public_mmisami/ documents/obsolete_product_support/ pdf 9 Effektmåler Voltech PM3000A 85/PWM%20Measurements%20(86-165).PDF Side 82

140 L Komponentoversigt for test-stand 10 Datalogger - Multiplex 11 Datalogger - Usb 12 Loggerprogram 13 Gaskøler styring 14 Gaskøler ventil 15 Analog konverter 16 Fordamper styring 17 Pulse con- Agilent 34970A pdf/ en.pdf National Instruments USB manuals.nsf/websearch/ 7781F8E689519ED FB09F National Instruments Labview Danfoss EKC 326A Literature/Manuals/01/RS8FM301.pdf Saginomiya UKV- J14D04 Literature/Manuals/01/PLRCAPBV1A102_KV. pdf ABB 1SVR R0000 scot/scot209.nsf/veritydisplay/ 4226c8e0d c125750e0044f83e/ Danfoss AK-CC Literature/Manuals/01/RS8EN302.pdf Saginomiya LNE auto/searchresult19.php?filterid1= 5&FilterID2=2 Hytor 6x1mm Hytor 8x1,5mm verter til UKV 18 Stålrør højtryk 19 Stålrør lavtryk 20 Receiver Selvdesignet 21 Fittings Hytor Swagelok dcode=hytor 22 Luftkølet Gaskøler ECO TKE 351B3 SPM C1 AT Products--Markets/Products/ Heat-Transfer-Solutions/Air-Units/ Condensing-units/TCE/ 23 Frekvensomformer ABB ACS Gaskøler 01E-02A4-2 searchbrowseaction.html?method= getproduct&r= Tabel 10: Komponentliste. Side 83

141 M Inventor tegninger M Inventor tegninger Side 84

142 PRODUCED BY AN AUTODESK EDUCATIONAL PRODUCT 30,00 34,50 PRODUCED BY AN AUTODESK EDUCATIONAL PRODUCT ( 2 : 1 ) ( 1 : 1 ) 62,50 64,50 Designed by Checked by Approved by Date Date Morten Morten Kristian CO2 Ventiler PRODUCED BY AN AUTODESK EDUCATIONAL PRODUCT 1 / 4 Edition Sheet PRODUCED BY AN AUTODESK EDUCATIONAL PRODUCT n 16,00 n 25,00 G 1/4-2 stk. ETS 12.5 Ventil med Ø 16 tilslutning. Loddes sammen med ventil. Mål på tegningen er vejledene og ventil medfølger.

143 PRODUCED BY AN AUTODESK EDUCATIONAL PRODUCT 30,00 37,75 PRODUCED BY AN AUTODESK EDUCATIONAL PRODUCT 67,75 ( 1 : 1 ) Designed by Checked by Approved by Date Date Morten Morten Kristian CO2 Ventiler PRODUCED BY AN AUTODESK EDUCATIONAL PRODUCT 2 / 4 Edition Sheet PRODUCED BY AN AUTODESK EDUCATIONAL PRODUCT n 6,00 n 9,50 n 25,00 1 stk. AKVH Ventil med Ø 9.5 tilslutning. Loddes sammen med ventil. Mål på tegningen er vejledene og ventil medfølger.

144 PRODUCED BY AN AUTODESK EDUCATIONAL PRODUCT PRODUCED BY AN AUTODESK EDUCATIONAL PRODUCT ( 2 : 1 ) ( 1 : 1 ) Designed by Checked by Approved by Date Date Morten Morten Kristian CO2 Ventiler PRODUCED BY AN AUTODESK EDUCATIONAL PRODUCT 3 / 4 Edition Sheet G 1/4 - PRODUCED BY AN AUTODESK EDUCATIONAL PRODUCT n 8,00 n 12,70 n 25,00 30,00 36,15 66,15 1 stk. AKVH Ventil med Ø 12.7 tilslutning. Loddes sammen med ventil. Mål på tegningen er vejledene og ventil medfølger.

145 PRODUCED BY AN AUTODESK EDUCATIONAL PRODUCT ( 2 : 1 ) PRODUCED BY AN AUTODESK EDUCATIONAL PRODUCT G 1/4 - n 6,50 THRU n 6,50 THRU 12,50 25,00 ( 1 : 1 ) Designed by Checked by Approved by Date Date Morten Morten Kristian CO2 Ventiler 4 / 4 Edition Sheet PRODUCED BY AN AUTODESK EDUCATIONAL PRODUCT PRODUCED BY AN AUTODESK EDUCATIONAL PRODUCT 12,50 25,00 2 stk. UVK Ventil med Ø 6.5 tilslutning. Loddes sammen med ventil. Mål på tegningen er vejledene og ventil medfølger. 30,00 50,00

146 PRODUCED BY AN AUTODESK EDUCATIONAL PRODUCT PRODUCED BY AN AUTODESK EDUCATIONAL PRODUCT Designed by Checked by Approved by Date Date Morten Eghøj S Morten mobil: Kristian mobil: Varmeveksler - ror til ror PRODUCED BY AN AUTODESK EDUCATIONAL PRODUCT Edition Sheet 2 1 / 2 G 1/4 - G 1/2 - n 6,00 THRU G 1/4 - G 1/2-15,00 30,00 PRODUCED BY AN AUTODESK EDUCATIONAL PRODUCT 70,00 40,00 10,00 30,00 10,00 40,00 30,00 70,00 n 6,00 THRU n 12,00-30,00 DEEP 15,00 30,00 25,00 30,00 50,00 70 x 30 mm version 22 Stk. 50,00 25,00

147 N N Konfiguration af datalogger Konfiguration af datalogger Nr Agilent kort Beskrivelse Signal Labview kanal Gas køler 1 - ind RTD Gas køler 2 - ind RTD Gas køler 3 - ind RTD Gas køler 4 - ind RTD Gas køler 5 - ind RTD Gas køler 6 - ind RTD Gas køler 7 - ind RTD Gas køler 8 - ind RTD Gas køler 9 - ind RTD Gas køler 10 - ind RTD Gas køler 11 - ind RTD Gas køler 12 - ind RTD Gas køler 12 - ud RTD Vand - Gas køler 12 - Ind RTD Vand - Gas køler 11 - Ind RTD Vand - Gas køler 10 - Ind RTD Vand - Gas køler 9 - Ind RTD Vand - Gas køler 8 - Ind RTD Vand - Gas køler 7 - Ind RTD Vand - Gas køler 6 - Ind RTD T-komp ind RTD T-komp ud RTD T-flow ud /GC-V ind RTD T-rec ind RTD T-gas Bypass valve ind RTD T-gas Bypass valve out RTD T-exp valve ind RTD T-exp valve out RTD T-evap out RTD T-gascooler RTD Vand - Gas køler 5 - Ind RTD Vand - Gas køler 4 - Ind RTD 66 Side 90

148 N Konfiguration af datalogger Nr Agilent kort Beskrivelse Signal Labview kanal Vand - Gas køler 3 - Ind RTD Vand - Gas køler 2 - Ind RTD Vand - Gas køler 1 - Ind RTD Vand - Gas køler 1 - ud RTD P-reciver bund 0-10v P-evap 0-10v P-gascooler 0-10v P-suction 0-10v Flow Co2 4-20ma DP-rec 4-20ma Varme vand ud RTD Varme vand ind RTD Kompressor 0-10v Tabel 11: Symbolliste. Side 91

149 N Konfiguration af datalogger Side 92

150 O O Tidsplan Tidsplan Farve Forklaring Planlagt tid Aktuelt brugt tid Ferie Milestone Reel milestone Rapportskrivning Data behandling Validering af mat. Model Test Danske køledage Byg forsøgs anlæg Matematiske model Påskeferie Veksler model Bestillings af dele Design anlæg Projekttidsplan - CO2 Kalender uge Projekt uge nr Aktivitet / Tidspunkt Side 93

151 DTU Mechanical Engineering Section of Thermal Energy Systems Technical University of Denmark Nils Koppels Allé, Bld. 403 DK Kgs. Lyngby Denmark Phone (+45) Fax (+45)