|
VPC-anlæg - Naturlige kølemidler i mindre supermarkeder 7 Komponenter til CO
7.1 GenereltDet højere trykniveau for det syntetiske kølemiddel R410A har gjort det nødvendigt for producenterne at udvikle nye komponenter eller at dokumentere udvidet anvendelsesområde for de eksisterende. Disse komponenter kan i mange tilfælde også anvendes til subkritisk CO2 i det temperaturområde, der er relevant for supermarkedskøling. Da den volumetriske kuldeydelse er høj for CO2, bliver komponenterne tilsvarende små. 7.2 KompressorerVed fordampningstemperaturen -30 °C og kondenseringstemperaturen -8 °C yder en kompressor med 4 m3/h slagvolumen ca. 8 kW med CO2 men kun ca. 1,5 kW med R404A. Kompressormotoren skal være tilsvarende større. Derfor kan det vise sig, at motoren er på grænsen af sin ydeevne, selv med R410A kompressorer. Det er lykkedes at finde et produkt med god virkningsgrad og gunstig pris. Kompressoren er konstrueret som en såkaldt rullestempelkompressor, en kompressortype, som hovedsagelig anvendes til mindre klimaanlæg.
Figur 7.1 Rullestempel kompressor. Selvom kompressortypen er velkendt, er den aldrig tidligere anvendt til dette formål. Det vil derfor være på sin plads med en kort beskrivelse. 7.2.1 RullestempelkompressoOpbygningen er let genkendelig på den lodret monterede sugeakumulator, der er monteret på siden. Afgangen fra sugeakumulatoren fører direkte ind på sugesiden af rullestemplet. Kompressionsvolumnet afgrænses af det cylindriske rum, rullestemplet og en bevægelig vinge, der bevæger sig frem og tilbage i takt med stemplets passage og dermed danner tætning med dette. Udstødningsporten er forsynet med en trykventil af traditionel bladfjeder type. Al kompressorolien befinder sig på højtrykssiden, og trykgassen passerer gennem denne og motoren, der er placeret over selve pumpen, før den når afgangsstudsen.
Figur 7.2 Kompressionkammer Motorens stator er presset direkte i svøbet, der danner kompressorens indkapsling og kan derfor igennem dette direkte afgive motorvarmen til omgivelserne. På grund af pumpens udformning har motoren ikke moment nok til at trække stemplet i gang under modtryk. Dette er ikke noget problem, når den anvendes på kapillarrørs anlæg, hvor der sker en trykaflastning fra stop til start. Pumpetypen er ret robust, da den kan pumpe væske i mindre mængder. Sugeakumulatoren sikrer, at der ikke kommer for meget på én gang. 7.2.2 ParallelkoblingDa det på supermarkedsanlæg er ønskeligt med en tilpasning af kapaciteten til behovet, er det normalt at fordele køleydelsen på 3 kompressorer, der sammenkobles parallelt. På grund af kompressorens opbygning er det nødvendigt at afvige fra normal fremgangsmåde ved parallelkobling. I det følgende henvises til figur 7.2.2. Under normal drift passerer sugegassen fra anlægget via sugestopventilen 7), sugefiltret 9), kontraventilen 2) og sugeakkumulatoren ind i kompressoren 1).
Figur 7.2.2 Parallelkobling af CO2 frostkompressorer Sugegassen komprimeres og forlader kompressoren i toppen og fortsætter over i olieudskilleren 4), hvor hovedparten af olien skilles fra gassen, der via trykstopventilen 8) fortsætter videre til kondensatoren 11). Olien passerer fra olieudskilleren via oliefilteret 15) og skueglasset 16) gennem den optoelektriske olieregulator 17) til sugemanifolden, hvorfra den returnerer til kompressoren. Under normal drift er magnetventilerne 3) lukkede. Ved opstart af kompressoren kan kompressormotoren ikke overvinde momentet på rullestemplet, der stammer fra differenstrykket, der typisk vil ligge omkring 13 bar. Derfor åbnes magnetventilen 3) for den pågældende kompressor et kort øjeblik af et startrelæ. Derved udlignes trykket over stemplet, og kompressoren kan starte. Kontraventilen 2) sikrer, at der ikke sker en unødvendig overstrømning af trykgas til sugesiden. Kontraventilen kan alternativt anbringes på tryksiden. Når kontraventilen anbringes på tryksiden, skal den leveres med hård fjeder og dimensioneres for minimum 0,3 bar differenstryk for at undgå støj og for at sikre en rimelig levetid på grund af påvirkningerne fra trykgaspulsationerne. På sugesiden kan ventilen dimensioneres med et tryktab på 0,05 bar og da ventilen ikke er dyrere på grund af de små rørdimensioner, kan dette bedre driftsmæssigt betale sig. På parallelkoblede anlæg med almindelige kompressorer skal kontraventilen i trykledningen forhindre, at der kan kondensere kølemiddel oven på ventilmellempladen i stilstandsperioder. I dette tilfælde kan der ikke kondensere CO2 i kompressoren, fordi temperaturen på denne altid vil være højere end kondenseringstemperaturen. 7.3 KompressorolieEsterolie er anvendt i CO2 kompressorerne, da denne olie er fuldt blandbar med CO2 i væskeform. Dette sikrer god olietransport rundt i anlægget og forhindrer dermed, at der ophobes for megen olie i fordamperne. Der vil dog ske en opkoncentration af olie i fordamperne ved lang tids drift under lav belastning. Når belastningen øges på fordamperen, vil olien returnere til kompressoren. Anlægget skal derfor bygges således, at det kan håndtere dette. 7.4 SugegasvarmevekslereDisse vekslere øger ikke den termodynamiske virkningsgrad i kølekredsløbet med CO2 som kølemiddel. De lange sugeledninger fra CO2 fordamperne gør, at eventuelle væskepartikler fordamper inden de når kompressoren. Dette, sammenholdt med at ekspansionsventilerne på frost fordamperne er ikke særlig følsomme over for flashgas i væskeledningen, gør, at det normalt ikke er nødvendigt at montere sugegasvarmevekslere. På kompressorer, hvor oliesumpen er på lavtrykssiden, kan de dog være nødvendige for sikre en tilstrækkelig overhedning af sugegassen og dermed opnå en højere arbejdstemperatur på kompressoren og dermed reducere indholdet af kølemiddel i olien. 7.5 EkspansionsventilerDe fleste supermarkeder i Danmark forsynes med Danfoss ADAP-KOOL regulering, der har vist sig at fungere fint med CO2, både på frostfordamperne og med pumpecirkulation på kølefordamperne. Under testforløbet har vi også afprøvet en Danfoss TUAE termostatisk ekspansionsventil, modificeret til CO2, som tilsyneladende virkede upåklageligt. Men da ventilen er en MOP ventil, kan den ikke anvendes i anlæg med flere parallelkoblede fordampere. Det bedste valg er derfor indtil videre at anvende ADAP-KOOL systemerne. 7.6 PumpeFor at cirkulere væske til kølestederne er det simpleste at anvende en pumpe. De pumper, der tilgængelige på markedet, er imidlertid for dyre og for store i kapacitet. Pumperne koster mellem 2 og 4 gange den dyreste af de øvrige komponenter i maskinanlægget. Nedenfor gennemgås pumpetyper og alternative anlægsopbygninger. 7.6.1 CentrifugalpumpeDenne pumpetype er umiddelbart den mest oplagte at bruge. Vanskelighederne består i, at der skal pumpes et lille flow med en relativt stor trykforskel og ved et stort absolut tryk med en væske, der er på sit kogepunkt, og som ikke har nogen smørende egenskaber. Som et alternativ til Hermetic pumperne og tilsvarende konstruktioner, som er kostbare og for store i kapacitet, har vi udført forsøg med en mindre centrifugalpumpe indbygget i et trykstærkt svøb. Pumpetypen er fortrinsvis beregnet til at nedsænke i borehuller til drikkevandsindvinding og er kendetegnet af mange pumpehjul med meget lille diameter koblet i serie på samme aksel. Pumpen var desuden forsynet med elektronisk regulering af omløbstallet. Det skal bemærkes, at pumpen var meget støjende under drift. Under testkørslen var pumpen meget følsom overfor ændringer i CO2 trykket. Små trykændringer, som følge af start og stop af kompressoren, der holdt trykket nede i testkredsløbet, medførte kavitation i pumpens indløb med tab af ydelse til følge. Dette svarer til erfaringer fra større anlæg med pumpecirkulation. Den totale virkningsgrad ligger mellem 4 % og 12 %, og effektoptaget er typisk mellem 200 W og 400 W. Til sammenligning vil man kunne forvente en maksimal virkningsgrad på 16 % med en optimeret pumpe konstruktion ved det ønskede flow på 600 – 1000 l/h. Hele den optagne effekt bliver afsat til pumpemediet, og da pumpen skal køre alle døgnets timer hele året rundt, har effektiviteten en stor betydning. Pumpen er udført med keramiske lejer med meget stor slidstyrke. Alligevel viste lejerne tegn på slid ved inspektion efter få dages drift, og forsøgene blev derfor indstillet. På baggrund af disse erfaringer blev det vurderet, at der ikke ville være en egnet centrifugalpumpe til rådighed inden projektets afslutning. 7.6.2 TandhjulspumpeTandhjulspumper er egnede til lavt flow og stort differenstryk og anvendes ofte til medier med en høj viskositet, som til eksempel olie. På DTU er der foretaget forsøg med at anvende en tandhjulspumpe til at pumpe CO2 væske. Erfaringerne viser, at levetiden er meget kort, da tandhjulene bliver slidt i stykker på grund af den ringe smøreevne af CO2 væsken. Der har været taget kontakt til en producent, der havde modificeret en tandhjulspumpe til at pumpe HFC kølemiddelvæske. Producenten mente, det måske var muligt at optimere pumpen til CO2. Men da det viste sig, at standardpumpen var meget dyr og den modificerede pumpe endnu dyrere, blev det opgivet. 7.7 Alternativer7.7.1 Pumpning med gastrykVed at sætte væskespejlet under tryk i en reciever, kan væsken pumpes ud i anlægget. Ved at anvende to recievere, der skiftevis påtrykkes under- og overtryk ved hjælp af magnetventiler, fås et nogenlunde kontinuert flow af væske. Gastrykket kan leveres af en kølekompressor. Ved testkørsel af rotationsstempelkompressoren fandt vi, at det nødvendige gastryk kan leveres med et effektforbrug på ca. det samme som SQE pumpen. Med en optimal kompressorstørrelse kunne forbruget reduceres til ca. 60 % heraf. Det var denne løsning der blev udstillet på De Danske Køledage 2003. Som det ses af Figur 7.7.1 er opbygningen ret kompliceret og derfor også for dyr til en egentlig produktion.
Figur 7.7.1 Pumpning med gastryk 7.7.2 Direkte ekspansion på kølestedernePå Figur 7.7.2 ses en principskitse med et ekstra sæt kompressorer (boostertrin) indskudt i kølekredsen mellem frostkompressorerne og kaskadeveksleren. På denne måde opnås direkte ekspansion i kølestederne uden pumpecirkulation. På grund af det høje tryk på sugesiden bliver kølekompressorerne ikke ret store, men hvis der skal kunne opnås en fornuftig regulering af køleydelsen bliver antallet af CO2 kompressorer øget til 6, 3 til frost og 3 til køl. Selve reguleringen bliver også mere kompliceret, når eksempelvis en frostkompressor starter, skal kapaciteten øges på de 2 højere trin. Kaskadeveksleren kan udlægges til et højere tryk og dermed et højere sugetryk for toppen af kaskadeanlægget. Hermed forbedres virkningsgraden, og det nødvendige slagvolumen formindskes, hvilket modregner en del af merforbruget og merprisen af kølekompressorerne.
Figur 7.7.2 Kaskadevekslerens tryk er dog begrænset til ca. 40 bar af komponenterne på CO2 siden. 7.8 Fordampere til CO2Fordampere, der er beregnet til direkte ekspansion af R404A, kan i princippet også anvendes til CO2. Men på grund af de højere tryk og den lavere viskositet, er det en fordel dels at anvende rør med tykkere gods og dels at anvende færre parallelle løb. Ved R404A ligger trykket normalt under drift mellem 0 til 5 bar, hvor det maksimale tryk for fordamperne er 28 til 30 bar. For CO2 ligger trykket på frostanlægget på ca. 13 bar, og på køleanlægget på ca. 27 bar. Det maksimale designtryk er åbningstrykket for sikkerhedsventilen, normalt 35 eller 40 bar. Den almindeligt anvendte godstykkelse for kobberrør i fordampere er 0,3 til 0,35 mm på rørdiametre fra 10 mm til 15 mm. Godstykkelsen på rør til CO2 fordampere bør være 0,5 mm, hvorved designtrykket kommer op på minimum 40 bar. Mindre fordampere kan nøjes med et kredsløb (et langt rør), og de største fordampere i møbler og rum skal have 2 kredse. Dette er ca. det halve antal kredse af det der anvendes til R404A. Det er en fordel (bedre varmeovergangstal), hvis selve rørdiameteren er mindre. I praksis er det mest økonomisk at anvende de rørdiametre, der anvendes på standard fordamperne. Dette skyldes især, at producenten da kan anvende de samme aluminiums finner og endeplader som på standard fordamperne. Disse er forberedt til rør og afrimningsvarmelegemer og dermed kan de samme værktøjer anvendes til montagen. Da CO2 fordampere stadig laves i meget små serier (ofte enkelt styks) kan anvendelsen af mindre rør ikke opveje den højere fremstillingspris. Ydelsen for CO2 fordampere er under alle omstændigheder højere end for standard fordampere. Merydelsen udgør mellem 10 og 40 % afhængig af model. Det er imidlertid vigtigt at den højere ydelse ikke anvendes til at reducere fordampernes areal, da anlæggets samlede effektivitet vil falde, som det vises i det følgende. På grund af de bedre varmeovergangstal vil overfladetemperaturen på finnerne være lavere for en given fordampningstemperatur. Dette betyder at der vil sætte sig mere rim på finnerne og dermed, at en højere del af kompressorens ydelse vil gå til at binde rim og ikke til at holde temperaturen nede i møblet eller rummet. Et tyndt lag rim kan forøge effektiviteten på grund af den større overflade på - og turbulensen over – iskrystallerne. Dog medfører en stor temperaturforskel mellem luften og finnerne, at rimlaget alt for hurtigt bliver for tykt. Derved bliver varmeovergangstallet væsentligt forringet og medvirker til en lav effektivitet, der tilmed bliver forværret som følge af behovet for længere eller hyppigere afrimninger med elvarmestavene. I figur 7.8.1 og 7.8.2 ses sammenhængen udtrykt for to forskellige fordampere mellem tilgangsluftens fugtighed og den sensible og totale ydelse. Kurverne er baseret på et beregningsprogram fra en leverandør og tager ikke hensyn til effekten af tilrimning. Dette påvirker dog ikke de basale forhold.
Figur 7.8.1 De viste eksempler er for loftsmonterede rumkølere, men principperne gælder også for fordampere monteret i køle- og frostmøbler. Den væsentligste forskel mellem de to fordampere er for ydelserne med R404A, hvor DFE modellen er forsynet med glatte rør, og CTE modellen er forsynet med indvendigt rillede rør. Ydelserne for R744 (CO2) er i begge tilfælde med glatte rør. Forskellen mellem den totale og den sensible ydelse er den del af køleeffekten, der går til at binde rim på fordamperoverfladen. Som det ses stiger denne del af ydelsen i begge tilfælde afhængigt af luftfugtigheden (for CTE'eren er ydelsen med R404A allerede steget i kraft af de rillede rør). Kun i de tilfælde, hvor der er behov for at sænke luftfugtigheden, bliver denne ydelse nyttiggjort. Det vil næsten aldrig være tilfældet for supermarkedskøleanlæg.
Figur 7.8.2 Forholdet mellem den totale og den sensible ydelse kaldes også SHR (Sensible Heat Ratio) og er et udtryk for fordamperens effektivitet. Jo større værdi af SHR, desto mindre arbejde skal kompressoren præstere. Det er også dette forhold, der medvirker til bedre præstationer for anlæg med indirekte køling, end man umiddelbart ville forvente. Til eksempel vand og glykol blandinger har så dårlige varmeovergangstal, at det er nødvendigt med meget store arealer på varmevekslerne for at have tilstrækkelig ydelse, uden at fremløbstemperaturen bliver alt for lav. Dette medfører en høj SHR og er i sig selv med til at øge effektiviteten. I figur 7.8.3 illustreres betydningen af ovennævnte forskel for forskellige typer af anlæg, sammenlignet med et standardanlæg med direkte ekspansion af R404A. Det ses tydeligt, hvor stor betydning disse forhold har for anlæggets samlede effektivitet. Det må dog forventes, at tallene vil blive maskeret eller forstærket af påvirkninger som start og stop af kompressorer, varierende luftfugtighed i omgivelserne, reguleringsstrategi, samt hensyn til hårdest belastede kølested (der bestemmer den højest mulige fordampningstemperatur).
Figur 7.8.3 Søjle A angiver effektoptaget ved 8 °C delta t ved et givent sensibelt kølebehov. Søjle B viser energiforbruget for en fordamper med samme areal, men med indvendigt rillede rør og det mindste delta t, der kan opfylde det sensible kølebehov. De efterfølgende søjlepar viser forskellen mellem fast delta t på 8 °C og mindst muligt areal (C, E og G) og samme areal som for søjle A og mindst muligt delta t (D, F og H). Cirkulationstallet er et udtryk for, hvor meget kølemiddel der tilføres fordamperen i forhold til den mængde, der fordamper. Anlæg med betegnelsen direkte ekspansion har altid cirkulationstallet 1. Anlæg med pumpecirkulation har større cirkulationstal. Et cirkulationstal på 2 betyder, at halvdelen af den tilførte væske fordamper. Som det ses af diagrammet har cirkulationstallet ikke stor betydning for fordamperens præstationer. En af fordelene med pumpecirkulation er, at hele overfladen har næsten samme temperatur, da fordamperen ikke skal levere et overhedningssignal til en ekspansionsventil. Det betyder, at tilrimningen af fordamperen vil foregå jævnt på hele overfladen, hvilket igen sikrer bedre varmeovergangstal og modvirker opblokning med rim. I beregningsforudsætningerne er det forsøgt at afspejle en situation med dellast, som er langt mere hyppig end den dimensionerende tilstand ved sommerdrift. Beregningsforudsætningerne er:
På grund af ovennævnte forhold er det vigtigt, at fordampernes arealer ikke bliver for små, og at de højere varmeovergangstal anvendes til at hæve fordampningstemperaturen. Dette sikres nemmest hvis fordampernes nominelle ydelse udlægges ved en delta t på 6 °C i stedet for som normalt 8 °C. Fodnoter[3] 0,65 er den virkningsgrad der forventes af VPC Anlæggets kompressorer baseret på laboratoriemålinger. Dette gælder både for R1270 og R744. Der kan forventes en lidt højere virkningsgrad for kompressorer beregnet til transkritisk drift.
|
