Transkritisk varmegenvinding med CO2-køleanlæg

Transkript

1 2011 Transkritisk varmegenvinding med CO2-køleanlæg Anders Riis Thomsen

2 Titelblad Forfatter: Anders Riis Thomsen (7037) Hold: A08-2 Modul: Bachelorsemester Projekttitel: Transkritisk varmegenvinding med CO 2 køleanlæg Projekttype: Bachelorprojekt Fagområder: Køl Placering i uddannelsesforløb: 6. semester Uddannelsesinstitution: Aarhus Maskinmesterskole Vejleder: Per Hessellund Afleveringsdato: Antal normalsider: 40 Forside: SuperBrugsen Høruphav 2

3 Abstract This report will deal with the main issue of heat reclaim with a transcritical CO 2 cooling application. The report will explain theory about CO 2 and its potential in cooling applications and in heat reclaim applications. CO 2 will in the report be compared to conventional HFC refrigerants and under some circumstances found lower on energy consumption. It will be found that the benefit of CO 2 in heat reclaim is CO 2 ability to create high temperature quality. In connection to the installation of a CO 2 -boostersystem in SuperBrugsen Høruphav the report will deal with the difficulties experienced here. The optimum heat reclaim has not been obtained and temperatures in the shop are too low in wintertime. The buildings gas fired boiler has been removed and the intention is that all heat needed, should be supplied from the CO 2 - boostersystem. The report will investigate how the buildings heating installation will prove to be insufficient due to lower temperatures of the water entering; compared to the gas fired boiler. The report will analyze this problem by looking into the thermodynamic cycle of the CO 2 -boostersystem with heat reclaim. The report will conclude that lower water return temperatures will make the boostersystem able to raise pressure and thereby create more heat and higher temperature quality. The report will conclude that the shop heating installation has to be improved in order to obtain the heating needed. The solution will be to raise the air circulation in the shop and, if possible, to lower temperatures of the water returning to heat reclaim system. The report will investigate and evaluate three options for finding a solution. A solution will be recommended, on the base of further investigation. The report will conclude that forced convection is a good solution for circulating heat in the shop. A heat ventilator will be suggested. This recommendation will be based on conclusions of the technical analysis and also on the base of an economical assessment. The investment of the CO 2 -boostersystem as a whole will be assessed. The conclusion will be that the investment is sensitive to gas prices. The investment seen with today s gas prices will give a zero balance. However the investment is expected to give a positive result due to the raise of gas prices. 3

4 Indholdsfortegnelse Titelblad... 2 Abstract... 3 Forord... 6 Indledning... 7 Problemformulering Afgrænsning Metode Teori Tilstandsændringer for stoffer Varmegenvinding med CO Beregning af COP-Varme Sammenligning af COP-varme COP-køl -sammenligning af energiforbrug Anlægget i Hørup Hav Specifikationer Effekt pr m 2 for opvarmning Kredsproces to-trins booster anlæg Opbygning af køleanlægget Varmegenvindingsanlægget Styring og regulering Teknisk Analyse Indledning Driften af anlægget Kredsprocessen Returtemperaturen Højtryk Opsummering på driften Konvektor installationen Forsøg med blæsere Beregning på potentiale ved øget konvektion Tvungen konvektion på eksisterende konvektorer Customløsningen Opsummering

5 Integreret løsning Tilbud fra Meinertz Kovektorernes placering Luftflow Opsummering Varmeventilator Air Connection Tilbud fra Air Connection ApS Placering af varmeventilatorerne Luftflow Opsummering Økonomisk analyse Indledning Valg af løsningsmodel Custom løsningen Meinertz løsningen Airconnection løsningen Attraktivitet Opsummering Udnyttelse af overskudsvarme -afgifter og rentabilitet Rentabilitet i praksis Rentabilitet af CO 2 -anlægget SuperBrugsen Høruphav Tidsfaktorens betydning levetid Cashflow Følsomhed over for gasprisen Alternativt overskud Opsummering Konklusion Litteraturliste Bilagsfortegnelse

6 Forord Denne rapport vil indeholde teori omkring anvendelsen af CO 2 som kølemiddel og til varmegenvinding. Rapporten indeholder en beskrivelse af opbygning samt driftsreguleringen af CO 2 køleanlægget hos SuperBrugsen i Hørup Hav. Rapporten vil behandle problematikken omkring at kunne udnytte varme fra køleanlægget i Høruphav. Rapporten vil afdække, hvad der kan gøres for at optimere udnyttelsen af overskudsvarmen og hvorfor. Der vil blive anbefalet en løsningsmodel. Rapporten vil basere sin tilgang på de valgte metoder. Der vil være en perspektivering af de afgiftsmæssige forhold, som knytter sig til varmegenvinding. Det forudsættes at læseren har den grundlæggende viden, på maskinmester niveau, om køleanlæg, varmeveksling og konvektion og kender de grundlæggende tekniske termer. Afsnittenes opsummering vil indeholde de konklusioner, som uddrages af det pågældende afsnit. Fodnoter hvor der henvises til intern vedrører kildemateriale som Danfoss, Køleafdelingen, forbeholder sig retten til ikke at offentliggøre som helhed. Priser i rapporten er ex moms. Tak til Thomas Rask, Kenneth Bank Madsen, Peter Bjerg, Jens Wind, Ole Høj Lauritsen, Dennis Thaysen Jensen og Jan Smed. Anders Riis Thomsen

7 Indledning Høje priser på fossile brændstoffer gør, at der i dag er et stigende fokus på udnyttelse af overskudsvarme fra proces. På Energistyrelsens webside 1 kan man se udviklingen af oliepriserne for de sidste 20 år. Prisen i $ stammer fra U.S. Energi Administration s (EIA) webside 2 og er udskibningspriser for Europa (fob) 3 pr. tønde råolie. Illustration af olieprise fra Energistyrelsens webside 1 På websiden kan der konstateres en stigning fra priser omkring 30$ pr tønde olie i december 2003 til en pris på 117,82$ pr tønde d. 10. maj En 390% stigning på under 11 år. Ifølge Danmarks Statistik s webside 4 kan det læses at inflationen i samme periode, for Danmark, har lagt mellem 1,2 og 3,4% p.a. En samlet inflation for perioden på 13,6% kan derfor ikke forklare tilvæksten og denne, må derfor kategoriseres som en prisstigning. 1 Energistyrelsen: Oliepriser siden sidst lokaliseret U.S. Energi Administration: Oliepriser pr tønde råolie, oversigt. sidst lokaliseret EUR LEX: begrebet fob. sidst lokaliseret Danmarks Statistik: Inflation i Danmark siden sidst lokaliseret

8 Ifølge resultaterne af Energistyrelsens projekt: Virksomhedsrentabel udnyttelse af overskudsvarme, samt afdækning af evt. potentiale 5 side 3, vurderes det, at der i dansk erhvervsliv er et potentiale for genvinding af 5000 TJ. Dette svarer på baggrund af tal fra Energicenter Vestjylland 6 og egne beregninger til forbruget af varme i * husstande. Køleanlæg er i den forbindelse interessante pga. køleprocessens afgivelse af varme. I dag gælder restriktioner og forbud for kølemidler indeholdene drivhus- og ozonnedbrydendegasser. På Retsinformation s webside kan man i Miljøministeriets bek. om visse ozonlagsnedbrydende stoffer 7 og i bek. om regulering af visse industrielle drivhusgasser 8 læse om forholdene. Ligeledes også på Kølebranchens Miljøordning s webside 9. Skatteministeriets har desuden indført afgift på CFC og andre industrielle drivhusgasser. Lovbekendtgørelsen kan findes på Retsinformations webside 10. De aktuelle afgiftsniveauer kan findes på Skatteministeriets webside 11 Begrænsningerne gør at der søges alternative teknologier. Danfoss, Køleafdelingen (RA), skriver side 4 i rapporten Refrigerant options now and in the future 12 at der indenfor industrien er sket en stor udvikling over de sidste 20 år mod anvendelsen af naturlige kølemidler. I forhold til at opnå en høj energieffektivitet på køleprocessen, driftssikkerhed, lave investeringsomkostninger og udnyttelse af overskudsvarme er det nødvendigt at finde et kølemiddel, som er i stand til at opfylde alle krav. Danfoss anser i dag CO 2 som det mest attraktive naturlige kølemiddel inden for industri og fødevare detailhandelen 13. Danfoss begrunder på deres webside 14 vurderingen med, at CO 2 er et miljøvenligt kølemiddel og at lovgivningen i mange lande ønsker at fremmer brugen af de naturlige kølemidler som CO 2. Desuden at CO 2 ikke er giftigt og ikke er brændbart. *Beregnet ud fra opvarmning; 125kWh pr m 2 om p.a. og varmt brugsvand: 750 kwh pr. person p.a. 140 m 2 bolig og 4 personer. 5 Energistyrelsens projektrapport (2007): Virksomhedsrentabel udnyttelse af overskudsvarme, samt afdækning af evt. potentiale. sidst lokaliseret EnergiCenter Vestjylland: Gennemsnitligt energiforbrug. sidst lokaliseret Retsinformation: bek. om visse ozonlagsnedbrydende stoffer, sidst lokaliseret Retsinformation: Bek. om regulering af visse industrielle drivhusgasser. sidst lokaliseret Kølebranchens Miljøordning: Lovgivning omkring kølemidler. sidst lokaliseret Retsinformation: Lbk. om afgift på CFC og andre industrielle gasser. sidst lokaliseret Skatteministeriet: Aktuelle afgiftssatser for visse ozonlagsnedbrydende stoffer og drivhusgasser. sidst lokaliseret Danfoss RA rapport: Refrigerant options now and in the future. Danfoss A/S (RA Marketing/MWA). sidst lokaliseret Danfoss RA: Danfoss - Your CO2 Solution Provider. sidst lokaliseret Danfoss RA: Hvorfor CO2 Food Retail applikationer. Danfoss A/S (RA Marketing/MWA). plikationer.htm, sidst lokaliseret

9 Ud fra undersøgelser på anlæg i detailhandelen har effektiviteten ved et CO 2 -anlæg vist sig lige god eller bedre end anlæg med konventionelle kølemidler. I Danfoss s interne rapport High efficient heat reclaim with CO 2 15 side 4 og 5 påvises CO 2 s gode egenskaber ift. varmegenvinding; idet der fra et CO 2 anlæg kan produceres varmt vand med en høj temperaturkvalitet, som ellers ikke kan opnås direkte fra andre anlæg. Det er dog ikke altid at implementeringen af teknologien går lige let alle steder. I SuperBrugsen Høruphav på Als fik man efter brand i april 2010 installeret et CO 2 -anlæg med varmegenvinding. Her har det givet store problemer, at bygningens varmeinstallation ikke er blevet designet med henblik på varmegenvinding fra et CO 2 -anlæg. Bygningens varmesystem blev ifølge direktør Jens Wind genopbygget, som det havde været før branden. Dette var forsikringens krav. På daværende tidspunktet blev det ikke overvejet, om varmesystemet i butikken kunne opfylde de krav, som varmegenvinding med CO 2 køleanlægget ville stille. Det har ifølge Brugsuddeler Ole Høj Lauridsen ikke været muligt at opnå komforttemperaturer. Bygningens gasfyr blev sløjfet efter genopbygningen og det har i vinteren været nødvendigt med elektriske varmeblæsere, fordi der ikke genvindes nok varme. Dette tilkøb af varme er uønsket og dyrt. Desuden giver de lave temperaturer problemer med arbejdsmiljøet. I dag er man i et forløb hvor ingeniører fra Danfoss Køleafdeling, Teknikere fra Vojens Køleteknik og VVSmontører fra Kellman-VVS forsøger at løse problemerne. At der ikke umiddelbart kan ses en endegyldig løsning finder jeg spændende. Som jeg ser det er der mange faktorer der spiller ind på hinanden og at løse problemet er ikke simpelt. Jeg mener dog at der er et realistisk potentiale for optimering Billede af skaderne efter branden i Høruphav, JydskeVestkysten: SuperBrugsen i Høruphav raseret af brand ( ) Danfoss RA (2010): High efficient heat reclaim with CO2. Danfoss A/S (RA Marketing/MWA). Vedlagt som bilag 1 16 JydskeVestkysten sidst lokaliseret

10 Problemformulering Hvordan optimeres varmegenvindingen i SuperBrugsen Høruphav for derigennem at understøtte den økonomiske rentabilitet i forhold til drift af anlægget? Afgrænsning Jeg vil undersøge, om en større varmeafsætning i butikkens varmekreds, og lavere returvandstemperaturer vil give højere temperaturkvalitet og mere varme fra genvindingsanlægget og herved løse problemet med opvarmningen i butikken. Jeg vil undersøge muligheden for bedre varmeafsætning og lavere returvandstemperaturer ved tvungen konvektion. Dette med udgangspunkt i butikkens eksisterende konvektorer. Det skal undersøges om der herved, kan findes en egnet løsning. To andre løsningsmodeller med tvungen konvektion vil blive undersøgt i den tekniske analyse og vurderet teknisk egnet eller uegnet. På baggrund af den tekniske analyse og et økonomisk overslag vil attraktiviteten af løsningsmodellerne blevet vurderet. Der vil på baggrund af dette blive anbefalet en løsningsmodel. Teoriafsnittet vil beskrive CO 2 og de specielle egenskaber, som knytter sig til stoffet i forhold til varmegenvinding og køling. Jeg vil beskrive de tekniske egenskaber ved at se på sammenligninger med HFCkølemidler. Det skal undersøges om investeringen i anlægget i Høruphav er rentabel, når det forudsættes, at genvindingsanlægget leverer den varme som der er behov for. Dette skal undersøges ved at se på tilbagebetalingstiden og anlæggets levetid. Tilbagebetalingstiden vil blive set i forhold til opvarmning med gaskedel. Der vil være fokus på brændsels- og afgifts- mæssige forhold. Jeg ønsker at perspektivere økonomien i forhold til det afgiftsmæssige ved udnyttelse af overskudsvarme i Danmark. 10

11 Metode Jeg vil i rapporten tage udspring i den videnskabelige positivisme. På baggrund af empiri og fagteknisk forforståelse vil jeg opstille forslag til optimering. Den empiriske og fagtekniske forforståelse er bestemmende for, hvilke forhold jeg anser som relevante at undersøge. Fordelen er at en forforståelse giver en lettere tilgang til en undersøgelse. Ulempen er, at alle forhold ikke vil blive undersøgt. Jeg vil igennem processen forsøge at være opmærksom på forhold i projektets randzone for ikke at udelukke disses indflydelse. De ændringer som skal laves på anlægget, bliver først gennemført efter projektperiodens afslutning. Det bliver derfor ikke mulig, at bekræfte indflydelsen på driften ved observation og forsøg. Jeg ønsker derfor at verificere de forhold som kan have en positiv indflydelse, hovedsageligt ud fra teori. Min metodiske tilgangsvinkel hertil vil være deduktion, som forklaret af Nina Bonderup Dohn i Teoriers muligheder og begrænsninger 17, s.7. For at give den rigtige konklusion, er det her en betingelse at præmisserne for de fagtekniske teorier er korrekte. Validitet af disse teorier vil jeg sikre ved bl.a., at anvende kendte undervisningsmaterialer for maskinmesteruddannelsen. Jeg ønsker desuden at være kildekritisk med udgangspunkt i Lotte Rienecker og Peter Stray Jørgensen s Den gode opgave 18 s.248, ved; at forholde mig til kilders troværdighed ud fra deres faglige status, at vurdere metoder og dokumentation brugt i analyse, samt at vurdere på objektivitet, aktualitet og kildens forhold til andre kilder. 17 Bonderup Dohn, Nina 2007: Teoriers muligheder og begrænsninger. Netforelæsning på Aau. sidst lokaliseret Rienecker, Lotte og Stray Jørgensen, Peter 3. udgave 2005: Den gode opgave. Forlaget Samfundslitteratur 11

12 Teori I dette afsnit vil stoffers tilstandsændringer blive beskrevet og herunder CO 2 s egenskaber. CO 2 s potentiale for varmegenvinding og som kølemiddel vil blive beskrevet på baggrund af stoffets egenskaber. Sammenligninger mellem CO 2 -køleanlæg og anlæg med konventionelle kølemidler vil blive beskrevet. Ligeledes sammenligninger i forhold til varmegenvinding. Tilstandsændringer for stoffer Når stoffer opvarmes vil de gennemgå 3 tilstande; fast stof, væske og gas. Hvis man betragter en konstant masse af væske, indeholdt i en cylinder ved konstant tryk, vil tilstandene udvikle sig som vist i nedenstående eksempel fra bogen Termodynamik 19. Startende ved (a) med kold væske. I (b) har væsken opnået mætningstemperaturen t m, der er sket en mindre udvidelse og fordampningsprocessen begynder. I (c) er processen i gang og der sker en stor volumenudvidelse, temperaturen er konstant. Under processen vil der være en blanding af væske og damp, kaldet våddamp. I (d) er al væske fordampet til mættet damp, der er sket yderligere volumenudvidelse. Opvarmning over dette punkt (e) vil nu få temperaturen til at stige over mætningstemperatur, dampen overhedes og bliver til gas. Opvarmningsforløb fra væske til gas ved konstant tryk. Illustration fra bogen Termodynamik s.107 figur 5.1. En ændring i trykket for denne opvarmningsproces vil ændre mætningstemperaturen, den temperatur som fordampningen sker ved, afhængigt af stoffet. Unikt for processen er, at der til et bestemt mætningstryk svarer en bestemt mætningstemperatur. Det kræver en fordampningsenergi for at gennemføre fordampningsprocessen. Hæves trykket mindskes denne energimængde. Ved en kombination af et bestemt tryk (kritisk) og en bestemt temperatur (kritisk) bliver fordampningsenergien 0. Den stofafhængige kombination kaldes stoffets kritiske punkt. Ved højere tryk- og temperatur- kombination overgår stoffet direkte fra væske til damp, uden våddampfasen, og den superkritiske fase indtræffer. Som illustration er der på næste side vist et Log p-h diagram for CO 2 fra Danfoss RA applikationsmanual: CO 2 -kølesystemer til detailhandlen 20. I teksten herefter kaldet APPMAN. 19 Birkkjær Lauritsen, Aage og Gundtoft, Søren og Bredahl Eriksen, Aage. 2. udgave 2007: Termodynamik. Nyt Teknisk Forlag. 20 Danfoss RA (Refrigeration and Air Conditioning Division) 2009: Applikationsmanual CO2 -kølesystemer i detailhandlen. Danfoss A/S (RA Marketing/MWA). 12

13 For CO 2 ligger det kritiske punkt ved 31 C og 73,6bar. Eksempel: trykket er 85bar (over det kritiske tryk) og temperaturen er 20 C (under den kritiske temperatur). Der sker nu en opvarmning til 40 C og CO 2 overgår direkte fra væske til damp også kaldet superkritisk væske. Så snart temperaturen er over 31 C starter overhedningen og CO 2 bliver til en gas. Overgangen er illustreret ved en grøn pil på diagrammet. Den sorte linje mellem væske (gult) og superkritisk væske (rødt) er isotermen for 31 C. Temperatur-/tryk- fasediagram for CO 2. Overgang fra væske til damp markeret med grøn pil (udelukkende illustrativ). Illustration fra Danfoss Applikationsmanual s.4 Et andet punkt som skal bemærkes i ovenstående illustration er Tripelpunket. I dette punkt kan alle tre faser eksistere samtidigt. Hvis tryk og temperatur kombinationen kommer under 5,2bar og -56,6 C vil der opstå faststof. n%20handbook_dila.pdf, sidst lokaliseret

14 En anden egenskab ved det kritiske punkt er, at massefylden for dampfase og væskefase her er lige stor, som vist i nedenstående diagram. Forskellen mellem faserne forsvinder, læs APPMAN side 4. Massefylden for væske- og damp- fasen ved forskellige temperaturer. Ens massefylde i det kritiske punkt. Illustration fra Danfoss APPMAN s.4 Varmegenvinding med CO2 For køleanlæg som arbejder under det kritiske punkt, (subkritiske) afsættes varme fra køleprocessen hovedsageligt ved en kondensering af kølemidlet. Tryk og temperatur er bundet til hinanden og kondenseringen sker ved konstant temperatur på samme måde som fordampningsprocessen. Se s.11. Antages temperaturen igennem kondensatoren at være konstant, vil den maksimale temperatur, som kølevandet kan opnå, være mætningstemperaturen for det anvendte kølemiddel. Ved kølevandets udløb er temperaturforskellen mellem kølemiddel og vand mindst. Potentialet for at opnå en høj vandtemperatur begrænses, da kondenseringstemperaturen ikke kan overstiges. Nedenstående illustration viser temperatur og strømningsforløbet i en modstrømsvarmeveksler. Rød pil er kondenserende kølemiddel og blå pil er kølevand under opvarmning. Kondenserende kølemiddel i modstrømsvarmeveksler. Illustration fra Danfoss APPMAN s.6. 14

15 Ved transkritisk afkøling skifter CO 2 ikke fase ved kondensering og har et fortsat temperaturfald gennem varmeveksleren. Dette kaldes for temperaturglidet, se APPMAN s.6. Tryk og temperatur er ikke længere bundet til hinanden. Vandets temperatur er ikke længere afhængig af kølemidlets kondenseringstemperatur men af kølemidlets indløbstemperatur. Illustrationen under viser temperatur- og strømnings- forløbet i en modstrømsvarmeveksler. Rød pil er CO 2 på gasform og blå pil er kølevand under opvarmning. Temperaturforskellen er stor ved CO 2 ens indløb og dette giver mulighed for at opnå en høj vandtemperatur. Transkritisk gas i modstrømsvarmeveksler. Illustration fra Danfoss APPMAN s.6. Temperaturen for CO 2 i varmevekslerens indløb reguleres ved at regulere trykket i anlægget. Ved at hæve trykket i kredsen hæves CO 2 ens afgangstemperatur fra kompressoren; se Danfoss rapport; High efficient heat reclaim with CO 2 s.2, fra nu benævnt HEHR 21. I samme rapport s.6, konkluderes det, at der er potentiale for en vandtemperatur på omkring 80 C. Ifølge Danfoss ingeniør Kenneth Bank Madsen en temperatur som ikke kan opnås i et subkritisk anlæg eller med en konventionel varmepumpe. Beregning af COP-Varme Varmeafgivelsen varierer med gassens temperatur. Trykket i kredsen bestemmer denne temperatur. Danfoss har i et teoretisk eksempel i HEHR s.4 set på sammenhængen mellem COP-varme og COP-køl. Der tages udgangspunkt i den situation, hvor anlægget har sin højeste COP-køl. Denne indtræffer ved lavest mulige tryk (i subkritisk tilstand), som beskrevet i artiklen Transcritical CO 2 booster system 22 s.4. Anlægget bruger det minimum af energi, som skal til for at levere den behøvede køleeffekt. Hvis der ønskes mere varme, vil anlægget bruge mere energi, fordi trykket hæves. Danfoss beregner COP-varme s.4 i HEHR, ud fra den ekstra effekt som kompressorerne bruger over minimumsforbruget. Forholdet kan opstilles som i formlen næste side: 21 Danfoss RA 2010: High efficient heat reclaim with CO2. Danfoss A/S (RA Marketing/MWA), vedlagt som bilag 1 sidst lokaliseret Danfoss RA Artikel, Transcritical CO2 booster system. Danfoss ANSCRITICAL%20CO2%20SYSTEM%20IN%20A%20SMALL%20SUPERMARKET.pdf, sidst lokaliseret

16 Egen formel. Formel opstilet ud fra teori foregående side Nedenstående skema fra HEHR s.4, er et teoretisk eksempel på sammenhængen mellem COP-køl og COPvarme i en kølekreds med CO 2 og varmegenvinding. % angiver hvor meget af anlæggets varme der udnyttes. Ved 40 og 50bar er anlæggets varmegenvinding ikke begyndt og anlægget er stadig subkritisk. Udendørstemperaturen er -5 C. Det ses at COP-varme stiger med trykket i gaskøleren P gc og at COP-køl falder. Nedenstående skema fra HEHR s.4 P gc [bar] COP køl Varmegenvinding COP varme 40 8,8 0% ,7 0% ,3 25% 2,6 70 3,6 40% 3,1 80 3,1 80% 5,1 80 3,1 100%* 5,1 *By-pass af gaskøleren Sammenhæng mellem COP-varme og COP-køl. Skema fra HEHR s.4 øverst For at vise omgivelsestemperaturernes indflydelse på både COP- køl og -varme er der i HEHR s.4 opstillet et eksempel for samme kredsproces ved 3 C. Ved højere omgivelsestemperaturer er kølebehovet større og der bruges mere kompressoreffekt til køling. Men idet den ekstra kompressoreffekt henregnes til minimumsforbruget (køl) og varmeafgivelsen stiger vil dette, ifølge formlen (over), give højere COPvarme. COP-varme vil blive højere med omgivelsestemperaturerne. Tallene for 3 C ses i nedenstående skema. P gc [bar] COP køl Varmegenvinding COP varme 50 5,7 0% ,3 25% 5,6 70 3,6 40% 5,0 80 3,1 80% 7,3 80 3,1 100%* 7,3 *By-pass of gaskøleren Højere COP-varme pga. af højere omgivelsestemperaturer. Skema fra HEHR s.4 nederst 16

17 Heatreclaim % of rejected heat COP_ref [-] Transkritisk varmegenvinding med CO 2 -køleanlæg For begge situationer er COP-varme højest ved fuldlast. Hvis COP-varme ønskes højere ved dellast, er der behov for en varmepumpe som beskrevet s.4 i HEHR. Der kan laves et teoretisk billede af kompromisset mellem køle-cop og den %-sats varme som genvindes. Vandtemperaturen hæves i eksemplet fra 15 til 55 C. Jo større andel af varmen der udnyttes (heatreclaim %), jo lavere bliver COP-køl (COP_ref). Heat reclaim ratio (15-55 ºC) 100% 80% Limit t c =18ºC (10 ºC air) Ratio COP % 40% 20% % Pressure in gas cooler [Bar] Illustration fra Bank, Madsen Kenneth Norge uge s.122. Danfoss. Intern 23 Bank Madsen Kenneth Norge uge Danfoss Intern 17

18 COP heating Transkritisk varmegenvinding med CO 2 -køleanlæg Sammenligning af COP-varme Danfoss ingeniør Kenneth Bank Madsen udtaler at der er mere behov for dokumentation om sammenligning af CO 2 med konventionelle kølemidler, i forhold varmegenvinding. Teoretisk har Danfoss i HEHR s.5, lavet en sammenligning mellem CO 2 og R134a. Sammenligningen er sket ved -10 C fordampning og ved 55 C kondensering; for at kunne varme vand fra 15 C til 55 C. CO 2 VS R134A in heat reclaim applications COP HP CO2 - - COP HP R134A % 50% 75% 100% Ratio Sammenligning af COP-varme for CO 2 og R134A. Illustration fra HEHR s.5 HEHR konkluderer s.6 at COP-varme for CO 2 er fra 25 % til 150 % bedre end R134A og bedst når kun en del af varmen genvindes. 18

19 COP-køl -sammenligning af energiforbrug CO2 har gode egenskaber for varmegenvinding men for at anvende CO2 som kølemiddel, skal der også opnås COP-Køl på højde med anlæg med konventionelle kølemidler. For at sammenligne CO 2 -køleanlægs energiforbrug til køling, med konventionelle anlæg, har Danfoss udført en undersøgelse i Supermarkedskæden Fakta. Undersøgelsen beskrives af Danfoss i artiklen: Energy consumption in the transcritical Fakta supermarket chain 24. Tre typer anlæg uden varmegenvinding er blevet sammenlignet i artiklen. Forudsætninger for undersøgelsen uddybes i Kylteknisk Göteborg s.17 og 18. De sammenlignede anlæg i Fakta er: 10 HFC anlæg generations transkritiske CO 2 anlæg 7 ud af 7 2. generations transkritiske CO 2 anlæg Butikkernes åbningstider er de samme og størrelserne næsten ens. Der er målt kw/h fra maj 2010 til april 2011 HFC anlæggene er igennem 10 år blevet optimeret til lavt energiforbrug 1. generations CO 2 anlæggene er med On/off regulerede kompressorer 2. generations anlæggene er med optimerede kompressorer fra Bitzer og med frekvensregulering på HT-kompressorerne 24 Danfoss RA Energy consumption in the transcritical Fakta supermarket chain. Danfoss A/S (RA Marketing/MWA), vedlagt som bilag 2 25 Bank Madsen, Kenneth Kylteknisk Göteborg Danfoss. Intern 19

20 Det ses ud af skemaet under, at 1. generations CO 2 anlæggene har haft et højere forbrug, med mellem 14,8% til 34,2% i måleperioden. 2. generationsanlæggene har fra start haft det samme forbrug som HFC anlæggene frem til juli Herefter er forbruget mindre frem til april Største forskel er 21% i marts måned. Energiforbrug for de tre typer anlæg. Illustration fra Danfoss: Energy consumption in the transcritical Fakta supermarket chain s.2. Som det ses af skemaet afhænger forbruget af årstiden og et helt år er minimum for en valid undersøgelse. Danfoss har lavet en undersøgelse af, hvor i Europa der kan forventes en besparelse efter de gennemsnitlige udendørstemperaturer. Kylteknisk Göteborg s.15 og 16. Det forklares her, at Danfoss anlæg er designet til en omgivelsestemperatur på 32 C og at energiforbruget ved denne temperatur er højere end for HFC-anlæg. Se også artiklen Transcritical CO 2 in a small supermarket 26 s.3. Under 32 C bliver energiforbruget mindre. 26 Danfoss RA Transcritical CO2 in a small supermarket. Danfoss A/S (RA Marketing/MWA). ANSCRITICAL%20CO2%20SYSTEM%20IN%20A%20SMALL%20SUPERMARKET.pdf, sidst lokaliseret

21 Danfoss regner med en gennemsnitstemperatur for Danmark på 7 C. Nedenstående kort viser, med positive tal hvor der kan forventes besparelser. Den blå linje er et udtryk for ens forbrug. Besparelse i energiforbrug på køling HFC/CO 2. Illustration fra Kylteknisk Göteborg s.16 Anlægget i Hørup Hav Det anlæg som denne rapport bygger over, er et CO 2 -boosteranlæg med direkte ekspansion installeret i SuperBrugsen Høruphav på Als. Anlægget forsyner butikkens kølemøbler og frostrum. Desuden genvindes varme fra processen, gennem to modstrøms- kølemiddel- til vand- pladevarmevekslere. Butikken har tidligere haft et HFC anlæg, men dette blev udskiftet efter branden i Målet var at forsyne bygningen med varme udelukkende fra det nye køleanlæg. Vojens Køleteknik har stået for installeringen. Komponenter og styreenheder er leveret af Køleafdelingen hos Danfoss og er indreguleret af ingeniør Peter Bjerg fra Danfoss. 21

22 Specifikationer Under er samlet relevante oplysninger for bygningen i Høruphav, samt for køleanlægget Effekt pr m 2 for opvarmning For at kunne dimensionere anlægget til varmegenvinding er det nødvendigt at kende effektbehovet for opvarmning pr m 2. Amdi Worm fra Esbensen Rådgivende Ingeniører A/S Aarhus 27 bedømmer effektforbruget pr m 2 for butikkens lokaler. Pil angiver værdi gående imod højeste/laveste. Værdierne er vist på en plantegning af bygningen fra Butiksudvikling COOP Danmark 28. Butikslokalet ses som det store lokale i midten, med det blå butiksinventar. Fokus i rapporten vil vægtes på dette lokale. Lagerlokale 150m 2, højde 6m, 45-50W/m 2 Resterende areal blandet; kontor, flaskerum, frokoststue ca. 900m 2, højde 3m, 35-40W/m 2 Butiksareal 1000m 2, højde 4m, 40 45W/m 2 Plantegning af SuperBrugsen Høruphav fra Projektleder Peter Kristensen, Butiksudvikling COOP Danmark. De 1000m 2 butiksareal er indrammet med grønt. Amdi Worm fra Esbensen Rådgivende Ingeniører har bedømt effektbehovet pr m 2 27 Esbensen Rådgivende Ingeniører A/S. sidst lokaliseret Plantegning fra Projektleder Peter Kristensen, Butiksudvikling COOP Danmark. [email protected] 22

23 Køleanlæg Anlægstype CO 2 -booster Dimensioneret og opstillet af Vojens Køleteknik Idriftsat Juli 2010 i samarbejde Danfoss og ingeniør Peter Bjerg, Danfoss Fyldning 200kg Nominel køleeffekt 196,4kW Nominel varmeeffekt 226kW (+55kW uudnyttede fra LT-kompressorer) Kølekompressorer (HT) 4 stk. Bitzer 4FTC-20K-40P Maksimal effekt P 1 24,6kW Swept volumen 17,8 m 3 /h ved 1450 RPM Frostkompressorer (LT) 4 stk. Bitzer 4MTC-7K Maksimal effekt P 1 6,8kW Swept volumen 6,5 m 3 /h ved 1450 RPM Maksimalt driftstryk +100bar Max t gas fra HT-kompressor 140 C Data på kompressorer fra Bitzer Kühlmaschinenbau GmbH KR produktblad 29 Køle og varme effekt fra og resterende data fra Ingeniør Kenneth Bank Madsen. Kredsproces to-trins booster anlæg Nedenstående diagram er kredsprocessen for anlægget ved transkritisk drift og temperaturglid i gaskøleren. Nummereringen passer med Opbygning af køleanlægget næste side. Her en oversigt: Ekspansion begynder ved HT-ventil Temperaturglid i gaskøler Afgang fra HTkompressor 100bar og t = 105 C Ekspansion til MT og LT fordampere MT-fordamper 26bar og t = -10 C Receiver 35 bar og t = 0 C Flashgas bypass FGB Afgang fra LTkompressor 37bar og t = 30 C LT-fordamper 14bar og -30 C Log p-h diagram for CO 2 fra Refrigeration Utilities. Egen tegnet kredsproces 29 Bitzer datablad for kompressor: 23

24 Opbygning af køleanlægget Det anbefales at have tegningen af kølekredsen på bilag 4 ved siden af rapporten, da numrene i teksten refererer til dette bilag. De vigtigste komponenter kan samtidig ses i rapporten (billeder). Illustration af kølekredsen fra Transcritical CO 2 boostersystem s.2. Ses på bilag 4 Anlægget er opbygget i tre tryksektioner; lavtrykssektionen LT, mellemtrykssektionen MT og højtrykssektionen HT. Designtrykkene er hhv.; 25, 40 og 120 bar. Med udgangspunkt i højtryksstyreventilen (3) beskrives kredsprocessen: Igennem (3) falder trykket fra HT-sektionen til trykket i MT-sektionen. (3) Højtryksventil ICMTS. Eget billede

25 Ved ekspansionen opstår der en blanding af gas og væske som opsamles i receiveren (4). (4) Receiveren ses bagerst i billedet som den store vandrette beholder. Eget billede Væskefasen står i bunden af receiveren og gasfasen står i toppen. Gasfasen føres igennem flashgas bypasset, FGB, ved bypassventilen (5). Det er vigtigt at holde den korrekte væskestand i recieveren for at et minimum af væske føres videre igennem ventilen. Der regnes i bypassledningen med et acceptabelt væskeindhold på 1-2%. Der vælges ofte et tryk på 30 til 35 bar i receiveren, se s.7 i APPMAN. Bypasset gør det reguleringsteknisk muligt at sikre et konstant tryk i receiveren, uanset afgangstemperaturen fra gaskøleren. Strømmen af kølemiddel igennem fordamperne kan udelukkende gøres til en funktion af kølebehovet. Læs APPMAN s.8. Det konstant lave tryk i receiveren gør, at der i distributionssystemet (MT og LT) kan anvendes standard komponenter. Kan læses i rapporten Transcritical CO 2 booster system 30 s Danfoss RA Transcritical CO 2 booster system. Danfoss A/S (RA Marketing/MWA). gkey=ra-6aa56192-f7e b7f9-4c2fa908cc23-en-tt:ra-6aa56192-f7e b7f9-4c2fa908cc23-en- TT&DocumentType=All&LiteratureNo=RA8AA202, sidst lokaliseret

26 (5) Flashgas bypass FGB. Eget billede Væskefasen fra recieveren ekspanderes i ventilen (6) til MT og gennem ventilen (7) til LT. Kølemidlet optager varme fra butikkens kølemøbler gennem MT-fordamperen (8) og varme fra frostrummet gennem LT-fordamperen (9). Efter LT-fordamperen går kølemidlet på gasfase før det komprimeres i LTkompressorerne (10). (10) LT-kompressorer Bitzer MTC4-7K. Eget billede De tre afgange; komprimeret gas fra LT-kompressorerne, gas fra MT-fordamperen og gas fra FGB samles i samme rørføring i MT-sektionen og ledes igennem en intern varmeveksler for at sikre overhedning af gassen før HT-kompressorerne (1). 26

27 (1) HT-kompressorer Bitzer 4FTC-20K-40P. Bemærk dobbelt antal bolte i endedækslet. Eget billede CO 2 en afgiver sin varme til vandet i pladevarmevekslerne og til gaskøleren (2). Ved transkritisk drift kan CO 2 en afkøles direkte til væske ved temperaturglid (samme densitet, se s.13) indtil den passerer HTstyreventilen og ekspanderes til gas og væskefase i receiveren. Læs artiklen Transcritical CO 2 in a small supermarket 26 s.4 (2) Gaskøleren på taget af bygningen. Eget billede

28 Varmegenvindingsanlægget Sammen med den følgende beskrivelse, anvend da bilag 5 med illustration af varmegenvindingsanlægget Egen illustration af varmegenvindingskredsen. Se fuld størrelse på bilag (5) Lige efter HT-kompressorerne (1) er anlæggets pladevarmevekslere placeret. I HR-veksleren (12) cirkuleres højtemperatur brugsvand med P1 gennem en 1800 L akkumuleringstank (13). Tanken kan bypasses med trevejsventil (14). HG-veksleren (15) er til generel varmegenvinding som bruges til rumopvarmning. Veksleren kan bypasses med trevejsventil (16) Varmegenvindingsanlæggets pladevarmevekslere, brugsvand (12) og opvarmning (15). Eget billede

29 Køleanlæggets vandkreds og butikkens vandkreds er adskilt af en varmeveklser (17). På køleanlæggets side cirkuleres vandet med P2. En tredje trevejsventil (18) gør det muligt også at bypasse gaskøleren. Trevejsventiler HG opvarmning (16) og HR brugsvand (14). Eget billede Styring og regulering Anlægget reguleres efter højeste mulige COP-værdi i forhold til stadig at kunne opfylde varmebehovet. Det varierende behov for varme og det konstante temperaturkrav til varmt brugsvand gør processen kompliceret. Her forklares princippet med en varmeveksler. Danfoss regulerer processen i 4 trin. Læses i rapporten Transcritical CO 2 refrigeration with heat reclaim 31 fra nu kaldet TCRHR. I Trin 0 er der intet varmebehov. Der optimeres udelukkende efter COP-Køl. Lavest mulige HT-tryk og subkritisk tilstand, for mindst muligt kompressorarbejde, HEHR s.4. Optimalt tryk beregnes af packcontrolleren AK PC 740/780. Opstår et behov for varme vil bygningens managementsystem, BMS, sende et analogt signal til packcontrolleren. I trin 1; mellem 0 og 2V. Pumpen i vandkredsen kobles ind ved 0,5 V og reguleres vha. af en PI regulator. Kører pumpen på minimum og temperaturen i afgangen fra varmeveksleren, trods det lave omløb, er under den ønskede temperatur, aktiveres trevejsventilen før varmeveksleren og CO 2 fra HTkompressoren sendes igennem. Temperaturen på vandet stiger og pumpen reguleres op, så den ønskede temperatur opnås ved vekslerens afgang, s.5 i TCRHR. I nedenstående log-p-h diagram er trykket 40 bar og afgangstemperaturen fra kompressorerne er 35 C. Det er kun muligt at lave en begrænset mængde varme til opvarmning. På de næste sider er den viste kredsproces for et CO 2 -køleanlæg med en fordamper. 31 Danfoss RA. Transcritical CO 2 refrigeration with heat reclaim. Intern (Første halvdel vedlagt som bilag 3) 29

30 Lavt tryk (40 bar). Afgangstemperatur fra kompressorer ca. 35 C. Illustration fra Danfoss rapporten High efficient heat reclaim s,2. Hvis varmebehovet stiger vil systemet gå til trin to. BMS udsender et signal mellem 2 og 8V. Packcontrolleren beregner det nye optimale tryk. EKC 326A enheden vil ud fra gaskølerens afgangstemperatur lukke HT-ventilen mere og hæve trykket for at opfylde varmebehovet. Gassen fra kompressorerne bliver varmere. Skiftet til trin 2, afhænger af omgivelsestemperaturen. TCRHR s.7. 30

31 I log p-h diagrammet, under, er trykket 50 bar hvilket giver en gastemperatur på 55 C og en større varmeproduktion. Genvinding til varmt brugsvand kan begynde. Anlægget kører fortsat subkritisk. Trykket hævet til 50bar. Gastemperaturen er ca. 55 C. Illustration fra Danfoss rapporten High efficient heat reclaim s,2. I trin 3, 8-9V fra BMS, stoppes køleblæserne. Indtil nu har de, efter reference til gaskølerens afgangstemperatur været reguleret med en PI-regulator. Da der mistes køleeffekt ved at stoppe blæserne kobles mere kompressoreffekt ind. I trin 3 fjerner naturlig konvektion fortsat varme fra gaskøleren, TCRHR s.9. 31

32 I diagrammet under genvindes ca. 80% af varmen og der er nu temperaturglid over gaskøleren. Trykket er 80 bar og afgangstemperaturen ca. 100 C. Tryk 80bar. Afgangstemperatur fra kompressorer 100 C. Ekspansion fra HT ved 5 C. Illustration fra Danfoss rapporten High efficient heat reclaim, s3. Bliver behovet større udsendes 9-9,9V fra BMS og anlægget går til trin 4. Gaskøleren bliver bypasset vha. trevejsventilen (18) for at eliminere konvektion. Dette vil sænke kølekapaciteten og der kobles mere kompressor effekt ind. 100% varmegenvinding er opnået, TCRHR s.11. På næste side er trykket fortsat 80 bar og afgangstemperaturen 100 C. Afkølingen af gassen er mindre pga. af bypass af gaskøleren og ekspanderes til receivertryk fra en højere temperatur. Større volumen flashgas ledes gennem FGB. 32

33 100% varmegenvinding. Den grønne pil viser at ekspansions-isotalpen flyttes mod højre og starter ved en højere temperatur. Teknisk Analyse Indledning Efter branden i 2010 hvor alle installationer blev ødelagt, valgte man at investere i det nye CO 2 -køleanlæg med varmegenvinding. Målet var at opnå 100% forsyning af varme til bygningen. Der har vist sig at være problemer om vinteren, hvor varmebehovet er størst. Temperaturen i butikken har ifølge måledata 32 været nede på 16 C ved loftet og 14 C ved gulvet. I det følgende søges det at forklare årsagerne til de lavere temperaturer igennem viden om køleanlægget fra tidligere i rapporten og igennem kendskab til bygningens varmekreds. Det vurderes af de involverede parter (mødet ) at butikkens varmekreds kan være årsag til problemet. Dette skal bekræftes eller afkræftes i denne analyse. Analyseafsnittet skal desuden undersøge hvilke muligheder der er for at løse de tekniske problemer. Løsningsforslag vil tage udgangspunkt i det som findes som problemets årsag. Der behandles 3 løsningsforslag. Økonomien vil blive undersøgt i Økonomisk analyse. 32 Data fra anlægget. Internt regneark 33

34 Temperatur i C Transkritisk varmegenvinding med CO 2 -køleanlæg Driften af anlægget Fra specifikationerne i skemaet s.23 kan det regnes ud, at der med køleanlæggets nominerede varmeeffekt skulle kunne produceres mere end det dobbelte af den nødvendige effekt, til at forsyne bygningen med varme og varmt brugsvand. Normeret varmeeffekt for anlæg: Opvarmning: Fra måledata gennemsnitlig effekt i brugsvandstanken: Effekt afsat i gaskøleren: Samlet effektforbrug: Teoretisk skulle der være et effektoverskud til rådighed. Størst ved højeste driftstryk og mindskes med trykket, som forklaret s.15 under; COP-varme. Der vil afsættes en ukendt effekt i gaskøleren alt efter driften, men denne sidder efter begge varmevekslere. Det vurderes at problemet ikke skal findes i for lille dimensionering af anlægget. For at kunne vurdere driften, er det valgt at betragte måledata for anlægget over et døgn. Ud fra det tilgængelige måledata, er der brugt det døgn med de koldeste udendørstemperaturer, da det er her problemet er størst. Ingeniør Peter Bjerg skriver pr mail at der ikke er problemer er om sommeren. Ud fra anlæggets kredsproces og betragtninger af specifik energi kj/kg ønskes årsagerne til den manglende varme klarlagt. Kurven, under, ses på bilag 6 og bruges med skemaet næste side for anlægsdata Ud fra skemaet vil driftssituationen blive analyseret i kolonnen Analyse Sdisch S9 S30 S27 S10 gennemsnit Sshop SAmbient SGC Tid i minutter Egne tilvirkede kurver over driften , se også bilag 6 33 Data fra anlægget. Internt regneark 34

35 Anlægsdata Målepunkt Beskrivelse Værdi Analyse SAmbient Omgivelsestemperatur Gennemsnit 4,3 C Opvarmningsproblemet opstår ved kolde omgivelsestemperaturer. Temperaturen for Sshop Tdisch S9 Gennemsnitstemperatur i butikken Gastemperatur fra HT kompressoren Gastemperatur efter brugsvandsveksleren i perioder uden varmebehov Gastemperatur efter brugsvandsveksleren i perioder med Mellem 22 C og 14 C med gennemsnit på 18,5 C Mellem 107 C og 81 C med gennemsnit på 100 C dansk vinter kan komme noget længere ned. Tilpas gennemsnitlig rumtemperatur men for lav temperatur i nogle områder af butikken. Manglende opblanding af luft Stabil temperatur omkring 100 C med et kortere varende udfald til minimum på 81 C. Årsag ukendt. Resulterer i temperaturfald især på vandtank og SGC. 100 C + Her lukkes den varme gas direkte til opvarmningskredsen. Der ses en temperaturstigning i S10 og i S27 fremløb til butikken. 60 C Gennemsnit for S9 er 84 C varmebehov S30 Brugsvandtemperatur Konstant temperatur på 56 C S10 S27 Temperatur efter VGV (varmegenvindingsanlægget) Fremløbstemperaturen til butikken mellem 46 C og 34 C med gennemsnit på 37 Varierede mellem 33 C og 48 C med gennemsnit 38,9 C Her lukkes gassen igennem brugsvandsveksleren. Der ses et temperaturfald i S10 og S27 fremløb til butikken. Ingeniør Peter Bjerg skriver på mail at temperatur og mængde af varmt brugsvands ikke er et problem. Varierer efter S9. Varierer efter S9. Fremløbstemperaturen trækkes ned med op til 15 C. Afsætningen i varme til butikken vil falde. SGC Intet tilgængelig t måledata AVG Load 1 Temperatur efter gaskøler Højtryksværdier Gennemsnitlig effekt afsat i brugsvandstanken Varierede mellem 10 C og 20 C med gennemsnit 16,5 C Trykket fastsættes til 80bar ud fra sammenligning med anlægget i rapporten HEHR s.3. 28,5kW Sammenlignes med temperaturerne for S10 kan det ses, at der i gennemsnit afsættes en temperatur over gaskøleren på 17,5 C. Den ækvivalente varme går til spilde. Tryk og temperatur skal opretholdes efter den ønskede temperaturkvalitet. Det er svært at bedømme den afsatte effekt. Ingen målere. Der afsættes varme i gaskøleren. Effekten reguleres i trin. 28,5kW går fra effekten til opvarmning Skema på baggrund af data fra Returvandstemperatur figurerer ikke; gennemsnitlig værdi 30,5 C 35

36 Kredsprocessen Diagrammet under viser driftssituationen for anlægget den 17. marts. Den grønne linje viser gassens gennemsnits temperatur når den forlader brugsvandsveksleren. Den røde linje viser gennemsnitstemperaturen når gassen forlader varmekredsen. Afstanden mellem grøn og rød repræsenterer ændringen i specifik energi h i kredsskemaet Linjen 1 3 viser den størst mulige h for stadig at kunne opretholde en gas/væske blandfase i receiveren ved 0 C og 35 bar. Returtemperaturen Følgende er gældende for den varme som afsættes i varmekredsen: Termodynamikkens hovedsætning om energis bevarelse, Termodynamik s.27 Den effekt som vandet optager fra den varme gas afsættes i varmekredsen. = massestrømmen af vand i varmekredsen = specifik varmekapacitet for vand = t over vandet som afkøles i varmekredsen = massestrømmen af CO 2 =ændringen i specifik energi over gassen ved afkøling. Er massestrømmene konstante og returvandstemperaturen sænkes vil vandets energioptag fra gassen øges. Gassens temperatur vil falde og den røde linje flyttes mod venstre. mellem grøn og rød linje vokser. Afkølingen af returvandet og dermed afkølingen af gassen er begrænset af temperaturen i butikken. Teoretisk kan der afkøles til rumtemperatur. Hvis temperaturen er 18,5 C for rummet udregnes det teoretisk s.45 at returvandet kan afkøles til 25 C; se blå linje. En større h over VGV betyder en mindre h over gaskøleren. Andelen af den udnyttede varme vil stige. Varmekredsen vil, hvis der kunne opnås lavere returtemperaturer få en større del af varmeafgivelsen. Højtryk Hvis trykket hæves skabes mere varme, se. s 15, men hvis varmen afsættes i gaskøleren, kan det ikke svare sig at hæve trykket, medmindre der ønskes højere temperaturkvalitet på brugsvandet. Kvaliteten er allerede til stede i dette tilfælde med 56 C konstant i tanken. Det vil betyde højere kompressorarbejde til ingen nytte, at hæve trykket op. Men jo større andel af varmen som kan udnyttes, jo mere attraktivt bliver det at hæve trykket. Et højere tryk vil give højere gastemperatur og dermed større varmemængde. 36

37 h gaskøler h varmekreds Log p-h diagram fra Refrigiation Utilities Opsummering på driften Gennemsnitstemperaturen kan holdes på 18,5 C hvilket er minimum for komfort. Der er kolde områder i butikken. Dette kan have noget med opblanding af kold og varm luft at gøre. Hvis udendørstemperaturen falder yderligere, til fx -10 C, vil det kræve større effekt at opvarme butikken. Efter vinteren konkluderedes det, at der i de koldeste perioder ikke kunne leveres nok varme. Der er ikke måledata tilgængelig for denne periode. Indkobling af brugsvandstanken sænker i perioder fremløbstemperaturen til varmekredsen og dermed gennemsnittet for varmeafsætningen. Gennemsnitstemperaturen for butikken er dog stabil. Der kan konstateres et spild af varme over gaskøleren. Trykket er hævet således, at der opnås den ønskede temperaturkvalitet til brugsvandet, men den varme som ikke kan afsættes i bygningen, spildes i gaskøleren. Hvis temperaturen efter VGV kunne sænkes, ville mere varme afsættes i butikken i stedet for i gaskøleren (uddybes i det følgende). Ovenstående betragtning viser, at en lav returtemperatur på vandet i varmekredsen er vigtigt for temperaturkvaliteten og mængden af varme som kan udnyttes. Problemet med høje returtemperaturer vil blive undersøgt. Konvektorernes rolle i dette vil blive undersøgt på næste side. Følgende må gælde: Jo mere vandet i varmekredsen kan afkøles, jo større andel af varmen kan udnyttes og jo mere kan trykket hæves, for at skabe mere varme, med en højere temperaturkvalitet. 37

38 Konvektor installationen Der er placeret 17 konvektorer til at opvarme butiksarealet på 1000 m 2. Disse er af typen Eurorad 22K og har dimensionerne 2400mm x 300mm. Der er to vandflader med bølgede kølefinner mellem. Temperatursættet som konvektorerne er optimeret til er 70 C på indløbssiden og 40 C på udløbssiden. Temperaturerne som det ser ud er 38,9 C og 30,5 C i gennemsnit. Ved disse temperaturer afsættes en mindre effekt. Dette vil blive undersøgt i det følgende. Det vil med baggrund i mødet blive undersøgt om der er mulighed for at sætte blæsere på konvektorerne og øge luftcirkulationen omkring disse, for at opnå lavere returtemperaturer og større varmeafsætning. Virkeprincippet for konvektorerne er, at der ved fri konvektion 34 sker en opvarmning af den omkringstående luft som grundet ændringen af massefylden vil blive lettere og stige op mellem konvektorens varmeflader. Ny kold luft vil blive løftet op under konvektoren og opvarmet. Der skabes således et luftkredsløb. Billedet viser den naturlige konveksion som forstærkes af konvektorens opvarmning af den kolde luft. Illustration fra F&R Heizung und Sanitär GbR. sidst lokaliseret Side 215 i Termodynamik 38

39 En begrænsning af den frie konvektion vil mindske varmeafsætningen. Konvektorernes placering kan være et problem. Samtlige er placeret 15 cm under loftet i butikken. Der er visse steder under dem placeret 25 cm brede kabelbakker med kabler i bunden. Luftcirkulationen kan blive bremset af loftet og kabelbakkerne. Luften omkring konvektorerne vil opnå en højere temperatur, men pga. den manglende cirkulation er der risiko for, at varmen ikke i høj nok grad opblander sig med den kolde luft i butikken. En del af varmen vil blive afsat i loftspladerne. Hvor stor del af problemet som skyldes konvektorernes placering er usikkert. Billede taget i Høruphav af to af de konvektorer som skal levere varme til butikken Forsøg med blæsere Brugsuddeler Ole Høj Lauridsen fortæller , at der har været lavet et forsøg med 4 elektriske blæsere, som blev ophængt i hvert hjørne af butikken. Der var en mærkbar forbedring af temperaturen i prøveperioden. Den blev det på møde mellem Kellman-VVS, Vojens Køleteknik og Ingeniør Peter Bjerg fra Danfoss aftalt, at man efteråret 2011 vil prøve en løsning med at montere blæsere på konvektorerne. På baggrund af denne beslutning vil det i det følgende blive undersøgt, om der er et potentiale i at lave tvungen konvektion omkring konvektorerne. Resultater vil blive set i forhold til 40W/m 2 som den nødvendige opvarmningseffekt. Se s.21. Beregning på potentiale ved øget konvektion Først laves en kontrolberegning af forholdene som de er nu, til senere sammenligning. Det er usikkert hvad den gennemsnitlige temperatur for konvektorerne vil være. I det tilgængelige måledata ses de laveste temperaturer d med fremløb 38,9 C og returvand med 30,5 C. En gennemsnitstemperatur beregnes simpelt til. Denne temperatur vurderes for høj og begrundes med at der vil være et stort temperaturfald i starten af radiatoren jf. nedenstående hvis konvektoren betragtes som en modstrømsvarmeveksler. 39

40 Varm luft ud Varm vand ind Logaritmisk gennemsnit Gennemsnit Kold luft ind ind Kold vand ud Illustrationer fra Termodynamik s Egen indtegning af gennemsnit og logaritmisk gennemsnit Temperaturen sættes til 33 C. Rumtemperaturen sættes efter gennemsnitstemperaturen til 18 C. Først findes t film der bruges som referencetemperatur for stofværdier i formlerne. Alle stofværdier er fundet i tabel 4.10 Termodynamik side 243 (tør atmosfærisk luft ved 1 bar). = Formel side 211 i Termodynamik Rayleighs tal findes. Tallet er et kombineret udtryk for opdriftsforhold ved fri strømning og stofkonstanter for det strømmende stof (luft). g = gravitetskonstanten = volumenudvidelseskoefficienten for luft L = længden af den flade hvor strømningen sker (konvektorens højde) v = kinematisk viskositet for luft a = Temperaturledetal = = Formel 9.23 side 210 i Termodynamik Laminar strømning for værdier mindre end Ra kritisk = 10 9 Nusselts tal findes. Tallet er et dimensionsløst udtryk for varmeovergangstallet. Formlen er et generelt empirisk udtryk for Nusselts tal.

41 C = empirisk faktor (laminar strømning langs lodret væg) n = ¼ for laminar strømning Formel 9.34 side 216 i Termodynamik = = Varmeovergangstallet findes λ = varmekonduktivitet for luft = = Formel 9.24 side 212 Termodynamik Varmestrømmen findes ved t fl = fluidtemperaturen (luft) t væg = konvektorens overflade temperatur Formel 9.17 side 209 termodynamik. Regnes numerisk. A = areal af konvektorens overflade. Der laves en kontrol af A ud fra konvektorernes nominelle effekt og temperatursæt. Der beregnes en gennemsnittemperatur for konvektorerne ud fra det nominelle temperatursæt for konvektoren 70/40. temperaturfald i begyndelsen af konvektoren 52 C findes for at bestemme stofdata fra tabel 10.4 side 243 i Termodynamik. Som før reduceres t pga. stort Formel 9.17 isoleres for A og α beregnes med ny værdi for varmekonduktivitet jf. t film. Den nuværende varmestrøm i én konvektor beregnes = = Den samlede varmestrøm fra konvektorerne vil være butikken på. Dette giver en effekt pr m 2 i Der er mange usikkerheder i beregningerne: varierende fremløbstemperaturer 41

42 overfladeareal Reél udnyttelse af den beregnede varme fra konvektorerne i forhold til disses placering og luftcirkulationen Værdien er dog væsentlig lavere end de normerede 40W/m 2 og underbygger at der er et problem i butikken. Tvungen konvektion på eksisterende konvektorer Customløsningen I dette afsnit vil virkningen ved at skabe tvungen konvektion omkring de eksisterende konvektorer blive undersøgt. Første beregning sker ved samme fremløbstemperatur og t film som før, men med tvungen konvektion. Christian Petersen fra Vojens Køleteknik nævner at der kan købes en blæser hos Ahlsell Køl 35. Efter samtale med Salgsingeniør Morten Konge fra Ahlsell ApS Aarhus blev den omtalte blæser fundet i deres sortiment. Nedenstående er data er fra Ahlsell s Kølekatalog 2010 Tangentialblæser, Kølekatalog 2010, , sidst lokaliseret Aktuel model er indtegnet med rødt. Billedet under viser den største model som er tilgængelig på med 364mm åbning. Pilene angiver luftflowet. 364mm Billede taget af Morten Konge fra Ahlsell A/S af 30W tangentialblæser til 230V 35 Om Ahlsell Køl. sidst lokaliseret

43 Ydelsen er 275m 3 luft i timen eller 0,076 m 3 i sekundet. Det vurderes at 3 blæsere pr radiator er minimum for at give en jævn luftcirkulation over hele konvektoren. Det vælges at placere blæserne således at de suger luften ned mellem de to vandflader, for at få den varme luft ned i lokalet (medstrømsveksling). Det vurderes at der skal foretages visse indgreb på blæseren for at den kan monteres. Se illustration under. Skitse over en mulig placering af blæserne. Egen skitse. Åbningen mellem vandfladerne er L = 2400mm x B = 60mm. Hvis det antages at blæserne suger luften jævnt i åbningen kan lufthastigheden c udregnes. 43

44 I kompendiet Komfortventilation 36 læses det at luften ved opblandingsventilation forlader armaturerne med 2 3 m/s. Lufthastigheden for dette tilfælde vurderes lav. Der ønskes så høj hastighed som muligt for at transportere varmen ind i butikken. Lufthastigheden i dette tilfælde kan være højere, med den begrundelse, at personer ikke vil opholde sig tæt ved blæserne, da disse er placeret højt og at hastigheden vil tage meget af på de første meter. Med begrundelse i at 1,58m/s er en lav værdi og en vurdering af at hastigheden som minimum kan hæves til det dobbelte af værdien fra Komfortventilation vil hastigheden i de følgende beregninger være 5m/s. Resultatet af beregningerne vil fortsat kunne bestemme Ahlsell blæserens egnethed. Det vælges at regne passagerne mellem vandfladerne som én åbning med den hydrauliske diameter D H : Formel 9.30 side 214 Termodynamik Reynoldstallet for strømningen findes: Formel 9.20 side 215 Re kr = 2300 for indvendig strømning i rør side 211 Termodynamik. Strømningen er dermed turbulent. Nusselts tal findes for turbulent strømning i rør: Formel side 9.29 side 214 i Termodynamik K 1 findes η = dynamisk viskositet ved t film η v =dynamisk viskositet ved vægtemperatur Formel side 214 i Termodynamik K 2 findes D = den hydrauliske diameter for konvektoren L rør = konvektorens højde 36 Howald Petersen, B Undervisningskompendiet Komfortventilation. 44

45 Indsættes i 9.29 Varmeovergangstallet findes λ = varmekonduktivitet for luft = = Formel 9.24 side 212 Termodynamik A = areal af radiatorens overflade. Justeret ned med empirisk faktor 0,8 med den begrundelse at strømningen vil være langsommere end 5m/s på ydersiden af vandfladerne og det effektive areal vil være mindre. = = Den samlede varmestrøm fra konvektorerne vil være. Dette giver en effekt pr m 2 i butikken på I forhold til 40W/m 2 er det beregnede tal stadig lavt. Der er fortsat mange usikkerheder i beregningerne. For denne udregning især omkring: Den reelle konvektion Den reelle opblanding af kold og varm luft Med blæserne kan der efter beregninger ved fastholdte fremløbstemperaturer være mulighed for at øge varmeafsætningen med faktor 1,45. Hvis de to effekter pr m 2 sammenlignes: Afsætningen øges med den forudsætning at fremløbstemperatur er fastholdt. Dette vil påvirke returvandstemperaturen som følger. For at afsætte 819,6W i en konvektor ved 38,9 C fremløb gælder: Det maksimale som kan afsættes vil være ved et returløb ved rumtemperatur 18,5 C, hvilket ikke er realistisk. Det vurderes at 25 C viser det rette billede. Hvis der opnås lavere returtemperaturer vil trykket i anlægget kunne hæves, s.36, og konvektorerne opnå højere temperaturer. Ingeniør Peter Bjerg fra Danfoss svarer pr mail omkring de højeste fremløbstemperaturer som kan forventes hvis returvandet afkøles mere: Umiddelbart kan fremløbstemperaturer på mellem 40 og 50 C forventes, ikke mere. 45

46 Ud fra de maksimale 50 C findes en ny gennemsnitstemperatur for konvektorerne. I data fra findes en fremløbstemperatur på 50 C her er returløbstemperaturen 34 C:. Ny findes: = Stofværdier ved ny fra tabel 10.4 side 243 i Termodynamik Nusselts tal findes ved turbulent strømning i rør Pr = Prandtls tal Formel side 9.29 side 214 i Termodynamik K 1 findes η = Dynamisk viskositet η = Dynamisk viskositet ved t væg Formel side 214 i Termodynamik K 2 findes Indsættes i 9.29 Varmeovergangstallet findes λ = varmekonduktivitet for luft = = Formel 9.24 side 212 Termodynamik Arealet reduceres fortsat med faktor 0,8. Varmestrømmen udregnes = = 46

47 W/m2 Transkritisk varmegenvinding med CO 2 -køleanlæg Den samlede varmestrøm fra konvektorerne vil være m 2 i butikken på.. Dette giver en effekt pr Opsummering Blæseren fra Ahlsell er ikke egnet. Ved en lufthastighed på 5m/s er det stadig usikkert om butikken kan opvarmes (31,3W/m 2 ). Beregningerne viser at der ved fastholdte fremløbstemperaturer er et potentiale for at øge afsætningen ved tvungen konvektion. Større varmeafsætning ved fastholdte fremløbstemperaturer vil betyde lavere returvandstemperaturen. Ifølge beregningerne s.45 en reduktion fra 30,5 25,3 C. Forudsat at vandet holder en konstant fremløbstemperatur vil varmeafsætningen øges ved at returtemperaturen sænkes. Dette forhold skulle gælde ifølge analyse s.36 da konklusionen var at jo mere afsætning der er på varmekredsen, jo mere er anlægget i stand til at kunne levere. Der er usikkerheder i beregningerne, som dog gør det svært at bedømme virkningens størrelse. På nedenstående kurve er lufthastighederne hævet fra 5 til 10 m/s for at se, hvornår der kan opnås et minimum på 40W/m 2. Ved 7m/s opnås 42,4W/m 2. Selv blæsere i fuld længde af konvektoren vil kun give en hastighed på 3,2m/s da og Hvis overfladearealerne af konvektorerne havde været større, kunne hastigheden have været sænkes. At finde en anden blæser kunne være en mulighed, men med de store usikkerheder omkring beregninger og opsætning vil det ikke anbefales. Der skal også tænkes på støjniveauet i butikken ved høje lufthastigheder i en ikke støjoptimeret hjemmelavet løsning. Desuden skal blæserne tilpasses for at kunne anvendes. Customløsningen kan ikke anbefales og vurderes derfor som teknisk uegnet pga. for store usikkerheder. 60 W/m W/m Egen tilvirket kurve over W/m 2 ved øget konvektion fra 5 til 10m/s. Ud fra samme beregningsmodeller som i ovenstående. 47

48 Integreret løsning Custom løsningen blev vurderet ikke teknisk egnet, men beregningerne i afsnittet viste at tvungen konvektion vil sænke returtemperaturen. Derfor skal en færdig løsning, som allerede er på markedet undersøges i dette afsnit. Fordelen ved en færdig løsning er, at der er indsamlet erfaring omkring den. Ved forespørgsel hos konvektorfabrikanten Meinertz, på en integreret konvektor/blæser løsning, nævner salgsingeniør Frank H. Andersen virksomhedens Convec In-Line paneler. Panelerne er opbygget som vist på nedenstående illustration. Princippet er at varmt vand føres frem og retur i rørerne, nr. 6. På rørene er monteret kobberfinner, nr. 8a og 8b for at øge varmeafsætningen. Ventilatoren, nr. 3, er opbygget som den viste fra Ahlsell. Blæsermotoren ses med, nr. 2. Udstyret er kapslet inde i et frontpanel, nr. 1 og et bagstykke for montering, nr. 11. Klimapanelet forsynes med 230V. Indeholder blæserreguleringsenhed. Illustration fra Meinertz InLine product programme, sidst lokaliseret

49 Under ses et billede af et Convec panel med de røde rør som afgiver varmen og den sorte cylinder som er blæseren Billede fra InLine Product Programme s.2 Tilbud fra Meinertz Frank H Andersen beregner følgende tilbud efter oplysningerne om butikken og ud fra den højeste fremløbstemperatur på 50 C som kan forventes (jf. Peter Bjerg). Følgende er uddrag fra tilbuddet tilsendt pr mail : Varmekrav: Bygning ca. 32 x 31 m = ca kvm Ønsket ca. 50 watt/ kvm Korrektionsfaktor f. loftshøjde 4 m: 4/2,4 = 1,67 Korrektionsfaktor v/ temp sæt: +3% Samlet varmekrav v/ 50/45-20: 1000 x 50 x 1,67 x 1,03 = ca. 86 KW InLine-3400 mm yder ca. 815 watt v/ 50/45-20 Der skal derfor være / 815 = ca. 105 lbm til rådighed svarende til 106 / 3,4 = 32 stk. InLine-3400 monteret på limtræsbjælker Overslagspris kr ,- netto installatørpris excl. moms Modregnes allerede monterede Eurorad enheder til en effekt på ca watt v/ 50/45-20 samt fradrag på - 10% pga. placeringen medfører dette en samlet nuværende effekt på ca. 17 KW Dvs.= 86 KW - 17 KW = 69 KW/ 815 watt = 85 lbm / 3,4 m = 25 stk. InLine-3400 monteret på limtræsbjælker Overslagspris kr ,- netto installatørpris excl. moms Tilbud fra Frank H. Andersen Meinertz,

50 Kovektorernes placering Frank H. Andersen (FHA) beregner effektforbruget ved totalopvarmning med Convec In-line til 86kW ud fra et specifikt forbrug på 50W/m 2. Hvis Eurorad konvektorerne bibeholdes og korrigeres for den uhensigtsmæssige placering beregner FHA et effektbehov på 69kW, hvilket svarer til 85m af InLine-3400 konvektorer på 3,4m stykket. I stedet for at dele konvektorerne fortæller FHA, at der kan laves længder på 15m. Dette giver mulighed for at afsætte varme over et langt stykke på tværs af butikken og tilslutning til samme side i bygningen. Antal styk af 15 m:. På nedenstående billede ses de langsgående limtræsbjælker i butikken. Bjælkerne er placeret med en afstand på ca. 2,8m. Dette giver mulighed for at placere 15m Convec In-Line på hver anden bjælke og på midten af disse med 7,5m til hver side. Billede taget af personalet i Brugsen, af bjælkerne i butikken

51 Ved at forholde sig til installationsmåder beskrevet i Inline Product Programme 37 (IPP) s.6 vurderes det muligt at montere panelerne efter nedenstående model. Ved at montere panelerne på det underste af bjælkerne, kan varmen holdes længere nede i butikken. Der anbefales et luftflow i samme retning som den naturlige konvektion. Som reference kan det læses på Meinertz webside 38 at Danfoss Universe har installeret paneler på denne måde. Illustration af installationsmåden og luftcirkulation ved montage på limtræsbjælkerne s.6 i Inline Product Programme. 37 In-Line Product Programme. lokaliseret Reference til Danfoss Universe. lokaliseret

52 Installation i Høruphav kunne være som vist i illustrationen under. Her er vist tre paneler i forlængelse af hinanden. Dimensionerne på billedet er ikke målfaste. Egen illustration af Convec panelerne som de kunne monteres på bjælkerne i forlængelse af hinanden. Ved at montere på underkanten af bjælkerne kan varmen holdes længere nede i butikken. Illustrationen under viser cirkulationen i panelet ved den aktuelle installationsmåde Illustration s.2 IPP Luftflow Side 3 I IPP kan det læses at det normerede luftflow pr m panel ved 1500omdr på blæseren vil være 85m 3 /h eller 0,024m 3 /s. Dette vil give et samlet luftflow ved 85m panel på 7225m 3 /h eller 2m 3 /s. FHA vurderer støjniveauet til 26db. Hvis 0,024m 3 /s pr m sammenlignes med Ahlsell blæseren fra Custom-løsningen har Ahlsell blæseren en værdi på 0,21 m 3 /s pr m, hvilket er 875% mere. I tilbuddet er der korrigeret for loftshøjden fra 2,4m til 4m. Blæsernes ydeevne er den samme uanset loftshøjden. Det vurderes at der må være usikkerhed omkring at opnå en opblanding af kold og varm luft. Blæserens ydeevne må ses i forhold 52

53 til at In-Line panelerne anvendes op til en fremløbstemperatur på 75 C og her vil generere væsentligt mere varme. I Termodynamik s.224 illustreres det hvordan varmeafgivelsen for vandrette rør vokser eksponentielt med rørets vægtemperatur. α-stråling, varmeovergangstallet for stråling vokser næsten liniært og α-konvektion går mod en konstant. Den lavere fremløbstemperatur på ned til 40 C vil mindske effekten til rådighed og konvektion med blæser bliver vigtigere for at opnå samme afsætning. Illustration af varmeafgivelse fra vandrette rør ved stråling og konvektion s.224, termodynamik, pilene viser tilvæksten i varmeafgivelsen fra 40 C til 75 C. Opsummering Det kan læses s.3 i IPP at In-line panelerne er blevet testet af teknologisk institut. Dette vurderes at give en sikkerhed for at de opgivne effekter er realistiske. Panelerne er andre steder blevet installeret efter den installationsmåde som ønskes, med referencer på Meinertz webside. Det er muligt at få plads til panelerne ved at montere dem på loftets bjælker. Det vil ifølge Hauge Smedie 39 som har erfaring med opsætning af In- Line produkter tage en dag at montere panelerne og butikken kan holdes åben. Panelerne har et lavt støjniveau. Det forventes at de kan fordele varme jævnt over butikken pga. af deres længde. Det vurderes at der, som i Custom-løsningen er en usikkerhed omkring det luftflow som blæseren kan give. Luftflowet pr meter, for Meinertz blæseren, er væsentlig lavere end for Ahlsellblæseren. Det er således usikkert om luften i rummet vil kunne opblandes tilstrækkelig også i forhold til en loftshøjde på 4m. Hvis ikke luften kan opblandes, vil det ikke nytte at sætte yderligere meter panel op. Afkøling af returvandet er også usikkert. I tilbuddet regnes med en returvandstemperatur på 45 C. Om denne kan sænkes yderligere er uvist. Vurderingen af løsningen vil være at den måske er teknisk egnet, men at der som minimum må udføres forsøg, for at afgøre egnet/ikke egnet. Varmeventilator De to undersøgte løsningsmodeller har begge usikkerheder omkring tilstrækkeligt luftflow til afkøling af returvand og opblanding af luft. Tvungen konvektion har dog vist, at der ved tilstrækkelig lufthastighed kan opnås 40W/m 2. Det følgende vil behandle en løsningsmodel med høj lufthastighed. 39 Hauge Smedie A/S, VVS-installatør, [email protected], tlf:

54 Air Connection Hos Air Connection ApS 40 findes en varmeventilator. Denne fungerer ved tvungen konvektion på en varmeflade optimeret til stort overfladeareal ved mange og tynde kølefinner. Blæseren har en væsentlig større ydelse end i de to andre løsningsmodeller. Ydelsen er 4900m 3 /h. Det forklares på produktbladet 41 at varmeventilatoren er velegnet til hurtig og effektiv opvarmning i lager og industrihaller. Det forklares at varmeventilatoren skaber luftcirkulation og kan rettes ned af og fordele varmen nede i lokalet. På billedet under vises SAVANA varmeblæseren 41 og luftstrømmen af kold indtagsluft og varm udblæsnings luft. Tilbud fra Air Connection ApS Salgsingeniør Allan Ø Kristensen fra Air Connection ApS beregner ud fra oplysninger om butikken, se s.21 og fremløbstemperatur på 50 C, se s.44, varmeafsætningen pr varmeventilator. Der tages udgangspunkt i en SAVANA 4000 og en temperatur i butikken på 20 C. Der er korrigeret ned til mindste luftflow efter Allan Ø Kristensens anbefaling for at holde støjniveauet nede. Normeret støjniveau er 35-38dbA. Det ses at den beregnede returtemperatur vil være 30 C. Næsten det samme som gens. værdien på 30,5 C. Effekt pr varmeventilator ved 50 C fremløb og 30 C returløb, beregnet af Allan Ø Kristensen, Air Connection: 8,03kW 40 Air Connection ApS. sidst lokaliseret Produktblad for SAVANA varmeventilator. 54

55 Der dimensioneres for total opvarmning med varmeventilatoren ved et specifikt effektforbrug på 40W/m 2. Det dimensionerende effektforbrug bliver. Dette betyder stk. varmeventilatorer. Placering af varmeventilatorerne Ventilatorerne kan ophænges under loft enten direkte i loftet eller i et bevægeligt ophæng. Det letteste er ophæng direkte i loftet, da der ellers skal være en fleksibel tilslutning for vandet. Billede af flexibelt ophæng fra produktblad 41 Lameller i fronten på varmefladen gør, selvom varmefladen er fastmonteret, at luften kan drejes ud til siderne og ikke sendes direkte ned i gulvet. Nedenstående skitse viser en mulig placering ad varmeventilatoren i butikken med luftcirkulationen igennem den. Egen skitse af mulig montering af varmeventilatoren med lamellerne rettet ud til siden og tilslutning i eksisterende varmekreds 55

56 Med fem varmeventilatorer kan de ophænges som vist under. Giver en god fordeling over butiksarealet. Ventilatorer og luftstrømvist med Luftflow Luftflowet er væsentlig større end i de to andre løsninger. Produktbladet 41 skriver at den lodrette kastelængde er 9m. Allan Ø Kristensen forklarer at det er 9m som ventilatoren kan blæse lodret ned i lokalet. Hvis lamellerne drejes til siden vil luften kunne fordeles skråt ned i lokalet. Allan Ø Kristensen mener dog at luftydelsen skal sænkes pga. støj og træk, dette vil også reducere kastelængden. Under ses et billede af ventilatoren og elmotoren som driver den. Billede fra produktkataloget 41 56

57 Opsummering Custom løsningen og den integrerede løsning har begge usikkerheder omkring tilstrækkeligt luftflow til opblanding af luft i butikken. Med varmeventilatorens større blæseeffekt og kastelængde af luften på op til 9m vurderes det at der ikke vil være problemer med opblanding af luften. Ventilatorerne er mulige at montere i butikken. Det er ikke umiddelbart muligt, at sænke returtemperaturerne til mindre end den gennemsnitlige værdi Varmeventilatorens egenskaber for at flytte luften rundt, vurderes at give en samlet forbedring. I forslaget er luftmængden reguleret ned fra 4900m 3 /h til 2500m 3 /h pga usikkerhed omkring støj niveauet. Desuden kan der opstå træk pga. det store luftflow. Varmeventilatorerne må evt. placeres tilstrækkeligt væk fra butikkens kasseanlæg for ikke at skabe træk der. Allan Ø Kristensen fortæller at Air Connection har leveret løsninger til to Jem & Fix butikker. Før en model med en varmeventilator vælges anbefales det at tage kontakt til disse butikker for at få deres erfaringer. Økonomisk analyse Indledning Dette analyseafsnit vil først give et overslag på prisen for de enkelte løsningsmodeller fra den tekniske analyse. Der ønskes et overslag på prisniveauet for at kunne sammenligne de teknisk egnede løsninger. Prisniveau og eventuelle ekstra fordele er afgørende for valg af løsningen. Den økonomiske analyse vil indeholde en perspektivering af de afgiftsmæssige forhold omkring udnyttelse af overskudsvarme. De afgiftsmæssige forhold ønskes klarlagt for at kunne vurdere rentabiliteten i anlægget. Det skal undersøges om der er en besparelse i at drive anlægget i forhold til den løsning med gasfyr som SuperBrugsen havde før. Desuden vil tilbagebetalingstiden for anlægget blive undersøgt og sat i forhold til levetiden. Dette for at konstatere om investeringen i anlægget vil give overskud eller underskud. Forudsætningen er at anlægget leverer den behøvede varme. Valg af løsningsmodel Custom løsningen Vil ikke blive behandlet da løsningen ikke er teknisk egnet. Meinertz løsningen Forudsætningen for prisoverslaget er at Eurorad konvektorerne bibeholdes i butikken. FHA vurderer at installatørprisen vil være 5-7% højere end den pris som FHA har givet. For monteringsarbejdet er der igennem FHA givet tilbud af Ole Kielsgaard indehaver af Hauge Smedie A/S, som har erfaring med In-Line produkterne. Peter Flintholm, tidligere afdelingsleder, for bolig, ved Morsø Industri Automatik 42 har givet tilbud på elarbejdet. Priserne er overslag da de kun er givet på baggrund af en beskrivelse af opgaven og butikken. 85m In-Line Convec klimapanel, installatørpris Monteringsarbejde inkl. materialer El arbejde inkl. materialer I alt ,00DKK ex moms ,00DKK ex moms ,00DKK ex moms ,00DKK ex moms 42 Morsø Industri automatik. 57

58 Sikkerhed for succes Transkritisk varmegenvinding med CO 2 -køleanlæg Airconnection løsningen En varmeventilator koster hos Air Connection 8.900,00kr. En termostat fra Air Connection koster, pr ventilator 1.199,00kr. Torben Ø. Nielsen 43 fra Glenco Aalborg fortæller at det koster 270,00kr/m oplagt rør. En vurdering af rørlængden efter den valgte placering giver 90m. Torben Ø. Nielsen giver et overslag på 1.500kr for montering af hver varmeventilator. Peter Flintholm fra Morsø Industri Automatik 42 har givet et overslag på elarbejdet for tilslutning af ventilatorerne og termostaterne. Et overslag på prisen ses i skemaet Savana 4000 Montering og tilslutning inkl. materialer Elarbejde inkl materialer I alt ,00kr ex moms ,00kr ex moms ,00kr ex moms ex moms Attraktivitet Følgende skal visuelt placere de tre undersøgte løsningsmodeller efter hvor attraktive de. Attraktiviteten er en kombination af pris og succes. Sikkerhed for succes kan kun opnås hvis løsningen er erklæret teknisk egnet. Uddybende om placeringen næste side. Skillelinje for teknisk egnet/uegnet Prisbillighed Custom modellen Meinertz modellen Air Connection modellen Egen illustration af løsningsmodellernes attraktivitet set ud fra successikkerhed og prisbillighed 43 Glenco lokalafdeling Aalborg. [email protected], tlf:

59 Opsummering Valg af løsningsmodel vil ske på baggrund af opsummering af resultater fra den tekniske analyse og prisoverslaget i den økonomi afsnittet. Der vælges mellem Meinertz modellen og Airconnection modellen. In-Line panelerne sænker efter dimensioneringen kun returvandstemperaturen med 5 C til 45 C. Der er risiko for at panelerne vil levere højere returtemperaturer end de nuværende. En forsøgsperiode vil koste tid og penge. På baggrund af udregningerne omkring konvektion fra Custom modellen er der usikkerhed om den varme luft vil opblande sig tilstrækkeligt. Meinertz løsning er den dyreste. Air Connection varmeventilatoren anvendes i industrien og den egner sig til opvarmmning af store lokaler med højt til loftet. Varmeventilatoren opblander varm og kold luft ved at skabe en høj luftcirkulation. Ud fra beregninger kan varmeventilatoren levere de samme returtemperaturer, som de nuværende ( ). Løsningen er prisbillig i forhold til Meinertz modellen. Der er forhold omkring støj og træk, som det anbefales at undersøge i sammenlignelige lokaler. En løsning med varmeventilator vil anbefales på betingelse af en nærmere undersøgelse af sammenlignelige butikker med allerede installerede varmeventilatorer, og et positvt resultat herfra. 59

60 Udnyttelse af overskudsvarme -afgifter og rentabilitet Den første store opmærksomhed på genvinding af overskudsvarme indenfor erhvervslivet opstod under energikrisen i 1970 erne. Ekstern og intern udnyttelse af varme blev taget i brug som middel for at gøre Danmark så uafhængigt som muligt af olie fra udlandet. Dette kan læses i Energistyrelsens rapport Virksomhedsrentabel udnyttelse af overskudsvarme, samt afdækning af evt. potentiale 44, s.5. Fra nu benævnt VUOAP. I Energistyrelsens undersøgelse Barrierer for udnyttelse af industriel overskudsvarme 45. Fra nu benævnt BUIO kan der s.3 og 4 læses om baggrunden for de nuværende afgifter. I 1990 erne blev der mellem virksomheder og Energistyrelsen indgået såkaldte energiaftaler hvor der var fokus på metoder til at optimere udnyttelse af overskudsvarme internt og eksternt. I 1995 indførte regeringen Energipakken 46. I VUOAP, s.5, læses det at rumvarme i erhvervslivet herefter skulle koste det samme som i private boliger. Samtidig fik ekstern genvinding af overskudsvarme på lagt en afgift. Afgiften viste sig ved at energi- og CO 2 - afgiften ikke længere kunne refunderes, på den del af energiforbruget som anvendtes til opvarmning og varmt brugsvand. Etablering af separate målere blev nu en nødvendighed, da afgifterne på andre energiforbrug stadig blev refunderet. Det vurderes i VOUAP s.6, at virksomhedernes udgift til rumopvarmning grundet Energipakken er steget med %. For køleanlæg betyder Energipakken at genvinding af fx kondensatorvarme til opvarmning i et andet rum på virksomheden nu er pålagt en overskudsvarmeafgift svarende til den afgift som uden genvinding ellers skulle have været betalt for samme rumopvarmning og evt. varmt vand. Dette præciseres, s.6 i rapporten. I et internt notat fra Skatteministeriet fra 28. april 1995, beskrives baggrunden for at foreslå en afgift på overskudsvarmen. Dette notat findes s.4, 5 og 6 i BUIO. Hensigten med den danske afgiftslovgivning om overskudsvarme var at skabe en balance i produktionen af overskudsvarme. I notatet vurderes det at reducerede afgifter vil øge rentabiliteten for udnyttelse af overskudsvarme, men samtidig var man opmærksom på at der kunne opstå en tilskyndelse til at øge produktionen af overskudsvarme ved en dårligere energimæssig udnyttelse af virksomhedens procesanlæg. Denne balance beskrives ved følgende citat fra notatet, s.8 i BUIO under om udformningen af reglerne: en balance mellem hensynet til ikke mindst af energi- og miljømæssige årsager at undgå, at overskudsvarme, der kunne reducere det samlede energiforbrug, gik til spilde, og hensynet til at undgå afgiftsbetinget fremstilling af overskudsvarme. Citatet kan tolkes som at der før indførelsen af afgiften har været en begyndende spekulation i erhvervslivet omkring fordelen ved at øge mængden af den producerede overskudsvarme. 44 Energistyrelsens projekt om Virksomhedsrentabel udnyttelse af overskudsvarme, samt afdækning af evt. potentiale : sidst lokaliseret Skatteministeriets og Energistyrelsens undersøgelse af barrierer for udnyttelse af industriel overskudsvarme. sidst lokaliseret Energipakken fra 1995: sidst lokaliseret

61 Rentabilitet i praksis Undersøgelsen Barrierer for udnyttelse af industriel overskudsvarme blev iværksat i 2006 af Energistyrelsen. Det var blevet påpeget, at det i flere tilfælde ikke kunne svare sig at udnytte overskudsvarme pga. de nævnte afgiftsforhold. Konklusionen s.27, var dog at det i de fleste tilfælde ikke var afgiften i sig selv, som var barrieren. Energistyrelsen vurderede at der var et realistisk potentiale for at udnytte overskudsvarmen. På baggrund af denne konklusion iværksatte Energistyrelsen i 2007 en ny undersøgelse: Virksomhedsrentabel udnyttelse af overskudsvarme og afdækning af potentiale. Formålet med denne undersøgelse var at vurdere potentialet for udnyttelse af overskudsvarme med de gældende regler. Det antydes s.3, at der i de seneste år, har været for lidt fokus på at udnytte varme og at der i dag ligger mange potentialer for at opnå rentable energibesparelser. Rapporten vurderer at der samlet set kan spares 5000TJ energi om året; svarende til 3 % af erhvervslivets samlede energiforbrug. At potentialerne er rentable at realisere nu, bygger projektet på følgende vurderinger s.3 i rapporten: De høje energipriser på fossilt brændstof gør at tidligere sager kan revurderes og nu findes attraktive Der er mulighed for at sælge sine energibesparelser ved intern udnyttelse af overskudsvarme hvilket vurderes at kunne dække op imod 30% af anlægsinvesteringen. (Dette gør sig dog kun gældende for store virksomheder som er underlagt CO 2 -kvoter). Den stigende energibevidsthed især igennem miljødebatten skaber større interesse på området og kunne tiltrække fjernvarmeselskaber som kan arbejde med længere investeringshorisonter end normalt i erhvervslivet. BUIO fremhæver s.3, at megen omtale af afgiftslovgivningen har givet erhvervslivet den opfattelse at udnyttelse af overskudsvarme ikke kan betale sig, fordi den er belagt med afgifter. Rapporten antyder s.51, at alene lovgivningens uoverskuelighed betyder fravalg af varmeudnyttelse allerede fra starten. Dette især på grund af et stort fokus på at reducere investeringsomkostningerne i stedet for at se på levetidsomkostningerne. På s.52 vurderes at energispareudstyr med en tilbagebetalingstid på ned til 1-2 år fravælges på nye anlæg. Rapporten nævner s.4, elselskabernes indflydelse, som dem der de seneste år har rådgivet erhvervslivet om energibesparelser. BUIO vurderer at energirådgiverne har flyttet fokus til besparelse af el. Det vurderes s.4, at konkrete varmeforbrug ofte ikke kendes og ikke tages i betragtning af dem som projekterer nye anlæg. Rapporten ser s.52, et behov for at uddanne energiselskabernes rådgivere i de tekniske muligheder og gældende afgiftsforhold. Der ses et behov for mere tilgængelig information om potentialet og rentabiliteten i udnyttelse af overskudsvarme og et nyt fokus på energibevidst projektering. For at vise virkningen af overskudsvarmeafgiften i forhold til rumvarmeafgiften giver rapporten, s.6 et eksempel for et køleanlæg med varmegenvinding, hvor der samtidig produceres rumvarme i et kedelanlæg. Dette eksempel kan sidestilles med situationen i Høruphav hvor opvarmningen før installeringen af CO 2 køleanlægget blev leveret af en gaskedel. 61

62 Illustration fra Energistyrelsen rapport Virksomhedsrentabel udnyttelse af overskudsvarme, samt afdækning af evt. potentiale s.6. Viser det samme køleanlæg med og uden varmegenvinding. I eksemplet spares ved varmegenvinding kr. på brændsel. Da der bruges mindre brændsel spares der rumvarmeafgift dvs. CO 2 - og energi- afgift på gassen. Dette kan læses under pkt. F Energiafgifter - rumvarme og varmt vand i punktafgiftslovgivningen. Der spares i eksemplet kr. Til gengæld skal der betales overskudvarmeafgift på kr. Hvis de to afgifter sammenlignes ses der en besparelse på kr. ved udnyttelse af overskudsvarmen. Det skyldes at der jf. rapportens s.6., ved rumvarmeafgift, også betales for den varme som går tabt i kedelanlægget. Ved overskudsvarmeafgiften 48 betales ikke for virkningsgraden af anlægget. Projektet forholder sig s.7 til, at det skal være rentabelt at foretage investeringen i et varmegenvindingsanlæg og at dette er en anden udregning. VUOAP vurderer s.46, at kun 10% af køleanlæg i Danmark udnytter overskudsvarme til rumopvarmning. Det vurderes at 30% af de uudnyttede anlæg har et teknisk potentiale og at der her kan spares op til 20% elforbrug. Tilbagebetalingstiderne vurderes at være mellem 2 til 8 år. Om investeringen i varmegenvindingsanlægget i SuperBrugsen Høruphav er rentabel undersøges i det følgende afsnit. Rentabilitet af CO2-anlægget SuperBrugsen Høruphav I dette afsnit vil det blive undersøgt om driften af køleanlægget er rentabel. Rentabiliteten baserer sig på anlæggets tilbagebetalingstid. Tilbagebetalingstiden vil i dette afsnit basere sig på den brændsels- og 47 Skatteministeriet. Energiafgifter - rumvarme og varmt vand 48 Skattevæsenets punktafgiftslovgivning om udnyttelse af overskudsvarme: sidst lokaliseret

63 afgifts- mæssige besparelse der er, i forhold til den tidligere varmekilde, som var en gaskedel. Undersøgelsen er lavet i nutidspriser, Da der ikke er tilgængeligt data fra varmemålere, udregnes overskudsvarmeafgiften i forhold til kedelvirkningsgraden for at give det rigtige billede jf. s.61. Data er opstillet i et skema for overskuelighedens skyld. Data Værdi Kilde/beregning Investering i køleanlæg ,00DKK Jens Wind, direktør for butikskæden Anlæggets levetid Maksimalt 20 år, teknisk set Kenneth Bank Madsen, Danfoss længere Gasforbrug fyringssæsonen m 3 Dong Energy kundeservice, se bilag x SuperBrugsen Høruphav s pris pr 9,50DKK Dong Energy kundeservice m 3 gas inkl. CO 2 - og energi- afgift Udgift til gas inkl ,00DKK 9,5DKK m 3 Specifik rumvarmeafgift for gasfyret kedel CO 2 afgift på gas : 0,357DKK pr nm 3 gas Energiafgift på gas : 2,311DKK pr nm 3 gas Se F5.1, Punktafgiftsloven 50 Se F4.1, Punktafgiftsloven 51 Rumvarmeafgift p.a. for 8.411,99DKK 0,357DKK/nm m 3 SuperBrugsen Høruphav ,10DKK 2,311DKK/nm m 3 I alt ,10DKK 8.411,99DKK ,10DKK Overskudsvarmeafgift ud fra kwh-måler på anlæg. Intet Forskellen i rumvarmeafgift og overskudsvarme afgift er Se afsnit om rentabilitet af udnyttelse af overskudsvarme s.x tilgængeligt måledata fra Høruphav kedlensvirkningsgrad Kedel virkningsgrad η= 0,90 Dong Energy 52 Overskudsvarmeafgift p.a. for ,40DKK 0, ,10DKK SuperBrugsen Høruphav Besparelse i afgift 6.286,80DKK (62.866, ,40)DKK Besparelse i brædsel (gas) ,00DKK ( , ,10)DKK Samlet besparelse ved CO 2 -anlæg i forhold til gasfyr p.a ,00DKK (6.286, ,00)DKK 49 Waarst, Jørgen og Bang Knud Erik Erhvervsøkonomi. Academica, s.242: Investerings summen. 50 Punktafgiftsloven. CO 2 afgift, gas. sidst lokaliseret Punktafgiftsloven. Energiafgift, gas. sidst lokaliseret Dong Energy. Virkningsgrad for gaskedel. orbrugvedforskelligeenergiarter.aspx 63

64 Det ses ud af skemaet at der, som et overslag, spares ,00DKK p.a. på at drive varmegenvindingsanlægget i forhold til gaskedlen. Tidsfaktorens betydning levetid Det er i ovenstående vist, at der er en besparelse til stede ved at drive anlægget. Om besparelsen på ,00DKK p.a. vil være nok til at betale anlægget hjem i dets levetid 53 vil blive undersøgt her. Ingeniør Kenneth Bank Madsen vurderer, at der efter 10 til 15 år normalt vil ske en større renovering eller udskiftning af denne type anlæg, men at 20år kan være en realistisk levetid. Teknisk set kunne et anlæg af denne type køre i flere år end 20år. Jens Wind direktør fortæller at der regnes med en levetid på 15år. I det næste vil der blive set på den gennemsnitlige levetid på 15år og den optimistiske levetid på 20år. Cashflow Nedenstående regneark viser investeringens cashflow eller pengestrøm, som forklaret på Ivestopedias webside 54 ; den pengestrøm som kommer ind eller ud af en virksomhed. Overskud 55 er den besparelse som opnås p.a. på afgifter og brændsel i forhold til gaskedlen. Overskuddet kan bruges til at afbetale investeringen. Overført overskud er det overførte overskud fra det tidligere år. Således kan overskuddet i begyndelsen og i slutningen af et år sammenlignes. Investering er det som anlægget har kostet at etablere. Forudsætningen er en gaspris på 9,50kr./nm 3. Her tre udsnit af regnearket. Cash flow Overført overskud kr. 0 kr kr Investering kr kr. 0 kr. 0 Besparelse kr kr kr Overskud kr kr kr kr kr kr kr kr kr kr. 0 kr. 0 kr. 0 kr. 0 kr. 0 kr kr kr kr kr kr kr kr kr kr Baseret på eget regneark visende tilbagebetalingstid og overskud. 53 Waarst, Jørgen og Bang Knud Erik Erhvervsøkonomi. Academica, s.243: Investeringens levetid. 54 Definition af Cash flow Waarst, Jørgen og Bang Knud Erik Erhvervsøkonomi. Academica, s.243: Investeringens årlige driftsoverskud. 64

65 Ved 15års levetid, hvis der regnes fra primo 2011, ses et underskud på knap en million kr. ved levetidens udløb i slutningen af Havde levetiden været 20 år ville anlægget have været betalt tilbage i år 2032, altså en tilbagebetalingstid på 20 år. Hvis anlægget optimistisk set holdes kørende 20år, uden større investeringer, vil den samlede besparelse i forhold til driften af gaskedlen blive et nul. Ved grafisk visning fås følgende kurve over negativt og positivt overskud. Der hvor linjen skærer, i 2032, har anlægget tjent sig hjem i forhold til at have beholdt gaskedlen. Investeringen er kun rentabel hvis anlæggets levetid bliver 20år. Set med dette perspektiv giver investeringen underskud hvis levetiden bliver 15år kr kr Tilbagebetalingsår Gaspris 9,50kr kr. 0 kr Gas pris 9,5kr kr kr kr Illustration baseret på ovenstående regneark, visning af tilbagebetalingsåret 2032 hvor linjen skærer 0kr I det følgende vil investeringen ses i forhold til priserne på gas i fremtiden, for at se disse prisers indflydelse på investeringen. 65

66 Følsomhed over for gasprisen Ser man på gaspriserne i fremtiden viser en undersøgelse på Nordisk folkecenters webside 56 fra rapporten European Energy and Transport -Scenarios on high oil and gas prices 57 s.5 forskellige senarier for prisudviklingen. I begge senarier vil prisen på gas stige. I det ene scenarie afhængigt af olieprisen og i det andet scenarie uafhængigt af olieprisen. Hvis gaspriserne stiger vil det influere på rentabiliteten i varmegenvindingsanlægget. I nedenstående diagram s.5 i Scenarios on high oil and gas prices ses tre vurderinger af gasprisen som regnes i $ (USD) pr tønde olie ækvivalens. I illustrationen under er vist tre gaskurver for hvordan prisen kan udvikle sig. Gas-Soaring (højeste), Gas-Medium (gennemsnit) og Gas- Baseline (laveste). Illustration af prisudviklingen fra rapporten Scenarios on high oil and gas prices s Nordisk Folkecenter. sidst lokaliseret Dr. Mantzos, L. og Prof. Capros, P Scenarios on high oil and gas prices. Den Europæiske Kommission og Directorate-General for Energi og transport. sidst lokaliseret

67 Den gennemsnitlige stigning i % på gas i anlæggets levetidsperiode (15år) og (20år) , for de tre forskellige gaskurver, vises i nedenstående skema. Kurverne antages liniære. På baggrund af stigningerne udregnes den gennemsnitlige gaspris for SuperBrugsen Høruphav i de to forskellige levetidsperioder med beregningsgrundlag i den nuværende pris på 9,5kr/nm 3. Pris gas 2011 Pris gas 2025 Stigning total% Gennemsnitlig stigning % Gennemsnitlig gaspris SuperBrugsen Gas-Baseline 32USD 40USD 25,0 % 12,5 % 10,68DKK/nm 3 Gas-Medium 45USD 40,6 % 20,3 % 11,42DKK/nm 3 Gas-Soaring 58USD 81,3 % 40,65 % 13,36DKK/nm 3 Pris gas 2010 Pris gas 2031 Stigning total% Gennemsnitlig stigning % Gennemsnitlig gaspris SuperBrugsen Gas-Baseline 32USD 44USD 37,5 % 18,75 % 11,28DKK/nm 3 Gas-Medium 55USD 71,8 % 35,9 % 12,91DKK/nm 3 Gas-Soaring 73USD 128,1 % 64,05 % 15,58DKK/nm 3 Det ses at når levetiden forlænges, stiger den gennemsnitlige gaspris. Dette giver derfor en forstærkende positiv virkning på investeringen at forlænge levetiden så meget som muligt. Alternativt overskud Ved at ændre gasprisen i regnearket ses det, at overskuddet p.a. og anlæggets samlede overskud vokser med gasprisen. Hvis der regnes med den optimistiske levetid på 20år ses det af skemaet, at hvis gasprisen i perioden bliver 11,28kr/nm 3 vil der 2031 være skabt et overskud på knap kr. Dette i forhold til én nul balance ved en gaspris på 9,50kr/nm 3. Her nøgletallene: Gennemsnitlig gaspris Tilbagebetalingstid Overskud p.a. Samlet overskud ,50kr/nm 3 20år ,00kr ,00kr 11,28kr/nm 3 17år ,00kr ,00kr 12,91kr/nm 3 15år ,00kr ,00kr 15,58kr/nm 3 12år ,00kr kr Tal fra regneark 67

68 Transkritisk varmegenvinding med CO 2 -køleanlæg Herunder illustreres gasprisens influens på investeringen med tre kurver med hver sin gaspris. kr kr kr kr Gas pris 11,28 Kr. Gas pris 12,91 kr. Gas pris 15,58 kr. kr. 0 kr kr Illustration på baggrund af regneark for alternative gaspriser Det ses på illustrationen over at tilbagebetalingstiden ændres med op til 5år afhængig af gasprisen. Den realistiske vurdering vil være 15års levetid og en gas-medium kurve med gennemsnitspris på 12,91kr. Dette vil give et samlet overskud på godt kr kr kr kr kr kr. 0 kr. 0 kr. 0 kr. 0 kr kr kr kr kr kr kr kr Opsummering Hvis anlæggets levetid er 15år, vil investeringen med en gaspris på 9,50kr give et underskud på knap en million. For at kunne betale sig selv hjem, med den nuværende gaspris, skal levetiden minimum være 20 år. Dvs. den længst realistiske levetid. Ved en gaspris på 9,50kr giver investeringen én nulbalance. Det bør tilstræbes at opnå den længst mulige levetid. En længere levetid vil give en højere gennemsnitlig gaspris for perioden. Det ses, at jo højere gasprisen bliver, jo større overskud vil der opnås over anlæggets levetid. Ændringen i overskuddet er væsentlig ved ændring af gasprisen. Hvis gennemsnitsprisen på gas, ved 20års levetid, som minimum stiger fra 9,50kr til 11,28kr vil overskuddet vokse med ca kr kr. Hvis prisen i stedet stiger til 15,58kr, for perioden, vil det samlede overskud i 2031 være vokset med ca. 3millioner kr. Analysen viser at investeringen er meget følsom i forhold til gasprisen. Der er usikkerheder i beregningerne, da selv små ændringer i gaspriser giver store konsekvenser for investeringen. 68

69 Vurderingen ud fra analysen vil være et resultat ved en gaspris på 12,91kr og en levetid på 15år. Dette vil give investeringen et overskud på godt ,00kr i Investeringen vil som minimum give en nulbalance og forventningen er at der vil kunne opnås et samlet overskud af en vis størrelse, meget afhængig af gasprisernes udvikling. Konklusion Det er blevet undersøgt om en større varmeafsætning i butikkens varmekreds og lavere returvandstemperaturer vil give en bedre varmekvalitet og mere varme fra genvindingsanlægget. Det konkluderes at dette forhold er gældende. Det konkluderes ud af den tekniske analyse, at jo mere vandet i varmekredsen kan afkøles, jo større andel af varmen kan udnyttes og jo mere kan trykket i køleanlægget hæves for at få mere varme og højere temperaturkvalitet. Muligheden for større varmeafsætning og lavere returvandstemperaturer ved tvungen konvektion, set ud fra de eksisterende konvektorer, er blevet undersøgt. En løsning med tvungen konvektion på konvektorerne er blevet vurderet ikke egnet. Usikkerhederne omkring de reele effekter, opblanding af luft og støj er for store. Det er blevet undersøgt om, og konkluderet at; tvungen konvektion kan give et potentiale for større varmeafsætning og lavere returvandstemperaturer. To andre løsningsmodeller med tvungen konvektion er blevet undersøgt i den tekniske analyse. Den integrerede løsning blev vurderet måske teknisk egnet. Meinertz løsningen giver anledning til usikkerhed omkring opblandingen af varm og kold luft og der er usikkerhed omkring høje retur temperaturer. Løsningen vurderes derfor; måske egnet. En forsøgsperiode vil tage tid og koste penge. Air Connection løsningen vurderes egnet pga. varmeventilatorers anvendelse i industrien, med opvarmning af store lokaler, med højt til loftet. Varmeventilatorløsningen er vurderet teknisk egnet på betingelse af en undersøgelse af tilsvarende anlæg i sammenlignelige lokaler. Støj og træk skal undersøges. Meinertz løsning er dyrere end Air Connection løsningen. På baggrund af den tekniske analyse og det økonomiske overslag er attraktiviteten af løsningerne blevet vurderet og varmeventilator løsningen anbefales på betingelse af ovennævnte undersøgelse. Teoriafsnittet har beskrevet CO 2 og de specielle egenskaber som knytter sig til stoffet i forhold til varmegenvinding og køling. Det konkluderes at CO 2 som kølemiddel er mere energieffektivt i forhold til HFC ved omgivelsestemperaturer under 32 C. Det konkluderes at CO 2 har gode egenskaber for at skabe høj temperaturkvalitet ved varmegenvinding. Det er blevet undersøgt om investeringen i anlægget i Høruphav er rentabel når det forudsættes, at genvindingsanlægget leverer den varme som der er behov for. Dette er blevet undersøgt igennem tilbagebetalingstiden og anlæggets levetid. Anlægget kan i dag med en gaspris på 9,50kr betale sig selv hjem på 20 år. Med en levetid på 15år vil dette give et underskud på investeringen. Investeringen forventes dog at kunne give et overskud pga. stigende gaspriser. Den realistiske vurdering af den samlede besparelse i 2031 er omkring ,00kr. Økonomien er blevet perspektiveret i forhold til det afgiftsmæssige ved udnyttelse af overskudsvarme i Danmark. Overskudsvarmeafgiften i sig selv vil ikke gøre udnyttelse af overskudsvarmen urentabel i sig selv. Afgiften vil være mindre end rumvarmeafgiften, med faktor virkningsgrad, for den konventionelle varmeinstallation. 69

70 Litteraturliste Birkkjær Lauritsen, Aage og Gundtoft, Søren og Bredahl Eriksen, Aage. 2. udgave 2007: Termodynamik. Nyt Teknisk Forlag. Bonderup Dohn, Nina 2007: Teoriers muligheder og begrænsninger. Netforelæsning på Aau. sidst lokaliseret Energistyrelsens projektrapport (2007): Virksomhedsrentabel udnyttelse af overskudsvarme, samt afdækning af evt. potentiale. uar2009.pdf, sidst lokaliseret Danfoss RA (Refrigeration and Air Conditioning Division) 2010: High efficient heat reclaim with CO 2. Danfoss A/S (RA Marketing/MWA), vedlagt som bilag 1 Danfoss RA (Refrigeration and Air Conditioning Division) 2009: Applikationsmanual CO 2 -kølesystemer i detailhandlen. Danfoss A/S (RA Marketing/MWA). l%20co2%20application%20handbook_dila.pdf, sidst lokaliseret Danfoss RA Energy consumption in the transcritical Fakta supermarket chain. Danfoss. Vedlagt som bilag 2 Danfoss RA rapport: Refrigerant options now and in the future. Danfoss A/S (RA Marketing/MWA). sidst lokaliseret Danfoss RA Transcritical CO 2 in a small supermarket. Danfoss A/S (RA Marketing/MWA). PZ000G102_ARTICLE_TRANSCRITICAL%20CO2%20SYSTEM%20IN%20A%20SMALL%20SUPERMARKET.pdf, sidst lokaliseret Danfoss RA Transcritical CO 2 booster system. Danfoss A/S (RA Marketing/MWA). tm?catalogkey=ra-6aa56192-f7e b7f9-4c2fa908cc23-en-tt:ra-6aa56192-f7e b7f9-4c2fa908cc23-en-tt&documenttype=all&literatureno=ra8aa202, sidst lokaliseret Dr. Mantzos, L. og Prof. Capros, P Scenarios on high oil and gas prices. Den Europæiske Kommission og Directorate-General for Energi og transport. sidst lokaliseret Rienecker, Lotte og Stray Jørgensen, Peter 3. udgave 2005: Den gode opgave. Forlaget Samfundslitteratur Waarst, Jørgen og Bang Knud Erik Erhvervsøkonomi Videregående uddannelser. Academica 70

71 Bilagsfortegnelse Bilag 1: Danfoss RA (Refrigeration and Air Conditioning Division) 2010: High efficient heat reclaim with CO 2. Danfoss A/S (RA Marketing/MWA) Bilag 2: Danfoss RA Energy consumption in the transcritical Fakta supermarket chain. Danfoss A/S (RA Marketing/MWA) Bilag 3: Danfoss RA Transcritical CO 2 refrigeration with heat reclaim Danfoss A/S (RA Marketing/MWA) Bilag 4: Skematisk tegning af CO 2 -boosteranlæg Bilag 5: Skematisk tegning af varmegenvindingskredsen Bilag 6: kurver over driften

72 Bilag 1 High efficient heat reclaim with CO2 Refrigeration systems with transcritical CO 2 has been taking market shares the last years. Since 2007 the market in Denmark has turned from conventional refrigeration systems with HFC or cascade systems with CO 2 and HFC towards transcritical CO 2 systems. At this moment transcritical systems is everyday business and the technology is mature. The field studies carried out looking at refrigeration only shows that the annual energy consumption is on the same level as HFC DX systems. The article contains a short back ground on the theory behind heat reclaim in transcritical systems, and the efficiency will be compared with the efficiency of HFC systems. Transcritical systems back ground In normal systems with condensing refrigerants the pressure and temperature are tied together, but on transcritical systems pressure and temperature can be controlled individually. This gives some possibilities regarding heat reclaim. During normal operation with out heat reclaim the high pressure is kept at a level where the optimum COP is obtained. This is done automatically by an electronic controller. During cold periods the pressure in normally kept at minimum 40 bar ~ 5 ºC or higher. At this pressure there is almost no heat to reclaim. If the pressure is raised the amount of heat that can be reclaimed is increasing. Example Water is heated from 15 ºC to 55 ºC. The ambient temperature is -5 ºC and the heat load on the system needs to be reclaimed with the lowest possible energy consumption. The temperature difference of the heat reclaim HX is set to 5 K at in or outlet. The temperature out of the gas cooler is kept at 4 ºC in all cases where the gas cooler is active. The system used consists of one or more compressors, heat reclaim heat exchanger with pump, 2 3-way valves, air cooled gas cooler and a high pressure control valve with electronic controller. 72

73 Under these conditions the discharge temperature from the compressors is approx 35 ºC and therefore it is not possible to make 55 ºC hot water. To make the system able to do 55 ºC the discharge needs to be at least 55 ºC and therefore the pressure needs to be pushed upwards. 73

74 At 50 bar high pressure the discharge temperature is 55 ºC and therefore it is possible to start reclaiming heat from the system but there is no temperature difference of the heat exchanger. By increasing the pressure further the amount of heat taken out of the system is increasing. 80% heat reclaim 74

75 At 80 bar approx 80 % of the heat is reclaimed at a cooling COP of 3,13. To increase the ratio to more than 80 % the pressure can be pushed up and the gas cooler can be by passed. By doing this the ratio will go to 100% because there is no heat lost to the ambient, but all heat is reclaimed. This will put in more compressors to compensate for the lower heat rejection. 100 % heat reclaim W heat W ref Under this conditions all heat is reclaimed and the COP of the system is approx 2,6. Since the heat output from the system varies with the pressure it is interesting to look at what the heating COP of the system is. The system consumes energy in the condition there it is running with optimised pressure (in this example 40 bar). This means that no mater how much heat we pull out of the system it will consume energy. Therefore the heating COP of the system is calculated at the heating capacity divided with the extra energy consumed by the compressors. This is done because then it is possible to compare the heating COP with alternative heating sources. P_gc [bar] COP ref [-] Ratio COP Heat [-] 40 8,8 0% ,7 0% ,3 25% 2,6 70 3,6 40% 3,1 75

76 80 3,1 80% 5,1 80 3,1 100%* 5,1 *By-pass of air cooled gas cooler The ratio is the ratio between the maximum heat available and the heat used. The heating COP is varying with the ambient temperature. At high ambient temperatures the compressor work used for refrigeration is higher and therefore the compressor work for heating is less. At lower ambient temperatures the pressure can not be decreased, and therefore this will not effect the heating COP. If the ambient temperature was chosen to be 3 ºC instead of -5 ºC then the result will be a shown in the table below. P_gc [bar] COP ref [-] Ratio COP Heat [-] 50 5,7 0% ,3 25% 5,6 70 3,6 40% 5,0 80 3,1 80% 7,3 80 3,1 100%* 7,3 *By-pass of air cooled gas cooler The results show that the ambient temperature has a significant impact on the heating COP and the heating COP is highest at full load. If the high COP is wanted at part load the system can be build as a CO2 heat pump on top of the refrigeration system. Comparing CO2 transcritical with other heat sources In the section above the heating COP is calculated, but the interesting part is if it is cheaper or more expensive compared to other heat reclaim systems and other energy sources. Other heat reclaim systems To be able to compare the COP from CO 2 to the COP of other refrigerants it has to be done in a fair way. For the other refrigerants it is chosen to run at -10 C evaporation and to condens at 55 C to be able to supply 55 C hot water. Sub cooling is set to 2K. The minimum condensing temperature is set to 15 C. 76

77 COP heating Transkritisk varmegenvinding med CO 2 -køleanlæg CO 2 VS R134A in heat reclaim applications COP HP CO2 - - COP HP R134A % 50% 75% 100% Ratio From the chart above it can be seen that the heating COP for CO 2 is from approx 25 % to 150 % better that R134A and best at part load witch is the main part of the year. Heat pump systems To get around the problem with part load a heat pump can be put on top of the system. This makes the COP of the system as good as possible regardless of the load on the system. The COP in heating mode has been calculated at 5 C evaporating (equivalent to the lowest possible condensing for the transcritical CO 2 system), 55 C condensing and 2 K sub cooling. The calculation has been done for most of the most used refrigerants on the market. Refrigerant COP heating R134A 3,7 R290 3,7 R404A 3,3 R410A 3,4 CO 2 transcritical heat pump 5,1 77

78 The table above shows the COP for different refrigerants. From the data it shows that CO 2 has a COP that is from 38 % to 55 % higher that the conventional refrigerants. Other energy sources An alternative to a CO 2 heat reclaim system could be an oil or gas burner. The question is what is the most economical choice? The COP calculated in this example for a CO 2 heat reclaim system is between 2,6 and 7,3. The exact COP is a question of what type of systems it is (Heat pump or heat reclaim), the load profile for the heat reclaim and the ambient temperature. This can be matched with other energy sources with the following equation. Price Alternative Energy Ratio Price Electricit y COP Heat kwhr kwhr If this ratio is smaller than 1 then the CO 2 solution is the most economical solution. In most cases a heat reclaim or heat pump solution is economical attractive. In many cases a heat reclaim solution is attractive if the COP is higher that 2 or 3, but this of cause depends of the energy prices and local taxes. Conclusion The example above shows Heating COP in a transcritical heat reclaim system from 2,6 to 7,3 depending on load and ambient temperature. CO 2 is from 25% to 150% better than R134A in a heat reclaim system depending on the load. In a heat pump system CO 2 is from 38% to 55% better than the HFC refrigerants comared with. The COP in a heat pump system is higher than a heat reclaim system at part load, but at full load the difference is very little. If it is feasible to install a heat pump system relays on the load profile and the investment costs. Very often CO 2 heat pumps or heat reclaim systems are a very attractive alternative to a oil or gas burner The conclusion is made on the data in the example. If the data are different the conclusion will be different, but there are some guide lines. CO 2 is feasible at high temperature lifts. The lower temperature the inlet water or media the better efficiency CO 2 will have. The exit temperature is not that important. Up to 80 C is realistic with good efficiency CO 2 is not the refrigerant to chose if the outlet media temperature is low and the temperature difference between inlet and outlet is low. There are systems in operation from 5 kw to 1,5 MW heat reclaim at this moment. There are more than 500 installations world wide with transcritical CO 2, not all with heat reclaim. This is not rocket science but everyday business! 78

79 Bilag 2 Case study: Energy consumption in the transcritical Fakta supermarket chain Energy consumption is maybe the hottest topic when talking about transcritical systems in supermarkets. The main issue is that transcritical systems has a lower energy efficiency at high ambient temperatures, but has a higher efficiency at low ambient temperatures. Many simulations show that the energy consumption in most of Europe is at the same level or lower than HFC systems, but the problem is that most field studies that has been carried out is based on comparing one HFC store with one transcritical store. The problem with these studies is that there are many other factors influencing the energy consumption. As an example the behaviour of the people using the refrigeration system has an effect that are much bigger than changing the system and refrigerant. Therefore a bigger population of systems that are identical in size is needed to get a valid result. Systems Fakta has more than 378 stores where 61 of them are transcritical. The first systems was installed in 2007 and the goal is to install more than 40 systems in The systems are relatively small systems with 9 kw on LT and 28 kw on MT. Fakta has been working with lowering the energy consumption for the past 15 years, first on there HFC scroll packs and later on there transcritical packs. This work has resulted in they are on second generation on there transcritical packs where part load has been optimized. Fakta and AK centralen has been collecting data from the systems for more than 15 years and has been optimizing the HFC pack with low energy consumption and temperature quality as the main targets. System design HFC system: Parallel R404a scroll system with very good load adaptation. 148 systems in operation. 10 selected for the study. Transcritical 1 st generation system: Booster system with gas by pass. 2 Dorin for MT (33/67%) and 2 for LT (33/67%). Mechanical gas by pass valve. 32 systems in operation. First10 selected for the study. Fakta was one of the first movers to change to CO2. Therefore they have gathered information from the first 32 systems. This information has now been put in to there new design. They probably the first supermarket to have two generations of transcritical systems in there portfolio. Today all systems are produced in batches of 5 packs because they are always the same configuration regarding capacity. The installation can be different, but the cabinets, pack and gascooler are always the same Transcritical 2 nd generation system: Booster system with gas by pass. 2 Bitzer compressors with AKD inverter for MT and 2 Bitzer compressors without inverter for LT. 10 systems in operation May 2010 and 29 in December First 10 selected for the study. 79

80 KWh/month Ambient temperature [C] Transkritisk varmegenvinding med CO 2 -køleanlæg configuration. This makes Fakta a very good reference for energy studies. Results The energy data in this study is collected form May 2010 to December The plot shows energy consumption pr month for the 3 different systems (HFC, Trans 1 and Trans 2) and the average ambient temperature for the month. Energy consumption Fakta HCF (ref) Trans 1 Trans 2 Average temperature [ ] mar-10 maj-10 jun-10 aug-10 sep-10 nov-10 jan-11 Time The results form the 8 month period is shows approx 24 % higher energy consumption on the 1 st generation transcritical system compared to the reference (HFC system) and approx 5 % lower energy consumption on the 2 nd generation transcritical system. Looking more detailed on the data the 1 st generation shows generally higher energy consumption compared to the reference, where the 2 nd generation shows similar energy consumption during the warm months and lower energy consumption in the cold months. For the instalation to be included in the data material the following criteria has to be fulfilled. More than 4 months of operation since commissioning Equivalent size and opening hours 10 installations has been selected of each 80

81 Conclusion The results shows that the 2 nd generation transcritical systems in Fakta consumes less energy than the HFC packs used earlier. The energy simulations shows that the energy consumption in Denmark should be approx 10% lower than HFC systems. The difference between the simulation and the results can not found directly in this study, but the results indicates that on this systems we system. The stores are identical on most parameters, but the installation will of cause be different regarding length of pipes and number of bends. The maximum pressure drop in the pipe work is still the same for all systems regardless of refrigerant and installation have not utilised the full potential of lowering the energy consumption. Further energy reduction could be found if part load capabilities were better, but here we face another problem with component availability. We are still not in a situation where we can pick components in all sizes like we can on HFC. This problem is very often seen on small systems, but on larger systems it is easier to match the capacities and therefore it is more likely to se a saving in the magnitude of 10% compared to HFC systems. The results also shows the improvement in technology since 2007 where the 1 st generation systems were installed. 81

82 Bilag 3 Transcritical CO2 refrigeration with heat reclaim Transcritical CO 2 systems has taken large market shares the last years, and based on the view point of the politicians and the public opinion, the decision makers around the world has been increasingly focussed on utilising CO 2 as a primary Refrigerant. This increasing focus makes it much more interesting from the view point of the refrigeration plant builders to exploit the possibilities within CO 2 The refrigerant CO 2 shows extremely good possibilities of reclaiming the heat from the systems. The technology used in the transcritical systems is relatively new but is evolving rapidly, and is now of a degree of maturity, that now reveals the real opportunities for utilising heat reclaim. Especially the mature packs, primarily developed in the Nordic countries, now provides simple and reliable ways of designing transcritical heat reclaim systems, which at their best, can provide the entire installation with ALL necessary heat. The nature of the transcritical technology opens up for new ways of doing things. The capacity from the heat reclaim can be varied from % of the capacity, but it also opens the door for a higher energy consumption if things are not done correct. The main objective for a heat reclaim system must be to reclaim the heat needed, at the needed temperature as efficient as possible. In this article there will be given a brief description of the system design and control strategy. System design In general all heat exchangers are placed in series to optimize the COP of the system by ensuring the lowest temperature out of the gas cooler. There can be placed as many heat exchangers as needed in series, but on most systems one or two heat exchangers for heat reclaim and one air cooled gas cooler will be the most common. For the purpose of providing hot tap water, it will be a good idea to make a system with two heat exchangers, since this will ensure the highest efficiency on the system. The disadvantage of cause will be higher initial cost, but in many cases a payback analysis will show when this will be the best solution. In this article there will be one heat exchanger for heat reclaim and one air cooled gas, but the control strategy will be the same if more heat exchangers are needed. 82

83 Figure 1: Basic system design for transcritical heat reclaim system From the compressor the hot gas enters the first 3-way valve. In heat reclaim mode the gas will go to the heat reclaim heat exchanger. In the heat reclaim heat exchanger the gas is cooled down to as low temperature as possible. The most common heat exchanger for heat reclaim is tube in tube or plate heat exchangers. From the heat exchanger the cold gas goes through the second 3-way valve. This valve directs the gas through the air cooled gas cooler or bypass it directly to the high pressure expansion valve. In the gas cooler the gas is cooled further down before it enters the high pressure expansion valve. This is the basic setup. There can be many variations of it, but this is the most common and most widely used. Control strategy To meet the objective of reclaiming the heat needed, at the needed temperature as efficient as possible, the control strategy needs to cope with this. There are the following measures that can be used to do this. Pump speed on the secondary side Fan speed on the gas cooler High pressure By pass of gas cooler 83

84 The important thing is to use these measures in the right way to optimize the output of the system. The Danfoss strategy is to do this in 5+1 steps. The heat load on the heating system is feed back to the controller from the building management system or from a PI controller. In the following description will be followed by a small example. The basic data for the example is: Ambient temperature 0 C Water inlet temperature 25 C Water outlet temperature 65 C Exit temperature difference air cooled gas cooler subcritical 8 K Exit temperature difference air cooled gas cooler transcritical 2 K Exit temperature difference heat reclaim heat exchanger 5 K Step 0 Figure 2: Diagram Step 0. Normal refrigeration. Step 0 is normal cooling without any heat reclaim. If something goes wrong step 0 will be used as fail safe mode to avoid loss of goods. Cooling is always first priority. 84

85 Example In Step 0 the mode id cooling only and therefore the high pressure is as low as possible. In this case the high pressure is optimized to 8 C. No heat is reclaimed. 85

86 Step 1 Figure 3: Diagram step 1 In step 1 the pump is turned on. There is different ways to control the pump speed, but normally the speed is controlled to maintain a fixed temperature out of the heat exchanger, but temperature difference of the water or in going water temperature can also be used. All of them makes sense in different systems. When the pump is at minimum speed and the flow switch in the water circuit is on and the temperature in the water circuit is below 95 C the 3 way valve is turned. The pump speed is adjusted so the temperature set point is satisfied. This will remove the part of the supper heat with the highest temperature. If this is not enough to satisfy the heat load the controller will be forced in to step 2. 86

87 Example In the example the pump is running, but the discharge temperature in not high enough to satisfy the required temperature and therefore the system rapidly will go to Step 2. If the ambient temperature had been higher the discharge pressure and therefore also the discharge temperature would have been higher and therefore there would have been some heat to reclaim. 87

88 Step 2 Figure 4; Diagram step 2 In step 2 the pump is still running according to the temperature, but the high pressure is pushed up to make a bigger part of the heat available at the temperature needed. This is done by changing the set point in the high pressure controller and thereby closing the high pressure expansion valve. The higher pressure increases the compressor work but also gives a very large increase in the heating capacity and therefore it makes good sense. In step 2 the heat rejection in the air cooled gas cooler is still a big part of the total heat rejection of the system. Since it is not possible to increase the pressure more, or maybe it is not efficient to raise it higher, the heat rejection has to be limited to get more heating capacity out of the system. 88

89 Example By increasing the pressure the part of the heat rejection that can be reclaimed is increasing and at the same time the discharge temperature is increasing. At approx 85 bar (in this example) it is not efficient to raise the pressure higher. The compressor work would be to high and the reclaimed heat is not increasing at the same rate. 89

90 Step 3 Figure 5: Diagram step 3 In step 3 the set point for the fans is gradually pushed up until the fans are stopped. This makes the heat rejection from the air cooled gas cooler decrease. This will result in a loss of cooling capacity, but the system will compensate by putting in more compressor capacity. This will also result in a higher compressor work, but also more capacity on the heat reclaim system. Even when the fans are stopped the natural convection of the gas cooler is enough to take some capacity out of the system. 90

91 Example By reducing the condenser fan speed the capacity is reduced. Therefore the part of the heat reclaimed is increasing, and the part rejected to the ambient is decreasing. 91

92 Step 4 Figure 6: Diagram step 4 In step 4 the air cooled gas cooler is bypassed to avoid natural convection and there by heat rejection from this part of the system. As in step no 3 this reduced the cooling capacity, but the system will compensate by putting in more compressor capacity. This will also result in a higher compressor work, but also more capacity on the heat reclaim system. At this point no heat I rejected to the ambient and the system is basically running as a heat pump system but with the control sensor on the low temperature side. 92

93 Example By bypassing the gas cooler all heat rejected from the system has to go in to the heat reclaim system. Step 5 In step 4 all heat put in to the system is reclaimed. If the heating demand is still not satisfied the load on the cold side of the system has to be higher. This can be done by adding an extra evaporator that takes heat from the ambient the efficiency of this is lower than the other steps, but makes an easy solution on getting more heat. The efficiency should be looked at on a yearly basis, because the number of hours running in step 5 should be taken in to account. Example The Log P-h diagram is the same as in step 4 because it is only the mass flow of the system that is changed by adding more capacity on the evaporator side. Features and challenges Heat reclaim in a transcritical system is not trivial and the experience is limited. There are things that are different from conventional systems, but they only needs to be addressed and handled. 93

94 Condensing in the heat reclaim heat exchanger Since it is possible to do a partly reclaim the CO 2 can be partially condensed in the heat reclaim heat exchanger. When using more than one heat exchanger, the problems grows accordingly, and the strategy becomes slightly more complex to prevent the different problems that may occur. One problem that may occur, are that the liquid can build up in one part of the system, and then, due to the gas pressure, shoot out into the system at high velocity, and maybe severely damage parts of the system. This problem can be handled in many ways. The system can be forced in to transcritical mode when there is a need for heat reclaim. This will reduce the efficiency of the system, but the operation is safe because there is only one phase. The inlet water temperature can be kept high enough (maybe 30 C) to ensure it is not possible to condense. This will not force the system to run transcritical but still reduce the efficiency. This control strategy can be made with a mixing loop on the water side The pressure in the system can be controlled in a way so the super heat out of the heat reclaim heat exchanger it kept high enough to insure condensation is not taking place. This is a safe and the most efficient way to control the process. Secure that the temperature between various heat exchangers are in an appropriate level In some system designs condensations is not a problem, but this needs to be taken in to the system design. Charge variations Another issue that needs to be addressed is variations of the charge. The average density of the CO 2 in the gas cooler varies roughly by a factor of 2 under different conditions. By introducing heat reclaim to the system this problem in increasing dramatically. But removing the heat in the heat reclaim system the density of the refrigeration gas is increasing before the air cooled gas cooler and this makes the mass in the air cooled gas cooler go up! Therefore the internal volume of the air cooled gas cooler has to be reduced to a minimum with out compromising the performance of the system. This can be done by choosing small diameter tubes in the gas cooler. Conclusion Heat reclaim in a transcritical system is a very attractive alternative to HFC solutions. The efficiency is higher and the temperatures that can be obtained are higher comparing to HFC technology. The technology to do an optimised heat reclaim is in the market at the moment and there are several installations running in the Nordic countries. Out of these installations, it has be shown, that it is possible for correct designed systems, where the heat demand is not high, to eliminate additional heat sources. This makes heat reclaim a very interesting subject when looking at total costs. 94

95 Bilag 4 95

96 Bilag 5 96

97 Temperatur i C Transkritisk varmegenvinding med CO 2 -køleanlæg Bilag Sdisch S9 S30 S27 S10 gennemsnit Sshop SAmbient SGC 0 Tid i minutter 97