Varmepumper : grunnleggende varmepumpeteknikk [PDF]

Zitiervorschau

§UG!Tu®® RAPPORT

Rapportnummer

STF11 A90047 Stiftelsen for industriell og teknisk forskning ved Norges tekniske høgskole

Gradering ÅPEN

Telefon: (07) 59 30 00 Telex: 55 620 SINTF N Telefax: (07) 59 24 80

N - 7034 Trondheim-NTH

Rapportens tittel

Dato

VARMEPUMPER -

1990-05-01

Grunnleggende varmepumpeteknikk

Antall sider og bilag

190 + 12 Saksbearbeider/forfatter

Ansv. sign.

Jørn Stene m. fl.

Audun Arøen 7

Avdeling

Prosjektnummer

Kuldeteknikk

113212.21

ISBN nr.

Prisgruppe

Oppdragsgiver

Oppdr.givers ref.

Norges Teknisk-Naturvitenskapelige Forskningsråd, (NTNF), Olje- og Energidepartementet (OED), E. Skaug

Ekstrakt

VARMEPUMPER - grunnleggende varmepumpeteknikk er en lærebok som hen­ vender seg til konsulenter, ENØK-rådgivere og andre som har behov for kunnskap om varmepumper. Boken er spesielt skrevet for norske forhold med hensyn på bruksområder, aktuelle systemløsninger og varmekilder, og har dessuten en fyldig presentasjon av de mest aktuelle erstatningsmedier for R-12 (KFK 12).

Boken er utarbeidet under "Program for anvendelse av varmepumper" som har som mål å øke bruken av varmepumper og dermed bidra til et mer effektivt og miljøvennlig energisystem i Norge.

Stikkord på norsk

Indexing Terms: English

Gruppe 1

Varmeteknikk

Heat Technology

Gruppe 2

Energi/varme

Energy/heat

Egenvalgte stikkord

Varmepumper

Heat pumps

Grunnleggende VP-teknikk

Basic HP-technology

SLF126 86

Program for anv. av VP

Program for extended utilization of HP

1.

Grunnleggende termodynamikk..............................................

2.

Varmepumper - viktige forhold................................................

3.

Hovedkomponenter..................................................................

4.

Varmekilder og varmeopptakssystemer.................................

5.

Bruksområder for varmepumper.............................................

6.

Kostnadsanalyse/lønnsomhetsvurdering....................... ........

7.

Vedlegg A: Arbeidsmedier og miljømessige konsekvenser...

8.

Vedlegg B: Presentasjon av Norsk Kuldenorm.....................

9.

Vedlegg C: Program for Anvendelse av Varmepumper........

10.

Vedlegg D: Presentasjon av VP-plan (dataprogram)

Forord

Forord Denne læreboken i Grunnleggende Varmepumpeteknikk er utarbeidet ved NTHSINTEF Kuldeteknikk i forbindelse med "Program for anvendelse av varme­ pumper". Boken er i stor grad bygd på rapporter, kompendier og foredrag utarbeidet ved Kuldeteknikk.

Program for anvendelse av varmepumper (se vedlegg C) finansieres og styres av Olje- og energidepartementet (OED), Norges Energiverkforbund (NEVF) og Norges Teknisk-Naturvitenskapelige Forskningsråd (NTNF). NTNF har programledelsen, og programmet gjennomføres av NTH-SINTEF Kuldeteknikk, Trondheim og Institutt for energiteknikk (IFE), Kjeller. Programmet løper fra 1989 til 1992 og har en økonomisk ramme på ca. 18 millioner norske kroner. Programmet har en todelt målsetting: • å bidra til økt bruk av varmepumper der det er fordelaktig med hensyn

på energibruk, økonomi og miljø • å bidra til å utvikle norsk leverandørindustri på varmepumpeområdet

Programmet har følgende hovedaktiviteter

• informasjons- og kursvirksomhet • utarbeiding av dokumentasjon

• vurdering av rammebetingelser • identifisering av varmepumpeprosjekter • støtte til norsk leverandørindustri Formålet med dokumentasjonen er å gjøre kunnskap om varmepumper lett til­ gjengelig, og dermed bidra til at prosjekter gjennomføres mer effektivt og med et mer enhetlig teknisk og økonomisk resultat. I tillegg til denne boken vil dokumen­ tasjonen etter hvert omfatte: • • • • •

informasjonsbrosjyrer lærebøker (bygningsoppvarming og industrielle anvendelser) prosjekteringsveiledere temahefter dataverktøy

NTH-SINTEF Kuldeteknikk

7034 Trondheim

Tlf: 07 - 59 39 00

Fax: 07 - 59 39 26

Innholdsfortegnelse

o

Innholdsfortegnelse Forord Innholdsfortegnelse

Kapittel 1

0-0 .0-1

Grunnleggende termodynamikk for varmepumpeprosessen ................... 1-1 1.1 Grunnleggende termodynamikk.................................................................. 1-1 1.1.1 Energi - eksergi - anergi....................... ............................................ 1-1 1.1.2 Eksergitap - eksergivirkningsgrad .................................................... 1-4 1.2 Varmepumpeprosessen................................................................................ 1-7 1.2.1 Camot-prosessen................................................................................ 1-7 1.2.2 Kalddampprosessen............................................................................ 1-9 1.2.2.1 Generell beskrivelse av prosessforløpet............................. 1-9 1.2.2.2 Relativt strupnings- og overhetningstap............................. 1-11 1.2.2.3 Kalddampprosessen og teoretisk effektfaktor.................... 1-12 1.2.2.4 Trykk/entalpi-diagrammet (log p-h-diagrammet)............. 1-13 1.2.2.5 Volumetriske og energimessige tap i kompressoren........ 1-14 1.2.2.6 Effektfaktor - varmefaktor - energifaktor........................... 1-16 a) Varmepumpens virkelige effektfaktor........................... 1-16 b) Varmefaktor...................................................................... 1-18 c) Energifaktor...................................................................... 1-18 1.2.3 Forbedring av standardprosessen...................................................... 1-18 1.2.3.1 Flertrinns kompressor-varmepumpeanlegg ........................ 1-18 a) To-trinnsanlegg med åpen mellomtrykksbeholder for full mellomkjøling..................................................... 1-19 b) To-trinnsanlegg med åpen mellomtrykksbeholder for delvis mellomkjøling................................................. 1-21 1.2.3.2 Bruk av underkjølingsvarmeveksler................................... 1-22 1.2.3.3 Brukav overhetningsvarmeveksler..................................... 1-23 1.2.3.4 Suggass varme veksling..........................................................1-24 1.3 Arbeidsmedier............................................................................................... 1-25 1.3.1 Klassifisering av dagens mest brukte arbeidsmedier..................... 1-25 1.3.2 Hva bestemmer et mediums anvendelighet som arbeidsmedium 1-26 1.3.3 Aktuelle arbeidsmedier...................................................................... 1-27 1.3.3.1 Generelt.................................................................................. 1-27 1.3.3.2 Presentasjon av de mest aktuelle arbeidsmediene........... 1-28

0-1

Innholdsfortegnelse

a) R22 (HKFK-22)..............................................................1-28 b) R134a(HFK-134a)......................................................... 1-29 c) Ammoniakk (NH3).......................................................... 1-29 d) R152a(HFK-152a)............... ......................................... 1-30 e) Propan (R290)................................................................. 1-31 f) Nær-azeotropiske blandinger........................................ 1-31 1.3.4 Kriterier for valg av arbeidsmedium............................................. 1-31 1.3.4.1 Damptrykk ............................................ ............................... 1-31 1.3.4.2 Trykkforhold........................................................................ 1-33 1.3.4.3 Volumetrisk varme ............................................................... 1-33 1.3.4.4 Effektfaktor........................................................................... 1-34 1.3.5.5 Arbeidsmediets tilstands- og transportegenskaper...........1-36 Referanser, kapittel 1 ............................................................................................. 1-38 Kapittel 2 Varmepumper - viktige forhold................................................................... 2-1 2.1 Innledning.................................................................................................... 2-1 2.2 Viktige forutsetninger for en vellykket og lønnsom varmepumpeinstallasjon................................................................................................... 2-2 2.2.1 Spesifikk anleggsinvestering........................................................... 2-2 2.2.2 Ekvivalent driftstid........................................................................... 2-3 2.2.2.1 Dimensjonering av varmepumpeanlegget......................... 2-3 2.2.3 Effektfaktor - årsvarmefaktor.......................................................... 2-4 2.2.3.1 Betydningen av temperaturløft.......................................... 2-4 2.2.3.2 Styring og regulering........................................................... 2-5 2.2.4 Energipriser........................................................................................ 2-6 2.2.5 Viktige forhold - oppsummering..................................................... 2-7 Referanser, kapittel 2........................................................................................... 2-8

Kapittel 3

Hovedkomponenter..................................................................................... 3-1 3.1 Kompressorer.............................................................................................. 3-1 3.1.1 Ulike kompressortyper.................................................................... 3-1 3.1.1.1 Stempelkompressoren..........................................................3-2 a) Generelt........................................................................... 3-2 b) Volumetriske tap - leveringsgrad................................ 3-3 c) Energimessige tap- isentropisk virkningsgrad............ 3-3 d) Motorvirkningsgrad....................................................... 3-4 e) Ytelsesregulering........................................................... 3-5 f) Trykklasser...................................................................... 3-6 g) To-trinnsanlegg............................................................. . 3-6 3.1.1.2 Skruekompressoren.............................................................. 3-6 3.1.1.3 Turbokompressoren............................................................ 3-9

o_____ 0-2

Innholdsfortegnelse

a) Generelt............................................................................3-9 b) Subsonisk kompressor................................................... 3-10 c) Supersonisk kompressor............................................... . 3-12 3.1.1.4 Scroll-kompressoren............................................................ 3-12 3.1.1.5 Rullestempel-kompressoren............................................... 3-14 3.1.2 Spesielle forhold for varmepumpekompressorer ......................... . 3-14 3.1.3 De forskjellige kompressorenes hovedarbeidsområder................ 3-16 3.1.3.1 Sammenligning stempel-/skruekompressor...................... 3-17 a) Isentropisk virkningsgrad.............................................. 3-17 b) Leveringsgrad................................................................. 3-17 c) Innkjøps-, drifts- ogvedlikeholdskostnader................ 3-18 d) Andre forhold.................................................................. 3-18 3.1.3.2 Sammenligning skrue-/turbokompressor......................... 3-18 3.1.3.3 Betydning av variasjon i kompressorytelse over tiden .... 3-19 3.1.3.4 Kompressorhavari i varmepumpeanlegg.......................... 3-20 a) Generelt........................................................................... 3-20 b) Kjøling av motoren........................................................ 3-21 c) Trykkgasstemperaturen................................................. 3-21 d) Oljetemperaturen............................................................ 3-22 3.2 Varmevekslere.............................................................................................. 3-23 3.2.1 Innledning.......................................................................................... 3-23 3.2.2 Fordampere........................................................................................3-23 3.2.2.1 Væskekjølere........................................................................ 3-25 a) Rørkjelfordampere (shell and tube)............................. 3-25 Horisontal, fylt type......................................................... 3-25 Horisontal, tørr type........................................................ 3-28 Nertikal rørkjelfordamper............................................... 3-30 b) Dobbeltrørsfordamper (koaksialfordamper)............... 3-30 c) Platefordampere (overrislingsfordampere)................. 3-31 d) Platevarmevekslere........................................................ 3-33 Platevarmevekslere med pakninger............................. 3-33 Parsveisede platevarmevekslere................................... 3-35 Helloddede platevarmevekslere.................................... 3-35 e) Korrosjon i varmevekslere for sjøvann........................3-36 3.2.2.2 Luftkjølere............................................................................ 3-37 a) Generelt........................................................................... 3-37 b) Tilrimning av fordamperen - avrimningsmetoder...... 3-38 c) Styring av avrimningsprosessen................................... 3-40 3.2.3 Kondensatorer....................................................................................3-42 3.2.3.1 Vann som varmebærer........................................................3-42

O—_____ 0-3

o

Innholdsfortegnelse

a) Rørkjelkondensatoren ......................................................3-42 b) Koaksialkondensatoren................................................... 3-42 c) Platevarmevekslere.......................................................... 3-43 d) Kondensatorer for egenkonveksjon på vannsiden......3-43 3.2.3.2 Luft som varmebærer......................................................... 3-43 3.2.4 Varmevekslere i varmepumpeanlegg -andre anvendelser........... 3-43 3.2.4.1 Varmevekslere i indirekte varmepumpesystemer............ 3-43 3.2.4.2 Overhetningsvarmeveksler .................................................. 3-44 3.2.4.3 Underkjølingsvarmeveksler................................................ 3-45 3.3 Væskereguleringssystemer..... .................................................................... 3-46 3.3.1 Termisk strupeventil........................................................................... 3-46 3.3.2 Elektronisk strupeventil (TQ-ventil)............................................... 3-47 3.3.3 Flottørventiler.................................................... 3.3.3.1 Lavtrykks-flottørventil......................................................... 3-48 3.3.3.2 Høytrykks-flottørventil........................................................ 3-48 3.3.3.3 Elektronisk strupeventilsystem........................................... 3-49 3.4 Diverse hjelpeapparater i varmepumpeanlegg.......................................... 3-49 3.4.1 Oljeutskillere og oljeretursystemer.................................................. 3-49 3.4.2 Diverse beholdere ............................................................................... 3-52 3.4.2.1 Mellomtrykksbeholder........................................................ .3-52 3.4.2.2 Receiver................................................................................. 3-53 3.4.2.3 Væskeutskiller....................................................................... 3-53 3.4.3 Tørkefilter ............................................................................................ 3-53 3.5 Sikkerhetsautomatikk................................................................................... 3-54 3.5.1 Pressostater.......................................................................................... 3-54 3.5.2 Termostater.......................................................................................... 3-55 3.5.3 Trykkavlastning.................................................................................. 3-55 3.5.4 Motorvem............................................................................................ 3-56 3.6 Varmepumpeaggregater............................................................................... 3-56 3.6.1 Generelt................................................................................................3-56 3.6.2 Standard varmepumpeaggregater..................................................... 3-56 3.6.2.1 Standard luft/luft-aggregater................................................ 3-57 3.6.2.2 Standard luft/vann-aggregater..............................................3-58 3.6.2.3 Standard vann/vann-aggregater........................................... 3-58 3.6.2.4 Kompaktaggregater ............................................................... 3-60 3.6.2.5 Kombi-aggregater ................................................................. 3-61 a) Kombi-aggregat - direkte system.................................... 3-61 b) Kombi-aggregat - indirekte system................................ 3-61 Referanser/støttelitteratur, kapittel 3................................................................. 3-63

3-4

0-4

Innholdsfortegnelse

Kapittel 4

Varmekilder og varmeopptakssystemer..................................................... 4-1 4.1 Sjøvann.......................................................................................................... 4-2 4.1.1 Temperaturforhold.............................................................................. 4-2 4.1.2 Varmepumpesystemet........................................................................4-4 4.1.3 Ledninger og pumper......................................................................... 4-5 4.1.4 Viktige forhold ved sjøvannssystemer ............................................ 4-6 4.1.4.1 Begroing................................................................................. 4-9 4.1.4.2 Frostfare................................................................................. 4-7 4.1.4.3 Korrosjon............................ ................................................. 4-7 4.1.5 Driftserfaringer fra sjøvannsbaserte anlegg.................................... 4-8 4.2 Uteluft................ ....... ......................................... .................................. ...... 4-9 4.2.1 Generelle forhold............................................................................... .4-9 4.2.2 Lufttemperaturer................................................................................. 4-10 4.2.3 Varmeopptak fra uteluft......................................................................4-11 4.2.4 Varmegjenvinning fra avtreksluft..................................................... 4-11 4.2.5 Avrimning............................................................................................ 4-12 4.3 Avløpsvann.................................................................................................... 4-12 4.3.1 Tilgjengelighet.................................................................................... 4-12 4.3.2 Temperatur.......................................................................................... 4-13 4.3.3 Korrosivitet....................................................................... 4-14 4.3.4 Spesielle hensyn som må taes ved drift av anlegg basert på avløpsvann.......................................................................................... 4-14 4.3.4.1 Siling og fordamperløsninger.............................................. 4-14 4.3.4.2 Begroing og rengjøring........................................................ 4-15 4.3.4.3 Hygieniske forhold............................................................... 4-16 4.3.4.4 Forhold ved dimensjonering................................................ 4-15 4.3.5 Fordamperløsninger - sammenfatning.............................................4-16 4.4 Grunnvann og bergvarme............................................................................ 4-17 4.4.1 Grunnvann.......................................................................................... 4-17 4.4.1.1 Temperatur og tilgjengelighet............................................. 4-17 4.4.1.2 Varmepumpesystemet........................................................... 4-19 a) Forbruksbrønner.............................................................. 4-19 b) Resirkulasjonsbrønner.................................................... 4-19 c) Indirekte varmeopptak.................................................... 4-19 4.4.2 Bergvarme............................................................................................4-20 4.5 Jordvarme...................................................................................................... 4-21 4.6 Innsjøvann..................................................................................................... 4-22 4.6.1 Temperaturforhold i innsjøer............................................................ 4-22 4.6.2 Varmeopptakssystemet...................................................................... 4-24 4.6.3 Korrosjon og begroingsproblem....................................................... 4-24 4.6.4 Miljøkonsekvenser............................................................................. 4-25 Referanser, kapittel 4............................................................................................ 4-26

0-5

Innholdsfortegnelse

Kapittel 5

Bruksområder for varmepumper................................................................ 5-1 5.1 Bygningsklimatisering ................................................................................ 5-2 5.1.1 Store enkeltbygg/næringsbygg......................................................... 5-2 5.1.1.1 Kombinert VP-/kjøleanlegg ved Hotel Maritim............... 5-2 5.1.1.2 Varme fra sjøvann til oppvarming av Stokmarknes sykehus ................................................................................... 5-4 5.1.2 Bolighus og nærvarme....................................................................... 5-5 5.1.2.1 Nærvarmeanlegg med grunnvannsbasert VP i Målselv ...5-5 5.1.2.2 VP-systemer for småhus - lavenergi forsøksboliger........5-6 a) Jord/vann varmepumpe for boligoppvarming.............. 5-6 b) Luft/vann-varmepumpe til boligoppvarming............ . 5-7 5.1.3 Fjemvarme/fjemkøling ..................................................................... .5-8 5.1.3.1 Fjemvarme/fjemkjøling iSandvika................................... 5-9 5.1.4 Veksthus........... ........... ....................................................................... 5-10 5.1.4.1 Luft/luft-varmepumpe itomatveksthus i Rogaland........... 5-10 5.1.4.2 Vann/vann-VP ved Ljones Gartneri i Hordaland............. 5-12 5.1.5 Idrettsanlegg/svømmehaller............................................................. 5-13 5.1.5.1 Varmepumper til avfukting av svømmehaller.................. 5-13 5.1.5.2 Varmegjenvinning fra Leangen kunstisbane i Tr.heim .... 5-14 5.2 Industrielle anvendelser.............................................................................. 5-15 5.2.1 Generelle forhold...............................................................................5-15 . 5.2.2 Settefiskanlegg.................................................................................. 5-15 5.2.3 Tørkeprosesser.................................................................................... 5-17 5.2.3.1 Fisketørker............................................................................ 5-17 5.2.4 Inndamping og destillasjon.............................................................. 5-18 5.2.4.1 Inndampingsanlegg.............................................................. 5-19 5.2.5 Høytemperatur-varmepumpe for dampproduksjon....................... 5-20 5.2.6 Vannoppvarming................................................................................ 5-22 Referanser, kapittel 5........................................................................................... 5-23

Kapittel 6

Kostnadsanalyse/lønnsomhetsvurdering av varmepumpeanlegg..........6-1 6.1 Kostnadsanalyse/lønnsomhetsvurdering av varmepumpeanlegg.......... 6-1 6.1.1 Samfunnsøkonomisk/bedriftsøkonomisk vurdering..................... 6-1 6.1.1.1 Samfunnsøkonomisk vurdering......................................... 6-1 6.1.1.2 Bedriftsøkonomisk vurdering............................................. 6-1 6.1.2 Investeringskostnader/kapitalkostnader ......................................... 6-2 6.1.2.1 Investeringskostnader......................................................... 6-2 6.1.2.2 Kapitalkostnader.................................................................. 6-3 6.1.2.3 Realrente............................................................................... 6-3 6.1.3 Driftskostnader.................................................................................. 6-4 6.1.4 Ulike lønnsomhetskriterier............................................................... 6-4

0-6

Innholdsfortegnelse 6.1.4.1 Årskostnadsmetoden.............................................................6-4 6.1.4.2 Spesifikk varmepris.............................................................. 6-5 6.1.4.3 Tilbakebetalingstid (payback).............................................. 6-5 6.1.4.4 Inntjeningstid (payoff).......................................................... 6-6 6.1.4.5 Nåverdimetoden................................................................... .6-6 6.1.4.6 Internrente...................................... .6-7 6.2 Faktorer som påvirker varmepumpenslønnsomhet. ............................... .6-8 6.3 Beregningseksempel............................................................................. 6-12 6.4 Diverse økonomiske begreper.................. 6-16 Referanser, kapittel 6.......................................................................................... .6-17 Vedlegg: • Arbeidsmedier og miljømessige konsekvenser..............................................vedlegg A (7) • Presentasjon av Norsk Kuldenorm......................

vedlegg B (8)

• Presentasjon av "Program for anvendelse av varmepumper"........... ........ Vedlegg C (9)

• Presentasjon av VP-plan; dataprogram for teknisk/økonomisk vurdering av varmepumpeanlegg i forprosjektstadiet................................. Vedlegg D (10) • Evalueringsskjema/diverse ............................................................................ .Vedlegg E (10)

0-7

1

o

Innholdsfortegnelse kapittel 1

Grunnleggende termodynamikk for varmepumpeprosessen................... 1-1 1.1 Grunnleggende termodynamikk......................... ......................................... 1-1 1.1.1 Energi -eksergi - anergi...................................................................... 1-1 1.1.2 Eksergitap - eksergivirkningsgrad................... ............................... 1-4 1.2 Varmepumpeprosessen................................................................................. 1-7 1.2.1 Camot-prosessen.................................................................................1-7 1.2.2 Kalddampprosessen............................................................................ 1-9 1.2.2.1 Generell beskrivelse av prosessforløpet............................. 1-9 1.2.2.2 Relativt strupnings- og overhetningstap ..............................1-11 1.2.2.3 Kalddampprosessen og teoretisk effektfaktor.................... 1-12 1.2.2.4 Trykk/entalpi-diagrammet (log p-h-diagrammet)..............1-13 1.2.2.5 Volumetriske og energimessige tap i kompressoren........1-14 1.2.2.6 Effektfaktor - varmefaktor - energifaktor........................... 1-16 a) Varmepumpens virkelige effektfaktor......................... 1-16 b) Varmefaktor...................................................................... 1-18 c) Energifaktor...................................................................... 1-18 1.2.3 Forbedring av standardprosessen...................................................... 1-18 1.2.3.1 Flertrinns kompressor-varmepumpeanlegg........................ 1-18 a) To-trinnsanlegg med åpen mellomtrykksbeholder for full mellomkjøling..................................................... 1-19 b) To-trinnsanlegg med åpen mellomtrykksbeholder for delvis mellomkjøling............................................... .1-21 1.2.3.2 Bruk av underkjølingsvarmeveksler....................................1-22 1.2.3.3 Bruk av overhetningsvarmeveksler..................................... 1-23 1.2.3.4 Suggassvarmeveksling.......................................................... 1-24 1.3 Arbeidsmedier............................................................................................... 1-25 1.3.1 Klassifisering av dagens mest brukte arbeidsmedier..................... 1-25 1.3.2 Hva bestemmer et mediums anvendelighet som arbeidsmedium 1-26 1.3.3 Aktuelle arbeidsmedier...................................................................... 1-27 1.3.3.1 Generelt.................................................................................. 1-27 1.3.3.2 Presentasjon av de mest aktuelle arbeidsmediene........... 1-28 a) R22 (HKFK-22)............................................................... 1-28 b) R 134a (HFK-134a).......................................................... 1-29 c) Ammoniakk (NHs)........................................................... 1-29 d) R152a(HFK-152a).......................................................... 1-30 e) Propan (R290).................................................................. 1-31 f) Nær-azeotropiske blandinger.......................................... 1-31 1.3.4 Kriterier for valg av arbeidsmedium................................................ 1-31 1.3.4.1 Damptrykk.............................................................. 1-31 1.3.4.2 Trykkforhold.......................................................................... 1-33 1.3.4.3 Volumetrisk varme................................................................ 1-33 1.3.4.4 Effektfaktor............................................................................ 1-34 1.3.5.5 Arbeidsmedietstilstands- og transportegenskaper............. 1-36 Referanser, kapittel 1............................................................................................ 1-38

Kapittel 1: Grunnleggende termodynamikk

Kap.1

Grunnleggende termodynamikk for varmepumpeprosessen

1.1 Grunnleggende termodynamikk Alle termodynamiske prosesser kan beskrives og analyseres ved hjelp av termodynamikkens hovedsetninger. Som regel begrenses imidlertid bruken til å omfatte første hovedsetning, som kort og godt slår fast at: Energimengden i et lukket system er konstant - energi kan

1. hovedsetning

verken oppstå eller forsvinne. Måleenhet for energi er Joule [J]

Denne danner grunnlaget for all oppstilling av energibalanser, beregninger av energi strømmer og så videre, som er en av ingeniørens vanligste arbeidsoppgaver, og er for det formålet fullt ut tilstrekkelig. I vår dagligtale snakker vi likevel stadig om energiproduksjon og energiforbruk, som altså ifølge første hovedsetning er ganske meningsløst. For oss føles det imid­ lertid som om energi “oppstår” eller “forsvinner”. Forklaringen er selvsagt at de forskjellige energiformer har ulik verdi for oss. En varmemengde er nyttig bare når temperatumivået er høyere enn omgivelsestemperaturen. Varme på omgivelsenes temperatumivå er for oss verdiløs, i den forstand at den ikke kan omdannes til andre energiformer og kan for eksempel ikke utnyttes i kraftproduksjon. Dette kommer ikke til uttrykk i første hovedsetning.

1.1.1 Energi -eksergi-anergi "energikvalitet"

På grunn av de ulike energiformers forskjellige “kvalitet” er det viktig å innføre begreper som angir energimengdens verdi i termodynamisk forstand (termodynamikkens 2. hovedsetning). For dette formålet benyttes uttrykkene “eksergi” og “anergi” (i engelsk litteratur: “available energy” og “unavailable energy”).

er den delen av en energimengde som gjennom en reversibel (tapsfri) prosess fullt ut kan omformes til en hvilken som helst annen energiform EKSERGI (E)

er den delen av energimengden som ikke kan omformes, og som derfor er verdiløs for oss ANERGI (B)

1-1

Kapittel 1: Grunnleggende termodynamikk

Energi = Eksergi (E) + Anergi (B) = konstant

Enkelte energiformer kan omformes 100% til andre former gjennom en reversibel (tapsfri) prosess. Dette er for eksempel tilfelle med elektrisk energi, mekanisk energi og kjemisk energi. Disse består av ren eksergi. Andre kan bare delvis (eller slett ikke) konverteres og består av eksergi og anergi. Eksempel her er varme og indre energi. varme

definisjon av entropi

For å illustrere eksergi- og anergimengden i en varmemengde Q benyttes begrepet entropi, S, og temperatur/entropi-diagrammet (TS-diagrammet). Entropi har følgende definisjon /!/:

dQ ds =--------

T

absolutt temperatur, T[K]

TS-diag rammet

2

[J/K]

eller

Q = J T ds

[J]

1

I definisjonen står ds [J/K] for en entropi/branJring i et system, som følge av for eksempel tilførsel (ds>0) eller avgivelse (ds0) i systemet kan også være en følge av at eksergi går over til varme ved en temperatur T gjennom en irreversibel (ikke tapsfri) prosess (eksergitap). Mer om dette i kapittel 1.1.2; Eksergitap og eksergivirkningsgrad.

En varmemengde Q kommer til uttrykk som en flate i TS-diagrammet. Figur 1.1 viser en varmemengde Q = E + B som avgis ved konstant temperatumivå Tk (for eksempel kondenserende damp). Den delen som er over omgivelsestemperatur To, det vil si flaten 1-2-b-a, kan omformes til mekanisk energi i en reversibel (tapsfri) varmekraftmaskin. Denne flaten representerer følgelig varmemengdens eksergiandel. Resten, det vil si flaten a-b-3-4, er anergi og ikke konverterbar.

Figur 1.1 En varmemengdes eksergi- (E) og anergiandel (B) Dersom en varmemengde Q avgis ved fallende temperatumivå, for eksempel vann som avkjøles i en radiator, blir forholdene som i figur 1.2 neste side.

1-2

Kapittel 1: Grunnleggende termodynamikk

o 2

Q = f Tds = Tk (s2 - sj = flaten 1-2-3-4 1

der

1 Tk =--------- S2 - Si i

2

Når en regner med den midlere temperaturen for varmeavgivelsen blir eksergi- og anergiandelen som tidligere vist i figur 1.1.

Figur 1.2

Eksergi- (E) og anergiandelen (B) i en varmemengde som avgis ved glidende temperatur

Følgelig gjelder (arealbetraktninger av figur 1.1 og 1.2):

Energi; Herav:

Q

[kJ]

T - To Eksergj-, E = Q • —------Tk

[kJ]

To Anergi: B = Q - E = Q •----Tk

[kJ]

Ettersom eksergiandelen i en varmemengde Q avtar med synkende temperatumivå Tk, kan termodynamikkens 2. hovedsetning uttrykkes som følger: varme og 2. hovedsetning

Varme kan ikke strømme av seg selv fra et sted med lav temperatur til et sted med høyere temperatur.

Et varmebehov består også av en eksergiandel og en anergiandel. For romopp­ varming har en for eksempel et varmebehov på temperatumivået 22°C (295 K). Når temperaturen i omgivelsene er 0°C (273 K), består dette behovet av:

1-3

Kapittel 1: Grunnleggende termodynamikk

o 295 - 273 100%*---------------295

=7,5% eksergi

og

273 100% •-----295

=

92,5% anergi

Eksergiandelen i varmebehovet kan kun dekkes gjennom innsats av en tilsvarende eksergimengde. Anergiandelen, som jo utgjør den største delen av varmebehovet, kan dekkes ved å konvertere eksergi eller ved å resirkulere anergi fra omgivelsenes uendelige anergihav. konvensjonelt varmeanlegg

I et konvensjonelt varmeanlegg benyttes eksergi også for å dekke varmebehovets anergidel. I en (ideell) varmepumpe resirkuleres derimot hele anergimengden fra omgivelsene, og eksergiforbruket (eksergi kan "forbrukes" i motsetning til energi) reduseres til det teoretisk minst mulige, i eksempelet 7,5% av varmebehovet. Definisjon på en ideell VARMEPUMPE

ideell varmepumpe

En ideell varmepumpe er en maskin som ved tilførsel av eksergi (for eksempel elektrisitet), transporterer varme (anergi) fra omgivelsene med temperatur To opp på et høyere temperatumivå Tk, hvor varmen avgis. For å drive varme­ pumpen tilføres en eksergimengde tilsvarende varmebehovets eksergiandel, E. Hele anergiandelen B resirkuleres fra omgivelsene.

1.1.2 Eksergitap - eksergivirkningsgrad ulike eksergitap

Alle reelle prosesser er beheftet med forskjellige former for termodynamiske tap, som altså er eksergitap (ds>0). Tapene kan ytre seg på ulikt vis. Ved friksjon (for eksempel i et lager) går mekanisk arbeid (ren eksergi) over til varme (eksergi + anergi); vi har et eksergitap. Ved varmeveksling overføres en varmemengde fra et høyere til et lavere temperatumivå og eksergiandelen avtar. Det samme er tilfelle ved blanding av varmemengder ved ulik temperatur, for eksempel ved shunting av vannstrømmer i et varmeanlegg. Eksempel på prosesser med eksergitap er illustrert nedenfor i figur 1.3 samt i figur 1.4 neste side.

Figur 1.3 Eksergitap som følge av irreversibel (ikke tapsfri) kompresjon

1-4

Kapittel 1: Grunnleggende termodynamikk eksergitap ved irreversibel kompresjon

Figur 1.3 forrige side illustrerer eksergitapet ved irreversibel (ikke tapsfri) kompresjon av en gass. Blant annet på grunn av (indre og ytre) friksjon ender gassen opp i tilstand 2 i stedet for ideelt 2’. Friksjonsarbeidet går over til varme, tilsvarende arealet under prosesslinjen 1-2, det vil si flaten 1-2-3-4. Eksergitapet tilsvarer varmemengdens anergiandel, flaten a-b-3-4, og beregnes som: Æ fnksj. - Tq • (s? - Si),

eksergitap ved varmeveksling

[kJ]

Eksergitapet ved varmeveksling er vist i figur 1.4. Eksergiandelen i avgitt varme­ mengde tilsvarer flaten 1-2-a-b, mens flaten 5-6-c-a representerer den opptatte varmemengdes eksergiandel. Avgitt og opptatt varmemengde er selvfølgelig like store og lik henholdsvis arealet under linjen 1-2 og under linjen 5-6. Eksergitapet som følge av varmevekslingen er differansen mellom de to eksergiflatene, det vil si flaten 1-2-5-d minus flaten d-6-b-c, eller med andre ord lik flaten b-c-7-4. Tapet beregnes ved: AEvarmev, = Tg • (Sg - Sj),

[kJ]

Figur 1.4 Eksergitap ved varmeveksling Gjennom de termodynamiske tapene varmevekslingen er beheftet med, skjer altså en konvertering av verdifull eksergi til verdiløs anergi.

For et konvensjonelt oppvarmingssystem spiller dette liten rolle. Varmebehovet dekkes utelukkende ved forbruk av eksergi, hvor i systemet konverteringen skjer er ikke alltid så viktig. Forholdene er helt annerledes for en varmepumpe.

Konvertering av eksergi til anergi her betyr at eksergiforbruket øker ut over det som tilsvarer varmebehovets eksergiandel. Resirkulasjon av anergi fra omgivelsene reduseres tilsvarende.

1-5

Kapittel 1: Grunnleggende termodynamikk En vesentlig del av tapene er temperaturtap ved varmeveksling. Figur 1.5 viser et eksempel på hvordan eksergitapene i den teoretiske varmepumpen øker med økende temperatumivå for varmeproduksjon og distribusjon. I det konvensjonelle systemet er eksergitapet totalt uavhengig av distribusjonstemperaturen, figur 1.6. Figurene gjelder for en referansetemperatur (omgivelsestemperatur) på -5°C.

Temperatumivå for distribusjon ----------------------- 80°C

teoretisk varmepumpeprosess

konvensjonelt varmeanlegg

Figur 1.6 Eksergi/anergi-flytskjema for konvensjonelt varmeanlegg (røykgasstap neglisjert)

1-6

Kapittel 1: Grunnleggende termodynamikk eksergivirkningsgrad,

r|e

grunn av eksergitapet kan vi definere en eksergivirkningsgrad, både for de enkelte delprosessene og for prosessen totalt sett. Eksergivirkningsgraden kan defineres som forholdet mellom (del)prosessenes eksergiutbytte og eksergiinnsats. For en stasjonær prosess blir den lik forholdet mellom utgående og inngående eksergistrøm. T|e = Eut/Einn

Den totale prosessens eksergivirkningsgrad er lik produktet av delprosessenes virkningsgrader: T|e, tot = T|e,l • T|e,2 • • • • • T|e,n

Eksergivirkningsgraden for et varmeanlegg for romoppvarming blir etter dette forholdet mellom eksergiinnholdet i tilført varmemengde på romtemperatumivå og den totale eksergiinnsatsen for å opprettholde denne temperaturen.

For den ideelle varmepumpen fåes, når varmen distribueres på romtemperatumivå (jfr. figur 1.5):

0,085 • Q T|e,vpidccll = --------- —---- • 100% = 100% 0,085 • Q

r|e, ideell

varmepumpe

Tilsvarende for det konvensjonelle systemet r|e, konvensjonelt varmesystem

0,085 • Q

T|e, konv.

= -------------------- •

100% = 8,5%

1,0,-Q

Virkningsgraden for et konvensjonelt varmeanlegg er altså i termodynamisk forstand ikke lik 90% (fyringsanlegg) eller 100% (direkte el.) som en til daglig regner med, men derimot bare en liten brøkdel av dette.

1.2 Varmepumpeprosessen 1.2.1 Carnotprosessen ideell varmepumpeprosess

Ifølge termodynamikkens 2. hovedsetning kan ikke varme strømme av seg selv fra et sted med lav temperatur til et sted med høyere temperatur. Ved hjelp av en varmepumpe kan en imidlertid ved tilførsel av eksergi (for eksempel elektrisitet), transportere varme fra omgivelsene til et høyere temperatumivå der varmen kan anvendes, for eksempel til bygningsoppvarming.

Under forutsetning av konstante temperaturgrenser, representerer den reverserte Camot-prosessen den ideelle varmepumpeprosessen, der en ønsker varme avgitt ved et gitt temperatumivå Tk. Figur 1.7 neste side viser prosessen fremstilt i TSdiagrammet. Den reverserte Camot-prosessen gjennomløper følgende delprosesser: 2 1-

Isentropisk kompresjon fra en lavere temperatur To til en høyere temperatur Tk. Isentropisk innebærer at kompresjonen går tapsfritt og uten varmeveksling med omgivelsene (Q=0), det vil si at tilstandsforandringen skjer ved konstant entropi S (ds=0) 1-7

Kapittel 1: Grunnleggende termodynamikk 2- 3

Varmeavgivelse Qk ved konstant temperatur Tk (isotermisk varmeavgivelse)

3- 4

Isentropisk ekspansjon fra høyere temperatur Tk til lavere temperatur To med gjenvinning av eksergi/arbeid (turbin)

4- 1

Varmeopptak Qo fra omgivelsene ved konstant temperatur To

Varmemengden Qo, som blir tatt opp ved temperatur To, transporteres til et høyere temperatumivå Tk. Den tilførte eksergimengden W for å drive prosessen, omdannes også til varme som avgis ved temperaturen Tk. Totalt avgitt varmemengde ved temperaturen Tk er derfor gitt av: totalt avgitt varmemengde Qk

Qk = Q. + W

A

Opptatt varme: Q 0= To • AS = flaten a-1 -4-b

1

Tilført eksergi; W = (Tk - To ) • AS = flaten 1-2-3-4 Avgitt varme:

Qk = Tk» AS = flaten a-2-3-b

Entropi, S (kJ/K)

Figur 1.7 Den reverserte Carnot-prosessen inntegnet i TS-diagrammet Flaten a-2-3-b i figur 1.7 tilsvarer flaten 3-2-1-4 i figur 1.1. For å drive varme­ pumpen tilføres en eksergimengde tilsvarende varmebehovets eksergiandel, mens hele anergibehovet resirkuleres (arealet under omgivelsestemperaturen To). Camot-effektfaktor

Den reverserte Camot-prosessens effektivitet eller "godhet" uttrykkes gjennom Camot-effektfaktoren Ec, som er gitt av forholdet mellom avgitt varmeeffekt, Qk ved temperaturen Tk og tilført eksergi, W for å drive prosessen:

Qk Tk • AS Tk ec =------------ =------------------------- =-----------W (Tk-T„)-AS (Tk-T0)

[.]

Figur 1.8 neste side viser hvordan effektfaktoren reduseres ved økende temperatur­ forskjell mellom varmeopptak og varmeavgivelse (temperaturløft). Varmekilden holder her 0°C (273 K).

1-8

Kapittel 1: Grunnleggende termodynamikk

Temperaturløft, Tu - T_ (K)

l\

u

Figur 1.8 Effektfaktor for den reverserte Carnot-prosessen, To = 273 K (0 °C) betydningen av temperaturløft

Fra figur 1.8 ser en klart betydningen av temperaturløftet i et varmepumpeanlegg. For å oppnå høyest mulig effektfaktor bør en derfor prøve å senke temperatumivået Tk på varmeavgivelsessiden (i varmedistribusjonssystemet), samtidig med at en velger en varmekilde med høyest mulig årsmiddeltemperatur.

1.2.2 Kalddampprosessen 1.2.2.1 Generell beskrivelse av prosessforløpet

hovedkomponenter

fordampningsvarme, Qo

For å kunne transportere varme fra et lavere til et høyere temperatumivå benyttes et arbeidsmedium (prosessmedium), som er valgt slik at det fordamper og konden­ serer ved ulike temperaturer, avhengig av trykket. Arbeidsmediet sirkulerer i en lukket krets og gjennomløper kontinuerlig en serie tilstandsforandringer (sirkelprosess). I varmepumpekretsen inngår fire hovedkomponenter, fordamper, kom­ pressor, kondensator, og strupeventil (også kalt ekspansjonsventil).

Ved hjelp av kompressoren suges gass fra en fordamper (varmeveksler) fylt med arbeidsmedium og trykket reduseres. Derved synker temperaturen arbeidsmediet fordamper ved. Kompressoren suger ned trykket Po i fordamperen inntil fordampningstemperaturen To kommer under omgi vel sestemperatur. Dermed vil varme strømme fra omgivelsene (for eksempel sjøvann) og inn til fordamperen, og få arbeidsmediet til å fordampe. Varmen (anergien) Qo overført fra omgivelsene lagres altså i arbeidsmediet i form av fordampningsvarme. Kompressoren komprimerer så gassen slik at trykket og følgelig temperaturen stiger. Den komprimerte gassen skyves inn i en ny varmeveksler (kondensator). I kondensatoren er utløpet stengt ved hjelp av en strupeventil. Trykket i kondensatoren Pk bygger seg opp inntil kondenseringstemperaturen Tk overstiger temperaturen på det varmeopptakende

1-9

Kapittel 1: Grunnleggende termodynamikk kondensasjonsvarme, Qk

medium (for eksempel radiatorvann). En varmemengde Qk tilsvarende varmemengden Qo opptatt i fordamperen (fordampningsvarmen) og eksergien W tilført kompressoren, vil så strømme fra arbeidsmediet til radiatorvannet. Gassen kjøles, kondenserer og går over til væske. Det kondenserte arbeidsmediet (kondensatet) føres tilbake til fordamperen via en strupeventil (ekspansjonsventil), hvor trykket senkes fra kondensatortrykk Pk til fordampertrykk Po. Strupeventilen fører like mye arbeidsmedium tilbake til fordamperen som det som har fordampet. Figur 1.9 viser en prinsipiell skisse av en kompressordrevet varmepumpe.

motor

Figur 1.9 Prinsippskisse av kompressordrevet varmepumpe Som en praktisk tillemping til (den reverserte) Camot-prosessen benyttes imidlertid kalddampprosessen som referanseprosess (vanlig fordampnings-/kompresjonsprosess). I figur 1.10 neste side er begge prosessene skissert i TS-diagrammet. Kalddampprosessen består av isentropisk kompresjon av tørrmettet damp (fra høyre grensekurve/faselinje), 1 -> 2, gasskjøling og kondensering, 2 -> 3, struping (konstant entalpi), 3 -> 4 og fordampning, 4 -> 1. Kalddampprosessen skiller seg fra den reverserte Camot-prosessen ved at:

• trykkreduksjonen mellom høy- og lavtrykks siden (fra Pk til Po) foregår ved konstant entalpi (struping) uten gjenvinning av arbeid/eksergi og ikke ved konstant entropi (ekspansjon) • gassen er overhetet etter kompresjonen, og en del av varmeavgivelsen skjer derfor under temperaturfall og ved høyere temperatur enn i den reverserte Camot-prosessen

overhetning strupeventil

Innføringen av en annen referanseprosess enn Camot-prosessen har rent praktiske årSa^er por £ unngå overhetning av gassen måtte en komprimere fuktig damp, noe

som dagens kompressorkonstruksjoner ikke er egnet til. En har heller ikke funnet det lønnsomt å erstatte den enkle strupeventilen med en ekspansjonsmaskin/turbin.

1-10

Kapittel 1: Grunnleggende termodynamikk

Temperatur, T (K)

o

Figur 1.10 Trykk/entropi-diagram for henholdsvis den reverserte Carnot-prosessen og kalddampprosessen

Av diagrammene konstateres at: a) Kalddampprosessen har økt sitt eksergibehov tilsvarende flaten a-2'-b-a på grunn av gassens overhetning etter kompresjonen ("overhetningstapet" eller "overhetningstrekanten"). I en reell varmepumpeprosess (stiplet linje fra 1-2, ikke-isentropisk kompresjon) vil kompressortapene medføre ytterligere økning i eksergibehovet. b) Kalddampprosessens eksergiforbruk har dessuten økt med arealet c-4-e-d, på grunn av at ekspansjonsarbeid ikke gjenvinnes ved trykkreduksjon fra kondensator- til fordampertrykk.

c) Kalddampprosessens kuldeytelse Qo (varmeopptak fra omgivelsene) er samtidig redusert med den samme flaten c-4-e-d.

1.2.2.2 Relativt strupnings- og overhetningstap Den samlede effekten av pkt. b og c ovenfor utgjør "strupningstapet" i prosessen. Både strupningstapet og tapet på grunn av overhetning er nøye knyttet til arbeidsmediets egenskaper og temperaturløftet varmepumpen arbeider mot.

Relativt strupningstap kan uttrykkes som: relativt strupningstap

hvor:

AWstr

Cp

(Tv - To)2

Qo

Qo

Tv + To

AWstr: CP: qo: Tv: To:

absolutt strupningstap [kJ/kg] arbeidsmediets spesifikke varmekapasitet, væske [kJ/kg K] spesifikk kuldeytelse [kJ/kg] væskens absolutte temperatur før strupeventilen[K] fordampningstemperaturen [K]

1-11

Kapittel 1: Grunnleggende termodynamikk Litt forenklet kan en si at strupningstapet bunner i at det går med en intern kuldeytelse for å bringe væsken fra kondenserings- til fordampningstemperatur, istedet for at denne energimengden nyttes til arbeid.

betydningen av temperaturløft

Av de to leddene som inngår i uttrykket, er temperaturleddet rent prosessavhengig, mens forholdet Cp/qo er direkte knyttet til medieegenskapene. Strupningstapet stiger raskt med økende temperaturdifferanse (i 2. potens). Figur 1.11 viser hvordan relativt strupningstap varierer med kondenseringstemperaturen for de mest aktuelle arbeidsmedier, ved konstant fordampningstemperatur 0°C . Ammoniakk (NH3) har det klart laveste strupningstap av arbeidsmediene.

Figur 1.11 Relativt strupningstap for et utvalg arbeidsmedier som funksjon av kondenseringstemperaturen ved konstant fordampningstemperatur 0 °C relativt overhetningstap

Overhetningstrekanten og relativt overhetningstap har langt mindre betydning enn strupningstapet, og ligger i området 0,2-3,5% for de samme arbeidsmedier ved fordampnings- og kondenseringstemperatur på henholdsvis 0°C og 70°C. Ammoniakk kommer dårligst ut med tapsandel i samme størrelsesorden som strupningstapet, men absoluttverdien er likevel moderat også for ammoniakk.

1.2.2.3 Kalddampprosessen og teoretisk effektfaktor Strupnings- og overhetningstapet medvirker til at kalddampprosessens teoretiske effektfaktor blir noe lavere enn Camot-effektfaktoren. Kalddampprosessens (teoretiske) effektfaktor, Evp er definert som forholdet mellom avgitt varmeeffekt, qk og nødvendig tilført eksergi, w til varmepumpeprosessen. Verdiene taes ut av TS-diagrammet for det aktuelle arbeidsmedium hvor forløpet for en "tapsfri" kalddampprosess er inntegnet, jfr. figur 1.10 forrige side. teoretisk effektfaktor

qk £Vp - -----------------

w

1-12

Kapittel 1: Grunnleggende termodynamikk Figur 1.12 viser hvordan teoretisk effektfaktor for en kalddampprosess for ulike arbeidsmedier varierer med kondenseringstemperaturen relativt Camot-effektfaktoren. Fordampningstemperaturen er holdt konstant på 0°C.

Kondenseringstemperatur, tk (°C)

Figur 1.12 Teoretisk effektfaktor for varmepumpe ("tapsfri" kalddampprosess) som funksjon av kondenseringstemperaturen ved konstant fordampningstemperatur 0°C. Inntegnet forløpet for Carnot-effekfaktoren, &. 1.2.2.4 Trykk/entalpi-diagrammet (log p-h-diagrammet)

Så langt har analysen av varmepumpeprosessen foregått i TS-diagrammet. Figur 1.13 neste side viser varmepumpeprosessen inntegnet i et såkalt trykk/entalpidiagram (log p-h diagram), som er det diagrammet som normalt benyttes ved kulde- og varmepumpetekniske beregningen Trykkskalaen har logaritmisk inn­ deling for å bedre avlesningsnøyaktigheten i lavtrykksområdet. Foruten faselinjen (grensekurve mellom område for væskefase, gassfase og to-fase), viser diagrammet kurven for konstant spesifikt volum (vi, kg/m3) med basis i trykk og temperatur ved innløpet til kompressoren (innsugingstilstanden). Kurven for isentropisk (tapsfri) kompresjon (1 - 29 er også inntegnet.

Fra log p-h diagrammet kan en direkte lese ut hvor store spesifikke ytelser anlegget vil yte (ytelse pr. kg sirkulert arbeidsmedium, kJ/kg).

spesifikke ytelser

Spesifikk fordamperytelse: Spesifikk kondensatorytelse:

q0 = hj - h4 qk = h2-h3

Spesifikt kompressorarbeid:

w = h2 - hj

1-13

Kapittel 1: Grunnleggende termodynamikk

o

tapsfri kompresjon

Ved tapsfri (isentropisk) kompresjon vil arbeidet bli:

Spesifikt kompressorarbeid: teoretisk slagvolum

wis= h2.- Iq

Kompressorens teoretiske slagvolum Vinns beregnes ut fra den varmeytelse som anlegget skal levere.

Sirkulert mengde arbeidsmedium, mR

mR - Qk / qk

[kg/s]

Vinns=mR* Vi

[m3/s]

1.2.2.5 Volumetriske og energimessige tap i kompressoren volumetrisk virkningsgrad

Av forskjellige årsaker (se kapittel 3.1.1.1 b) vil det virkelige slagvolumet for kompressoren være større enn det som er teoretisk nødvendig (volumetrisk virknings­ grad eller leveringsgrad X). For stempelkompressorer er det hovedsakelig tilbakeekspansjon av restgass i sylinder som fører til behov for øke å slagvolumet. Figur 1.14 neste side viser prinsipielt hvordan kompressorens innsugde gasstrøm endres ved økende trykkforhold. For at det nødvendige antall kg arbeidsmedium skal komme inn i maskinen under sugeslaget, må derfor kompressorens slagvolum Vs være: [m3/s]

1-14

Kapittel 1: Grunnleggende termodynamikk

o

leveringsgrad, X

Her er X leveringsgraden. For en og samme kompressor finner en leveringsgraden som funksjon av trykkforholdet. Figur 1.15 viser et eksempel på leveringsgrader for forskjellige størrelser av stempelkompressorer ved ulike trykkforhold.

Figur 1.14 Innsugd gassvolum i stempelkompressor ved økende trykkforhold

Trykkforhold (-)

Figur 1.15 Eksempel på leveringsgradfor ulike størrelser av stempelkompressorer

kompressorvirkningsg rader

Kompressorens effektbehov vil være større en det teoretiske. Dette skyldes i hoved­ sak mekaniske tap i kompressor, strømningstap inn og ut av sylinder og at gass og sylindervegg har ulik temperatur under kompresjonen. Dette medfører økt energi­ forbruk, noe som beskrives gjennom kompressorens isentropiske virkningsgrad, T|is. Isentropisk virkningsgrad kan splittes opp i to delvirkningsgrader, indikert virkningsgrad (prosessvirkningsgrad), T|md og mekanisk virkningsgrad, r|mek :

1-15

Kapittel 1: Grunnleggende termodynamikk

o isentropisk virkningsgrad, r|is

Indikert virkningsgrad:

"Hind

Mekanisk virkningsgrad:

Hm ~ Pind/Paksel

Isentropisk virkningsgrad:

His “ ^lm*^lind ~

^is/pind

^is^Pind^ind*^5 aksel

— ^is/^aksel

hvor Pi»: effektbehov ved isentropisk (ideell) prosess Pina: indikert effekt for reell kompresjon av samme gasstrøm og mellom samme trykkgrenser som i det ideelle tilfellet Pakscirkompressorens virkelige effektbehov (akseleffekten)

Kompressortapene vil variere med trykkforholdet. Figur 1.16 viser et eksempel på hvordan isentropisk virkningsgrad kan variere med hensyn på kompressorens størrelse Arbeidsmedium er ammoniakk (NH3).

Trykkforhold (-)

Figur 1.16 Eksempel på isentropisk virkningsgrad for ulike størrelser av stempelkompressor

Isentropisk virkningsgrad vil også variere med trykknivå. For å beregne kraft­ forbruk (elektrisitetsforbruk) for kompressor over driftsperioden, må isentropisk virkningsgrad fastlegges. 1.2.2.6 Effektfaktor - varmefaktor - energifaktor a) Varmepumpens virkelige effektfaktor, £

Carnotvirkningsgrad

Ulike termodynamiske tap i blant annet kompressor og motor medvirker til at varmepumpens virkelige effektfaktor, 8, blir lavere enn kalddampprosessens teoretiske effektfaktor. En vanlig betraktningsmåte er å beskrive den virkelige effektfaktoren i forhold til Camot-effektfaktoren (£c) ved hjelp av en virkningsgrad, Camot-virkningsgraden, T|c. T|c er dermed et mål på hvor godt varmepumpemaskineriet er.

1-16

Kapittel 1: Grunnleggende termodynamikk

virkelig effektfaktor

Qk £ = Ec • T|c = -------------

(eng: COP - Coeffisient of Performance)

Pel

hvor Qk: avgitt varmeeffekt fra varmepumpen [kW] Pei: tilført elektrisk effekt for å drive varmepumpen [kW] De termodynamiske tapene i kompressor og motor avtar med økende anleggsstørrelse. Figur 1.17 viser typisk forløp for Camot-virkningsgraden ved økende størrelse på varmepumpen. For større, gode anlegg ligger virkningsgraden i området 0,5 til 0,6.

Aggregatstørrelse (kW)

Figur 1.17 Carnot-virkningsgradfor varmepumper som funksjon av anleggsstørrelsen Figur 1.18 viser hvordan virkelig effektfaktor, e, for varmepumper varierer med temperaturløftet (tk - to) ved konstant fordampningstemperatur 0°C og T|c = 0,5. Forløpet for Camot-effektfaktoren inntegnet til sammenligning.

Figur 1.18 Virkelig effektfaktorr, £,for varmepumper som funksjon av temperatur­ løftet ved konstant fordampningstemperatur 0°C. Carnot-virkningsgrad = 0,5.

1-17

Kapittel 1: Grunnleggende termodynamikk b) Varmefaktor, O

For en varmepumpe som går med varierende driftsforhold og dellast, vil både temperaturgrensene (tk og to) og virkningsgraden (T|c) variere med tiden, og effektfaktoren vil derfor ikke være konstant i driftsperioden. For å få et bilde på hvor "god" eller effektiv varmepumpen er over tid, for eksempel over et døgn, en måned eller over fyringssesongen, benyttes begrepet varmefaktor, . Varmefaktoren er gitt av forholdet mellom total varmeleveranse Ek (kWh) fra varmepumpen over det aktuelle tidsrom, og tilført el.energi (eksergi) Wei (kWh) for å drive varmepumpen. Det er grunn til å understreke at varmefaktoren målt over en fyringssesong som oftest ligger en god del lavere enn effektfaktoren målt ved gode driftsforhold.

Ek varmefaktor

=

[_j

Wel c) Energifaktor, tc (ved kombinert varme- og kjøleproduksjon)

Foruten å levere varme til ulike oppvarmingsformål med lavt forbruk av høyverdig energi (eksergi), har varmepumpen det fortrinn framfor andre oppvarmingssystemer at den samtidig kan levere kjøling (fra fordamperen) som et biprodukt av varmeproduksjonen eller omvendt. Som et mål på varmepumpens effektivitet over tid benyttes begrepet energifaktor 7t. Energifaktoren er gitt av forholdet mellom total varme- (Ek) og kjøleleveranse (Ef) fra varmepumpen i det aktuelle tidsrom, og tilført el.energi (eksergi) Wa for å drive varmepumpen

Etot

Ek + Ef energifaktor

_

_

Wel

Wel

1.2.3 Forbedring av standardprosessen 1.2.3.1 Flertrinns kompressor-varmepumpeanlegg trykkgasstempe råturen

kompressortapene strupningstapet

mellomkjøling

to-trinns struping

Ved stort temperaturløft (høyt trykkforhold) vil ett-trinns kompresjon kunne medføre så høye trykkgasstemperaturer (gasstemperaturen ut fra kompressoren) at en får problemer med nedbryting (spalting) av oljen/arbeidsmediet. Spesielt utsatt er mediene på hydrokarbonbasis (halokarbonene) dersom det er fuktighet til stede i anlegget, og øvre temperaturgrense ligger i området 130-140°C. Leveringsgraden og isentropisk virkningsgrad avtar også ved økende trykkforhold i anlegget. I virke­ ligheten er reduksjonen i kompressortapene og strupningstapet det viktigste argumentet for å dele prosessen i flere trinn. Som en generell regel vil en ved bruk av stempel- eller skruekompressorer normalt velge en to-trinns løsning når temperaturdifferansen overstiger 40-50°C, for turbokompressorer ved enda lavere temperaturløft. I to-trinns varmepumpeanlegg benyttes alltid åpen mellomtrykksbeholder ( 3 eller fire porter) for full eller delvis mellomkjøling av trykkgassen fra lavtrykkskompressoren før innsuging og kompresjon i høytrykkskompressoren (se også kapittel 3.4.2.1, Mellomtrykksbeholder). Struping av arbeidsmediet fra konden­ sator- til fordampertrykk skjer dessuten i to trinn.

1-18

Kapittel 1: Grunnleggende termodynamikk Fordelene med to-trinns kompresjon/struping og mellomkjøling kan oppsummeres som følger: fordeler ved totrinns kompresjon

• reduserte kompressortap på grunn av mindre trykkforhold pr. kompressortrinn • lavere energiforbruk for kompressorene totalt sett pga. mellomkjølingen • lavere trykkgasstemperatur og større sikkerhet mot kompressorhavari • redusert strupningstap ved strupning i to trinn a) To-trinnsanlegg med åpen mellomtrykksbeholder for full mellomkjøling

Figur 1.19 viser en prinsipiell skisse av et to-trinns kompressoranlegg med åpen mellomtrykksbeholder (4 porter) for full mellomkjøling av trykkgassen fra lavtrykkskompressoren.

Figur 1.19 Prinsipiell skisse av to-trinns varmepumpeanlegg med åpen mellom trykksbeholder for full mellomkjøling Ved full mellomkjøling blåses trykkgassen fra lavtrykkskompressoren gjennom væsken i mellomtrykksbeholderen og kjøles ned til mellomtrykkstemperatur, før den suges av til høytrykkskompressoren. I tillegg til levert mengde fra lavtrykkssiden, må høytrykkskompressoren også suge av dampen som dannes ved mellom­ kjølingen. I figur 1.20 neste side er to-trinns prosessen med full mellomkjøling skissert i log p-h-diagrammet. spesifikke ytelser

Spesifikk fordamperytelse:

qo

= hi - h8

Spesifikk kondensatorytelse:

qk

= h4 - h5

Spesifikt kompressorarbeid L.T kompressor:

wLT = h2 - hj

Spesifikt kompressorarbeid H.T kompressor:

wHT = h4 - h3

Spesifikt kompressorarbeid, 1 .trinns kompresjon:

= h2~ - hj

1-19

Kapittel 1: Grunnleggende termodynamikk

Figur 1.20 To-trinns varmepumpeprosess med full mellomkjøling optimalt mellomtrykk

Kompressorenes totale energiforbruk blir minst når mellomtrykket Pm velges lik det geometriske middel av fordampertrykket Po og kondenseringstrykket Pk, dvs:

Pm = Vp0 • pk For å bestemme mengde sirkulert arbeidsmedium i høytrykks- og lavtrykksdelen av anlegget, må energibalansen for mellomtrykksbeholder settes opp, figur 1.21. Mlt og Mht er massestrøm for henholdsvis lavtrykks- og høytrykks siden i anlegget [kg/s]. Til hpytrykkskompressor

Fra kondensator Fra lavtrykkskompressor

Figur 1.21 Energibalanse for åpen mellomtrykksbeholder for full mellomkjøling

1-20

Kapittel 1: Grunnleggende termodynamikk energibalanse

Energi inn = Energi ut h7 * tnL.T + h$ • t^H.T ~ h? • rnL.T + h3 • nijj -jh2 - h7 mH.T — mLT-------h3 - h6

_ h3 - h 6 mL.T — mH.T---------------h2 - h7 b) To-trinnsanlegg med åpen mellomtrykksbeholder for delvis mellomkjøling

For delvis mellomkjøling av trykkgassen fra lavtrykkskompressoren benyttes åpen mellomtrykksbeholder med 3 porter, figur 1.22.

Til hpytrykkskompressor

Fra kondensator

o

Figur 1.22 Apen mellomtrykksbeholder med 3 porter for delvis mellomkjøling Høytrykkskompressoren suger av levert gassmengde fra lavtrykkssiden i tillegg til flashgassen fra strupingen av høytrykkskondensatet inn på mellomtrykksbeholderen. Gasstemperaturen inn på høytrykkstrinnet blir derfor liggende mellom metningstemperaturen i beholderen og trykkgasstemperaturen for lavtrykkstrinnet. I figur 1.23 er to-trinns prosessen med delvis mellomkjøling skissert i log p-hdiagrammet.

Figur 1.23 To-trinns kompresjonsprosess med delvis mellomkjøling

1-21

Kapittel 1: Grunnleggende termodynamikk economizer-kopling

I varmepumpesammenheng utføres skruekompressorer nesten alltid med en såkalt economizer-kopling (mellomtrykksinnsuging og to-trinns struping). Ved et gitt mellomtrykk under kompresjonsforløpet suger kompressoren av gass fra en åpen 3ports mellomtrykksbeholder, figur 1.24.

Economizer-løsningen medfører lavere trykkrørstemperatur og reduserer kompressorens energiforbruk. Imidlertid faller virkningen av mellomtrykksinnsugingen etter hvert bort ved nedregulering av kompressoren (sleideregulering). Ved 70-80% av maksimal ytelse oppnås ingen effekt av mellomtrykksarrangementet, se forøvrig kapittel 3.1.1.2 "Skruekompressoren".

Figur 1.24 Prinsipiell skisse av ett-trinns skruekompressoranlegg med economizer-kopling (mellomtrykksinnsugning)

1.2.3.2 Bruk av underkjølingsvarmeveksler strupningstapet

effektfaktoren

Vi har tidligere sett at temperaturdifferansen over strupeventilen er av største betydning for strupningstapet, og særlig ved bruk av halokarboner som arbeids­ medium vil en få god gevinst ved å senke temperaturdifferansen. Det kan bl.a. gjøres ved å underkjøle kondensatet i en underkjølingsvarmeveksler. Hvis underkjølingsvarmen benyttes til oppvarmingsformål, vil en i tillegg til redusert strupningstap øke anleggets ytelse uten å øke kompressorens kraftforbruk, og effektfaktoren forbedres. Som en generell regel vil en for hver °C underkjøling av kondensatet få ca. 1% mer varmeeffekt ut av anlegget. I tabell 1.1 er det vist hvilken innvirkning underkjøling har på effektfaktoren (e) for et ett-trinns varme­ pumpeanlegg med fordampnings- og kondenseringstemperatur på henholdsvis 0°C og 50°C. Arbeidsmedium er R-22. Det er forutsatt 5°C overhetning av gassen inn på kompressor.

Tabell 1.1 Innvirkning av underkjøling på varmepumpens effektfaktor (R22) Underkjøling [°C] Relativ økning e [%]

5

10

15

4,5

8,8

13,6

1-22

Kapittel 1: Grunnleggende termodynamikk Underkjølingsvarmen benyttes forøvrig der en har lavere temperaturkrav enn kondenseringstemperaturen, f.eks. til forvarming av returvannet i varmefordelingskretsen før det ettervarmes i kondensatoren. I figur 1.25 er prosessforløpet for et ett-trinns varmepumpeanlegg med underkjøler skissert i log p-h-diagrammet. Overhetningsvarmen er markert som Ahukj. Kurver for konstant temperatur (isotermer) i væskeområdet er også inntegnet.

Figur 1.25 Ett-trinns kompresjonsprosess med underkjøling av kondensatet 1.2.3.3 Bruk av overhetningsvarmeveksler

temperaturtilpasning

overhetningsvarmen

nedbrytning av olje

Uten spesielle arrangementer for å utnytte overhetningsvarmen, vil utgående temperatur på varmebæreren i kondensatoren (vann eller luft) maksimalt kunne nå kondenseringstemperaturen. Ved bruk av overhetningsvarmeveksler vil en imidlertid med samme kondenseringstemperatur (og samme effektfaktor) kunne Oppn^ høyere utgående temperatur. Overhetningsvarmeveksleren plasseres i trykkledningen ved utløpet av kompressoren og monteres i serie etter kondensatoren på varmebærersiden. Varme­ bæreren forvarmes først i kondensatoren (kondensasjonsvarme), og ettervarmes i overhetningsvarmeveksleren ved at trykkgassen fra kompressoren kjøles ned mot kondenseringstemperatur (overhetningsvarme). For et ett-trinns varmepumpeanlegg med fordampnings- og kondenseringstemperaturer på henholdsvis 0°C og 55°C, vil overhetningsvarmen typisk utgjøre ca. 15-20% av kondensatorytelsen, figur 1.26 neste side.

Foruten å bedre temperaturtilpasningen på varmeavgivelsessiden vil overhetnings­ varmeveksleren kunne gi økt levetid for anlegget. Varmepumper med R-22 eller ammoniakk kommer lett opp i høy trykkgasstemperatur, med gradvis nedbrytning

1-23

Kapittel 1: Grunnleggende termodynamikk av oljen og eventuelt kompressorhavari som mulig resultat. Ettersom det er en direkte sammenheng mellom temperatur/eksponeringstid og nedbryting av oljen, vil montering av en overhetningsvarmeveksler etter kompressoren kunne bedre forholdene og øke levetiden for anlegget.

Figur 1.26 Ett-trinns varmepumpeprosess skissert i log p-h-diagrammet. Inntegnet konstant-temperaturlinjer (isotermer) for gassområdet. Overhetningsvarmen markert med Ahoh. 1.2.3.4 Suggassvarmeveksling

Ved suggassvarmeveksling varmeveksles (underkjøles) kondensatet med gassen inn til kompressoren (suggassen). En slik "intern" underkjøling av arbeidsmediet betyr selvsagt like mye for strupningstapet isolert sett som ekstern underkjøling beskrevet i kapittel 1.2.3.1. Imidlertid øker gassvolumet ved innsuging til kompressor og sirkulert mengde [kg/s] i anlegget avtar. Høyere innsugingstemperatur gir også høyere slutt-temperatur (trykkgasstemperatur) og større over­ hetningstap. Totaleffekten kan være positiv eller negativ, mye avhengig av hvor stort strupningstapet er i utgangspunktet og hvor mye overhetningstapet betyr for mediet. gevinst ved suggass­ varmeveksling

For ammoniakk vil suggassvarmeveksling aldri være lønnsomt, da systemløsningen alltid gir redusert effektfaktor for anlegget. For halokarbonene påvirkes den teoretiske prosessen heller lite, og gevinsten vil i de aller fleste tilfeller være svært marginal. Eksempelvis vil en for et R22-varmepumpeanlegg med temperatur­ grenser på 0°C/60°C og 10°C underkjøling av kondensatet, kun få en relativ økning i effektfaktoren på ca. 0,5% ved bruk av suggassvarmeveksler.

1-24

Kapittel 1: Grunnleggende termodynamikk

1.3 Arbeidsmedier Med betegnelsen “arbeidsmedium” menes prosessmediet i varmepumpeanlegget (for kuldeanlegg betegnes prosessmediet kuldemedium). Omtalen her er stort sett begrenset til prosesser med opptak og avgivelse av varme ved tilnærmet konstant temperatur, med andre ord til den vanlige fordampnings-/kompresjonsprosessen ("kalddampprosessen") med enkomponent medium.

1.3.1 Klassifisering av dagens mest brukte arbeidsmedier

ammoniakk

KFK halokarboner

HKFK HFK

Siden det første kalddampanlegget så dagens lys (Jacob Perkins’ kuldemaskin fra 1834), har en rekke arbeidsmedier vært anvendt. Perkins selv brukte eter, men etter tur kom arbeidsmedier som karbondioksid (CO2), ammoniakk (NH3), svoveldioksid (SO2) og metylklorid (CH3CI). I dag står bare ammoniakken tilbake av disse “pionermediene”, og da hovedsakelig brukt i større industrielle kuldeanlegg. De øvrige er erstattet med syntetisk fremstilte medier, hvor grunnmaterialet er hydro­ karbonene metan (CH4) eller etan (C2H6). Tilsiktede egenskaper oppnås ved at et varierende antall hydrogenatomer erstattes med i hovedsak klor (Cl) eller fluor (F). Andre halogener kan også forekomme, eksempelvis brom (Br). Medienes offisielle betegnelse er “Rxyz”, hvor R står for “Refrigerant” og xyz er sifferene i et nummer som reflekterer den kjemiske sammensetningen. Dette symbolet dekker forøvrig hele familien av arbeidsmedier (se nedenfor). Arbeidsmedier som har basis i etan eller metan (hydrokarbonderivater) og hvor alle hydrogenatomene er erstattet med klor og fluor, benevnes full-halogeniserte klorfluorkarboner eller bare KFK (KlorFluorKarboner). De ikke full-halogeniserte klor-

fluorkarboner inneholder et eller flere hydrogenatomer og har betegnelsen HKFK. Hvis mediet dessuten er klorfritt og kun inneholder hydrogen, fluor og karbon, benevnes det HFK. En benytter ofte halokarboner (forkortelse for halogeniserte hydrokarboner) som en fellesbetegnelse for KFK, HKFK og HFK. De rene hydrokarbonderivatene nummereres etter følgende nøkkel: 1. siffer: 2. siffer: 3. siffer:

Antall C-atomer - 1 Antall H-atomer + 1 Antall F-atomer

Dersom første siffer blir lik null, skrives det ikke. Dette betyr at alle mediene som har gått ut fra metan bare får to siffer. Om et bromatom er substituert, gis tilføyel­ sen B1 til R-nummeret. Eksempel: R12 : CF2CI2 RI 14 : C2F4CI2 R13Bl:CF3Br azeotroper (blandingsmedier)

I tillegg til de rene mediene, forekommer også såkalte azeotroper. En azeotrop er en blanding av to medier, som ved et gitt blandingsforhold har tilsvarende egenskaper som et rent medium, det vil si fordampnings- og kondenseringstemperaturen er konstant ved et gitt trykk. Normalt er blandinger av medier som løses i hverandre

1-25

Kapittel 1: Grunnleggende termodynamikk zeotroper

hydrokarboner

uorganiske medier

zeotrope, det vil si de fordamper og kondenserer over et temperaturintervall (glidende temperatur). I R-systemet er de azeotrope mediene nummerert fra 500 og oppover, eksempelvis R500 (73,8% R12, 26,2% R152a) og R502 (48,8% R22, 51,2% R115).

Hydrokarbonene benevnes på tilsvarende måte som halokarbonene. Eksempel på dette er propan (CaHs) som har betegnelsen R290. Uorganiske medier er samlet i en egen gruppe med 7 som første siffer og molvekten som etterfølgende siffere. Eksempler her er ammoniakk, som med molvekt lik 17 får betegnelsen R717 og vann som får tilsvarende betegnelse R718.

1.3.2 Hva bestemmer et mediums anvendelighet som arbeidsmedium? Her er det svært mange forhold som kommer inn, dels grunnet avvik fra idealitet i selve grunnprosessen (kaldampprosessen), og dels av mer praktisk art. For å lette oversikten, grupperes momentene etter følgende mønster:

1. Egenskaper som bestemmer den teoretiske prosessens godhet med hensyn på kraft- og volumbehov. Det vil si

- effektfaktor [-] - volumetrisk varmeytelse [kj/nv] 2. Egenskaper av betydning for den praktiske gjennomføringen av prosessen, så som:

- resulterende systemtrykk [bar] - mulig driftsområde for ett-trinns kompresjon - volum- og energibehov i kompressor - varmevekslerens effektivitet - dimensjoner på rør, ventiler osv. - forhold til olje - forhold til vann - forhold til konstruksjonsmaterialer 3. Egenskaper av betydning ved lekkasje til omgivelsene

- giftighet - brennbarhet - panikkskapende evne - varslingsegenskaper (lukt, farge osv.) - fortynningsegenskaper - ozon-nedbrytende evne ("ozone depletion potential", ODP) - bidrag til global oppvarming ("global warming potential", GWP) - bidrag til miljøskade ved jordoverflaten (smog, sur nedbør osv.) - andre mulige miljøforstyrrelser 4. Pris og tilgjengelighet

1-26

Kapittel 1: Grunnleggende termodynamikk 1.3.3 Aktuelle arbeidsmedier 1.3.3.1 Generelt R12 Fram til idag har varmepumper hovedsakelig benyttet R12 (KFK- 12;CF2ClVdifluordiklormetan) og R22 (HKFK-22; CHFzCl/difluormonokloretan) som arbeidsR22 medium, med maksimal temperatur for varmeleveranse på henholdsvis ca. 83°C og 61 °C med dagens standard anleggsutrustning (25 bars trykklasse). Azeotropene R500 (KFK500) og R502 (KFK-502) har også vært benyttet i en viss grad. I høyR114 temperaturvarmepumper (>80°C) for industrielle formål har R114 (KFK-114; CF2ClCF2Cl/tetrafluordikloretan) vært det dominerende arbeidsmediet. Et felles­ trekk ved de nevnte arbeidsmediene er at de verken er brennbare/eksplosive eller giftige og dessuten ikke aggressive overfor kopper eller kopperlegeringer.

1. januar 1989 trådte den såkalte Montreal-protokollen i kraft (vedlegg A), med krav KFK om betydelig nedtrapping av forbruket av enkelte ozon-nedbrytende stoffer, deri­ blant KFK-stoffene R12, R114, R115. Reduksjonsplanene omfatter også azeotroper som inneholder de regulerte KFK-mediene, blant annet R500 og R502. Størst betydning for varmepumper får selvsagt reguleringen av R12, tildels også RI 14.1 Norge og Sverige er det bestemt at bruken praktisk talt skal opphøre før 1995. Reduksjonsplanene vil derfor i praksis innebære en gradvis overgang til andre arbeidsmedier med svært liten eller ingen negativ global miljøeffekt. alternative arbeidsmedier

Det er gjort flere omfattende undersøkelser for å identifisere alternativer til KFKmediene. Undersøkelsen viser at antall alternativer som antas å være miljømessige akseptable er svært begrenset, og at mange av dem er brennbare. I tabell 1.2 er de mest aktuelle mediene for varmepumpeformål stilt opp /2/. Tabell 1.2 Mulige alternativer til KFK-mediene

Alternative arbeidsmedier

Full halogeniserte KFK Nummer

Formel

R114

CFzCI-

NKP TO

TK rø

Navn/ mmmer

Formel

4

146

Butan

C4H10

CF2CI

R12

CF2CI2

-30

112

R142b

CCIF2CH3

Iso-butan

C4H10

R143

NKP rø

TK rø

Ugj. ighet

Brenntert

-1

152

K

J

J

-9

137

K

-12

135

K

J

CHF2CH2F

5

157

L

J(?)

R124

CHCIFCF3

-12

122

M-L

N

R134

CHF2CHF2

-20

114

L

N

R152a

CHF2CH3

-25

114

K

J

R134a

CF3CH2F

-27

101

M

N

Ammoniakk NH3

-34

132

K

J*

R22

CHF2CI

-41

96

K

N

Propan

C3H8

-42

97

K

J

Dimetyleter

CH3CH3

-25

127

K

J

NKP - normalkokepunkt (°C, kokepunkt ved 1 bars trykk) K - kort sikt (3-5 år) M - medium sikt (5-10 år)

TK - kritisk temperatur (°C) L - lang sikt (> 10 år)

*) Brennbart bare i konsentrasjoner mellom 15-28 vol% i luft. Høy antennelsestemperatur (630°C)

1-27

Kapittel 1: Grunnleggende termodynamikk

nær azeotropiske blandinger

Bruk av medieblandinger er også mye diskutert. Søk etter azeotroper blant de miljømessige akseptable mediene har foreløpig ikke gitt noe resultat. Alle aktuelle blandinger vil fordampe og kondensere over et temperaturintervall (glidende temperatur), det vil si at de oppfører seg som zeotrope eller ikke-azeotropiske blandinger. Hos noen blandinger er temperaturglidningen liten. Disse betegnes nærazeotropiske blandinger. Noen aktuelle blandinger framgår av tabell 1.3. Angitte data er ved 50/50% mol blanding. Tabell 1.3 Noen aktuelle zeotrope blandinger Mediekombinasjon

Kokepunkt/ duggpunkt ved 3 bar [°C]

Duggpunkt ved 25 bar

HKFK-22/HKFK-142b

--2/7

-87/81

HKFK-22/HFK-152a

—7/-4

-72/71

HKFK-22/HKFK-124/HFK-134a* HFK-134a/HFK-152a

rq

3-4

data mangler

-1,7/1,8

-81/81

* - gjelder sammensetningen 36/24/40 mol%

1.3.3.2 Presentasjon av de mest aktuelle arbeidsmediene erstatningsmedier for R114 (KFK-114)

erstatningsmedier for R12(KFK-12)

Mediealtemativene i driftsområdet for RI 14 (KFK-114) vist i tabell 1.2 forrige side er brennbare, bortsett fra R124 (HKFK-124). R124 har imidlertid lav kritisk temperatur, og er derfor ikke noe reelt erstatningsmedium i det øvre temperaturområdet for RI 14. Mediet vil heller ikke være kommersielt før i midten av 1995, forutsatt at det passerer giftighetstestene. Butan vil utvilsomt være det best egnede mediet i denne klassen, og vil etter alt å dømme gi mer effektive anlegg enn RI 14. Bruken forutsetter selvsagt at brennbarheten kan håndteres på en sikker måte.

De aktuelle erstatningsmediene for R12 (KFK-12) er enten brennbare (utenom R22 og R 134a) eller giftige (ammoniakk). Ammoniakk regnes forøvrig ikke som brann­ farlig medium i praksis. R22, R 134a, ammoniakk, R 152a og propan vil her bli gitt en kort presentasjon. I etterfølgende kapittel 1.3.4; Kriterier for valg av arbeidsmedium, vil medienes ulike egenskaper utdypes ytterligere. a) R22 (HKFK-22; CHFzCl)

R22 er som tidligere nevnt det mest brukte arbeidsmediet i varmepumpeanlegg etter R12. På grunn av reduksjonsplanene for R12 forventes en økende andel av varmepumpene i fremtiden å bygges med R22 som arbeidsmedium. R22 er en fargeløs væske med meget svak lukt. R22 er ikke giftig og heller ikke brennbar/eksplosiv. Ved åpen flamme vil imidlertid mediet spaltes og det utvikles blant annet fosgen som er en giftig gass. R22 angriper forøvrig ikke kopper eller kopperlegeringer. I motsetning til R12 som løser olje ved alle driftsforhold, vil R22/oljeblandingen ved bestemte temperaturer skille seg i to lag med forskjellige konsentrasjoner. Dette må det taes spesielt hensyn til ved utforming av anlegget.

1-28

Kapittel 1: Grunnleggende termodynamikk 61 °C ved 25 bar

gassvarslere

påvirkning på miljøet

Med dagens standardutstyr (25 bars trykk-klasse) er maksimal tillatt kondenseringstemperatur i overkant av 61°C. R22 er forøvrig karakterisert ved høy trykkgasstemperatur (gasstemperaturen på gassen etter kompresjonen). I likhet med de andre halokarbonene er R22 tyngre enn luft. Ved store lekkasjer vil mediet akkumuleres på lave punkter og utgjøre en sikkerhetsrisiko gjennom kvelningsfare. Gassvarslere eller varslere for oksygenmangel skal derfor være en fast del av utrustningen i maskinrommet og andre steder hvor høye konsentrasjoner kan oppstå.

R22 har i motsetning til de andre alternative arbeidsmediene et visst ozonnedbrytende potensiale i tillegg til at det bidrar merkbart til drivhuseffekten. Av den grunn kan mediet på linje med R12 bli regulert i framtiden. Dette blir nærmere behandlet i vedlegg A; Arbeidsmedier og miljømessige konsekvenser. b) R134a (HFK-134a; C2H2F4)

R 134a ble tidlig identifisert som det ikke-brennbare mediet som ligger nærmest R12 i viktige egenskaper som trykknivå og volumetrisk ytelse, og som følgelig vil kreve minst forandringer ved komponent- og anleggsutforming. Av den grunn har det vært satset store ressurser på blant annet omfattende uttesting av dette mediet.

påvirkning på miljøet

uttesting

høy pris

Optimismen med hensyn til R 134a som generelt erstatningsmedium for R12 har imidlertid avtatt noe. Dette skyldes blant annet at mediet ved tilsvarende forhold gir større energiforbruk enn R12, og det er problem med å finne egnede kompressoroljer. Det har heller ikke unngått å komme i miljøvernorganisasjonenes søkelys på grunn av en ikke-neglisjerbar drivhusvirkning (se forøvrig vedlegg A; Arbeids­ medier og miljømessige konsekvenser). Ikke desto mindre ventes mediet å få betydelig utbredelse, spesielt innenfor luftkondisjonering av personbiler og for enkelte stasjonære anvendelser, og det vil bli satt igang industriell produksjon allerede fra 1990.1 første omgang riktignok bare i beskjeden målestokk. Full markedsføring er ikke ventet før mot slutten av 90-årene, ettersom mediet for tiden gjennnomgår omfattende uttesting, blant annet toksikologiske tester.

R 134a er komplisert å framstille, og prisen er antydet å bli 3-5 ganger så høy som for R-12, det vil si en pris omkring 150-250 kr pr. kg medium (1990 pris). c) Ammoniakk (NH3)

termodynamiske egenskaper

Sett ut ifra et termodynamisk og teknisk synspunkt er ammoniakk på de fleste områder overlegen i forhold til halokarbonene (se også kapittel 1.3.4; Kriterier for valg av arbeidsmedium. Ikke minst derfor er mediet nærmest enerådende i større industrielle kuldeanlegg.

Ammoniakk har den ulempe at det ved fuktighet tilstede angriper kopper og kopperlegeringer. Ammoniakkanlegg må derfor bygges helt uten innslag av slike materialer. Dette utelukker også bruk av ammoniakk i dagens (semi)hermetiske kompressorer (tærer motorviklingene). Det viktigste ankepunkt mot ammoniakk brukt som arbeidsmedium i varmepumpeanlegg er imidlertid at mediet er giftig, har en skarp stikkende lukt (panikkskapende) og dessuten er brennbart/eksplosivt i visse blandingsforhold med luft. 1-29

Kapittel 1: Grunnleggende termodynamikk giftighet

ktø

brennbarhet

NH3 og turbokompressorer

Fare for forgiftning med ammoniakkanlegg er forsvinnende liten, etter som mediet ved sin karakteristiske lukt er lett kjennelig allerede ved en konsentrasjon på rundt 10 ppm (parts per million). Dødelig konsentrasjon ved 30-60 min eksponering ligger imidlertid 150-200 ganger høyere. Ved lekkasje vil dessuten mediet stige opp, raskt fortynnes i luften og effektivt trekkes ut ved hjelp av ventilasjons­ anlegget. Disse forholdene gjør ammoniakk til et trygt medium i bruk, når bare elementære sikkerhetsmessige krav er ivaretatt i tilknytning til maskinrom og eventuelle andre lokaler der utstyr er montert. Norsk Kuldenorm setter da også strenge krav til utforming av maskinrom, ventilasjonsanlegg samt sikkerhets- og verneutstyr på denne typen anlegg /3/.

Ammoniakkens stikkende lukt og panikkskapende effekt ved store ukontrollerbare utslipp kan utgjøre en vesentlig sikkerhetsmessig risiko. Imidlertid vil en hensikts­ messig utforming av selve anlegget, maskinrom, ventilasjonssystemer og sikkerhetsutrustning medføre at problemet kan håndteres på en fullt ut forsvarlig måte. Ammoniakk er brennbart og eksplosivt i blanding med luft i volumforholdet 15-28%. Som det framgår av det forestående skal det svært mye til for å få bygget opp en slik konsentrasjon, og bare under forhold hvor mennesker ikke vil kunne oppholde seg i lokalene. Antenningstemperaturen er dessuten høy (630°C) og brennverdien heller lav. I kuldetekniske standarder kreves det da heller ikke eksplosjonssikkert elektrisk utstyr i maskinrommet ved bruk av ammoniakk. På grunn lav molvekt (17) er ammoniakk uegnet for bruk i dagens turbokompressorer. Trykkstigningen pr. trinn blir forholdsvis liten og det nødvendig trinnantall tilsvarende høyt (høye investeringer). d) R152a (HFK-152a; CHF2CH3)

R 152a har i mange år vært brukt som medium i kuldeanlegg og varmepumper, men bare i blanding med R12 i azeotropen R500. Årsaken til dette er at mediet er brenn­ bart i ren form. Det er således på mange måter et velprøvd medium, og det burde ikke medføre altfor store tekniske overraskelser ved bruk uten innblanding av R12. Et stort pluss med R 152a er at trykk/temperaturforløpet er nærmest identisk med R12, og mediet synes heller ikke å de problemer med oljeløslighet som R 134a. brennbarhet

ariftserfannger

effektfaktor

R152a er brennbart/eksplosivt i blanding med luft i volumforholdet 4,8-16,8%. Av den grunn stilles det spesielle krav med hensyn til blant annet elektrisk utstyr (eksplosjonssikker utførelse), lagring, gassvarsling, brannvarsling og ventilasjon /3/. Det finnes så langt få driftserfaringer med rent R 152a som arbeidsmedium, og da ... . ~ , begrenset til eksperiment og pilotanlegg. De forsøk som er gjort, blant annet av Vattenfall i Sverige, synes imidlertid å forløpe fullt ut tilfredsstillende. Det viser seg at brennbarheten, som tidligere har vært det sterkeste ankepunkt mot bruk av mediet, kan håndteres på en fullt ut tilfredsstillende måte av hensyn til sikkerheten ved valg av hensiktsmessige komponenter (kraftig redusert mediefylling) og systemløsninger. ,

^ensyn prosessens effektivitet (effektfaktor for anlegget) kommer mediet meget gunstig ut, tildels også bedre enn R12. 1-30

Kapittel 1: Grunnleggende termodynamikk

o

e) Propan (R290; CaHs)

Propan har vært en del benyttet blant annet i industrielle kjøleprosesser , men på grunn av mediets brennbarhet har det så langt ikke funnet anvendelse i varme­ pumpeanlegg. brennbarhet

O f IZ m Q

Cm

Propan er brennbart/eksplosivt i blanding med luft i volumforholdet 2,1-9,5%. Propan er dessuten tyngre enn luft, og ved en eventuell lekkasje fra anlegget vil eksplosjonsfarlige konsentrasjoner lett kunne bygges opp. Det stilles derfor spesielle krav til utforming av selve anlegget med tanke på sikkerhetsutstyr (detektorer, sprinkleranlegg osv.), ventilasjonsanlegg samt elektrisk utstyr som må være av eksplosjonssikker utførelse. Propan kan forøvrig betraktes som ikke giftig, da den ikke gir dødelig eller alvorlig skade ved konsentrasjoner under nedre eksplosjonsgrense (Lower Explosion Limit, LEL; 2,1 volum% i luft). f) Nær-azeotropiske blandinger

Av de nevnte komponentene for blandinger er alle tilgjengelige eller blir det i nærmeste framtid. Særlig store forventninger stilles til temærblandingen R22/R124/R152a og blandingen av R 134a og R 152a. Ikke minst den sistnevnte blandingen kan bli meget aktuell for varmepumper.

1,3.4 Kriterier for valg av arbeidsmedium 1.3.4.1 Damptrykk

fordampertrykket

kondenseringst rykket

25 bars trykk-kiasse

40 bars trykk-kiasse

Ved valg av arbeidsmedium må metningstemperaturen og tilhørende metningstrykk ved kondensering og fordampning ligge i riktig område i forhold til bruksområdet. Det er viktig at fordampningstrykket ikke er lavere enn atmosfæretrykket, slik at det er risiko for innsuging av luft (og dermed fuktighet) i anlegget gjennom for eksempel pakkbokser. Dette kan medføre forstyrrelser i prosessen, som blant annet kan arte seg som ising i ventiler, med fare for tilstopping og nedbryting av olje og arbeidsmedium (syredannelse). Eventuell innsugd luft vil dessuten samles i kondensatoren og medføre høyere totaltrykk for prosessen. Kondenseringstrykket blir begrenset av anleggskomponentenes trykklasse. Varme­ pumper benytter i stor utstrekning standard kuldeteknisk utrustning, som for en stor del dimensjoneres for maksimaltrykk på rundt 25 bar (PN 25). Figur 1.27 neste side viser damptrykk-kurver for de mest aktuelle arbeidsmediene (RI 14 utelatt), det vil si kurver for metningstrykk [bar] som funksjon av kondenseringstemperatur [°C].

En grense på 25 bar vil som vist i figur 1.27 i stor grad begrense bruken av R-22 og ammoniakk (NIL) i varmepumper med temperaturkrav høyere enn ca. 60°C. For at disse mediene skal få gjennomslag i dette bruksområdet må trykkklasse 40 bar (PN 40) innføres, eller varmefordelingssystemene må bygges for lavere temperaturer. Turbokompressorer fåes imidlertid i standard 40 bars utførelse, og kan være aktuelt å benytte sammen med R22 eller propan i varmepumpebaserte fjernvarmeanlegg. Når det gjelder stempeb/skruekompressorer og andre komponenter for høyere trykk, er det en viss utvikling igang, men foreløpig i liten målestokk. Tabell 1.4 neste side viser forøvrig hva en økning fra 25 til 40 bar betyr i økt temperaturområde for de nevnte arbeidsmediene.

1-31

Kapittel 1: Grunnleggende termodynamikk

Figur 1.27 Metningstrykk som funksjon av temperatur for noen arbeidsmedier R152a (HFK-152a)

R152a (HFK-152a) har tilnærmet samme trykk/temperaturforløp som R12, og betraktes blant annet av den grunn som et meget aktuelt alternativ for morgen­ dagens varmepumper. Også R 134a (HFK-134a) ligger bra an, men har likevel ca. 3 bar høyere metningstrykk enn RI2 og R 152a ved 80°C kondenseringstemperatur. Selv om trykkforskjellen mellom R 134a og R12 ikke er spesielt stor, er dette trolig nok til å forhindre at R 134a uten videre kan erstatte R12 i mange av dagens store varmepumper.

Tabell 1.4 Metningstemperatur [°C] ved henholdsvis 25 bar og 40 bar trykk for de mest aktuelle arbeidsmedier for varmepumper Metningstemperatur (°C)

Arbeidsmedium

p=25 bar

p=40 bar

R12

84

110

R22

62

85

NH3

59

78

R 152 a

83

105

R 134a

78

-

propan

68

93

1-32

Kapittel 1: Grunnleggende termodynamikk 1.3.4.2 Trykkforhold

virkningsgrader

Trykkforholdet mellom kondensator- og fordampertrykket er neste viktige medieparameter. Årsaken er i første rekke at kompressorens virkningsgrader, både med hensyn til energi- og volumutnyttelse (henholdsvis isentropisk virkningsgrad og leveringsgrad), er sterkt koblet til trykkforholdet. I figur 1.28 er trykkforholdet for de mest aktuelle arbeidsmedier inntegnet som funksjon av kondenseringstemperaturen. Fordampningstemperaturen er forutsatt konstant 0°C.

Kondenseringstemperatur [°C]

Figur 1.28 Trykkforholdet som funksjon av kondenseringstemperaturen R 134a og R 152a, og i enda høyere grad ammoniakk, medfører merkbart større trykkforhold enn R12, mens propan kommer gunstigere ut. For ammoniakkens vedkommende kompenseres dette mer eller mindre ved at nivået for virkningsgradskurvene ligger høyere enn for eksempel R12 og R 134a.

større anlegg

For større varmepumpeanlegg vil utslagene av høyt trykkforhold være mindre av tre grunner. For det første betyr strupningstapet relativt mindre for en varmepumpe enn for et kuldeanlegg, og virkningsgradskarakteristikken vil være vesentlig flatere og forskjellen i trykkforhold normalt (litt) mindre. Større anlegg hvor en har for­ holdsvis høye temperaturkrav for varmeleveransen (for eksempel varmepumper i fjernvarmeanlegg), bygges dessuten normalt for to-trinns kompresjon/struping og kjøling av trykkgassen på mellomtrykksnivå. 1.3.4.3 Volumetrisk varme

størrelse på kompressor

Medieegenskapene har stor betydning for nødvendig innsugd gassvolum til kompressor, og derved kompressorens størrelse og anleggskostnadene. Dette volumet bestemmes av mediets volumetriske varmeytelse, qvoi [kJ/m3], som er gitt

1-33

Kapittel 1: Grunnleggende termodynamikk av forholdet mellom avgitt varmeytelse qk og gassens spesifikke volum i innsugningstilstanden, vi (se også kapittel 1.2.2.4; Trykk/entalpi-diagrammet) volumetrisk varmeytelse

qk q™i =-----Vi

volumetrisk varmeytelse [kJ/rm]

Volumetrisk varmeytelse uttrykker altså avgitt varmeytelse pr. innsugd volumenhet innsugd gass til kompressor. Den viktigeste medieegenskapen her er fordampertrykket. Når forskjellige medier sammenholdes, vil en se at volumetrisk varme­ ytelse er svært nær omvendt proporsjonal med absolutt fordampertrykk. Bruk av et lavtrykksmedium, som er gunstig ved at kondensatortrykket ligger i betryggende avstand fra kritisk trykk, vil altså medføre behov for store og kostbare kom­ pressorer. Figur 1.29 viser hvordan volumetrisk varmeytelse for de mest aktuelle arbeidsmedier varierer med kondenseringstemperaturen. Konstant fordampningstemperatur på 0°C.

Kondenseringstemperatur [°C] Figur 1,29 Volumetrisk varmeytelse som funksjon av kondenseringstemperaturen ved konstant fordampningstemp. 0°C for de mest aktuelle arbeidsmedier 1.3.4.4 Effektfaktor

teoretisk effekfaktor

I utgangspunktet er alle prosessmedier like effektive, forutsatt at de arbeider i en termodynamisk ideell prosess. Når det forekommer forskjell i teoretisk effektfaktor (i kalddampprosessen), henger dette sammen med forskjell i relativt strupnings- og overhetningstap som tidligere beskrevet i kapittel 1.2.2.2; Relativt strupnings- og overhetningstap. Figur 1.11 side 1-12 viser teoretisk effektfaktor for varmepumpe ("tapsfri" kalddampprosess) som funksjon av kondenseringstemperaturen ved konstant fordampningstemperatur på 0°C for de mest aktuelle arbeidsmedier. For­ løpet for Camot-effektfaktoren inntegnet til sammenligning.

1-34

Kapittel 1: Grunnleggende termodynamikk Takket være lite strupningstap kommer ammoniakk vesentlig bedre ut enn for eksempel R12 og R22, og mer jo høyere kondenseringstemperaturen er. Ved 80°C er forskjellen ca. 17%. For R 134a er forholdet omvendt, med 9% lavere effekt­ faktor enn R12 ved 80°C. Årsaken kan ene og alene tilskrives større strupningstap. R 152a kommer også godt ut, og er det mediet som kommer nærmest opp mot ammoniakken i effektivitet. I figur 1.30 er det vist eksempel på effektfaktor med R12, R 134a og ammoniakk for ett-trinns og to-trinns varmepumpeprosess i forhold til effektfaktoren for en etttrinns R12-prosess. Virkningsgradskurvene for ammoniakk er antatt å ligge 8% høyere enn for de to halokarbonene.

Kondenseringstemperatur [°C]

Figur 1.30 Forholdet mellom effektfaktor for ett- og to-trinnsprosess for noen arbeidsmedier og ett-trinns R12 prosess. Indeks n og 2) refererer til henholdsvis ett-trinns og to-trinns prosess. ammoniakk

R134a

figuren viser tydelig potensialet for utnyttelse av ammoniakk, og spesielt i to-trinns anlegg. Volumbehovet vil også være vesentlig mindre for ammoniakk, og med halvparten så store kompressorer oppnås effektfaktorer som ligger opp til 15% høyere enn i den sammenlignbare to-trinns R12 prosessen. Sammenholdt med ammoniakkens positive globale miljøegenskaper, er det helt klart at dette mediet må være det riktige for iallefall de store anleggene i framtiden. Men det vil kreve utviklingsarbeid og kostnader, som noen må være villige til å satse. Det kan ellers være verdt å merke seg at mens RI34a ligger markant lavere enn R12 ved ett-trinns drift, er forskjellen nokså beskjeden i to-trinns systemet. I et gitt anlegg kan dette gjeme svinge i favør av R 134a ettersom mediet har bedre varmeoverføringsegenskaper enn R12. R 134a er derfor ikke noe dårlig alternativ til R12, og spesielt ikke for bruk i store to-trinns varmepumper.

1-35

Kapittel 1: Grunnleggende termodynamikk 1.3.4.5 Arbeidsmediets tilstands- og transportegenskaper

Arbeidsmediets tilstands- og transportegenskaper spiller en viktig rolle, i første rekke tettheten i gass- og væskefase, fordampningsvarmen og væskens termiske konduktivitet (varmeledningsevne). Med hensyn til trykktap i varmevekslere, rør og ventiler og prosesstap i kompressor, er et lett medium (lav molvekt) fordelaktig. Tabell 1.5 viser en del viktige fysiske og termodynamiske størrelser for de mest aktuelle arbeidsmediene. Det er også tatt med data for brennbarhet/eksplosivitet. Tabell 15 Viktige fysiske og termodynamiske størrelser for et utvalg arbeidsmedier

molvekt

Egenskap

R12

R22

NH3

R134a

R152a

Propan

Molvekt

120,9

86,5

17,0

102,0

66,0

44,0

Ah ved 0°C [kJ/kg]

152,4

204,6

1261

195,3

304,9

377,3

Xv ved 0°C [W/mK]

0,0783

0,1001

0,5390

0,0957

0,1165

0,1091

Xv ved 70°C [W/mK]

0,0527

0,0669

0,3769

0,0665

0,0817

0,0756

w ved 0°C [dm3/kg]

0,715

0,780

1,566

0,768

1,043

1,890

vg ved 0°C [dm3/kg]

455,7

47,0

290,2

71,0

119,8

97,1

Eom [vol% i luft]

-

-

15-28

-

4,8-16,8

Tenntemperatur [°C]

-

-

630

-

?

Xv - termisk kondukdvitet for væskefasen [W/mK]

kg - termisk konduktivitet for gassfasen [W/mK]

Ah - fordampningsvarme [kJ/kg]

Vv - spesifikt volum i væskefasen [dm3/kg]

Vg - spesifikt volum i gassfasen [dm3/kg]

Eom - eksplosjonsområde [volum% i luft]

2,1-9,8

470

Ammoniakk med molvekt på 17 ligger her i en klasse for seg, propan ligger på 44, mens de fleste hydrokarbonene ligger over 100. Et unntak er R 152a som har mol­ vekt 66. Også på dette området utmerker mediet seg fordelaktig i forhold til de andre halokarbonene.

Når molvekt, og derved tetthet, er lav, kan dimensjonene på rør og ventiler osv. reduseres, eller anleggene kan bygges mer effektive som følge av mindre trykktap. fordampningsvarme

Fordampningsvarmen (ved atmosfærestrykk) for et arbeidsmedium vil være nær omvendt proporsjonal med molvekten. Medier med lav molvekt har igjen en fordel, ved at sirkulert mengde i anlegget [kg/s] blir mindre, og dimensjoner på varme­ vekslere, rør, rørdeler og armatur for væske kan reduseres.

turbokompressorer

^tøy molvekt kan også være gunstig. For eksempel forenkler det utformingen av turbokompressorer som kan bygges i færre trinn, ettersom trykkstigningen pr. kompressortrinn er direkte knyttet til mediets molvekt. Både propan og de aktuelle halokarbonene er derfor velegnet for bruk i turbokompressorer. Ammoniakk er imidlertid på grunn av sin lave molvekt lite egnet for bruk i dagens turbokompressor-konstruksjoner, da det vil kreve uforholdsmessig mange trinn (ca. 6 ganger flere trinn enn en R12 turbokompressor).

1-36

Kapittel 1: Grunnleggende termodynamikk varmeledningsevne

Varmeovergangseffektiviteten ved varmeveksling er først og fremst avhengig av mediets termiske konduktivitet (varmeledningsevne), hvor det rår tilnærmet proporsjonalitet. I fordamper og kondensator er det væskens konduktivitet som er av­ gjørende. Som vist i tabell 1.5 forrige side viser ammoniakk seg å være de andre arbeidsmediene helt overlegen hva termisk konduktivitet angår. Sammenlignet med for eksempel R12, ligger konduktiviteten ca. 7 ganger høyere. R 152a viser seg også her å være det beste mediet av halokarbonene. Også R 134a utmerker seg positivt i forhold til R12, og det er en egenskap det vil være svært viktig å utnytte i arbeidet med å tilnærme effektiviteten av R 134aanlegget til det en oppnår med R12.

1-37

Kapittel 1: Referanser

Referanser 1 Sonntag&Van Wylen: Introduction to THERMODYNAMICS, Classical and Statistical, side 197-229. Second Edition. John Wiley & Sons. Inc. 1982 2 Kuldebransjens Samarbeidsutvalg, c/o Norsk Kjøleteknisk Forening: Norsk Kuldenorm. 1990

3 M. McLinden and D.A. Didion: Questfor alternatives. ASHRAE JOURNAL, December 1987

1-38

2

Innholdsfortegnelse kapittel 2

Varmepumper - viktige forhold.................................................................... 2-1 2.1 Innledning...................................................................................................... 2-1 2.2 Viktige forutsetninger for en vellykket og lønnsom varmepumpeinstallasjon ..................... .2-2 2.2.1 Spesifikk anleggsinvestering ............................ 2-2 2.2.2 Ekvivalent driftstid........................................................................... .2-3 2.2.2.1 Dimensjonering av varmepumpeanlegget .......................... 2-3 2.2.3 Effektfaktor - årsvarmefaktor................................................... .......2-4 2.2.3.1Betydningenav temperaturløft............................................. 2-4 2.2.3.2 Styring og regulering.......................... 2-5 2.2.4 Energipriser.............................................................................. 2-6 2.2.5 Viktige forhold-oppsummering .................................................. ....2-7 Referanser, kapittel 2..................................................................................... 2-8

Kapittel 2: Varmepumper - viktige forhold

o Kap. 2 Varmepumper viktige forhold 2.1 Innledning energieffektivitet

miljøvennlig

norske fortiold

Vurdert ut ifra forbruk av primærenergi (eksergi) representerer varmepumper den mest effektive energiteknologien for å dekke varmebehov ved moderate tempera­ turer () • energipriser (kr/kWh og kr/liter for henholdsvis elektrisitet og olje)

kostnad pr. kW varmeytelse

2.2.1 Spesifikk anleggsinvestering Spesifikk investering [kr/kW] avtar med økende størrelse på varmepumpeanlegget, Og stabiliserer seg på ca. kr 2.500,- pr. kW varmeytelse for store anlegg over ca. 10 (1989-priser, totalt for varmesentralen ferdig montert). Investeringskostnadene for kjelanlegg ligger typisk på 5-10% av investeringene til varmepumper.

Figur 2.1 viser et eksempel på hvordan spesifikk investering [kr/kW] for varmepumpeaggregat, ferdig installerte varmepumpeanlegg samt kjelanlegg varierer med anleggets størrelse (1989) /!/.

Aggregatstørrelse (kW)

Figur 2.1

Innflytelse av aggregatstørrelse, angitt i kW varmeytelse, på spesifikk investering for varmepumpeaggregater samt ferdig monterte varmepumpeanlegg og kjelanlegg

2-2

Kapittel 2: Varmepumper - viktige forhold

2.2.2 Ekvivalent driftstid For å utnytte investeringene best mulig, er det viktig at anlegget får lengst mulig ekvivalent driftstid. Ekvivalent driftstid T, defineres som den tid i timer varme­ pumpen ville måtte gå på dimensjonerende effekt (fullast) for å dekke sin årlige varmeproduksjon. Høy ekvivalent driftstid betyr at investeringene utnyttes godt. 2.2.2.1 Dimensjonering av varmepumpeanlegget industrielle anvendelser

For å oppnå lang ekvivalent driftstid og gode arbeidsbetingelser for varmepumpe­ anlegget, må det dimensjoneres korrekt. I industrielle anvendelser hvor en ofte har tilnærmet konstant varmebehov over året, dimensjoneres varmepumpen normalt for 100% effektdekning. Slike anlegg har ofte en ekvivalent driftstid på 6.000-8.000 timer pr. år.

bygningsoppvarm ing

Ved bygningsoppvarming vil derimot varmebehovet variere med utetemperaturen. Effekt-varighetskurven i figur 2.2 har omtrent samme forløp som graddagskurven på stedet. For å få en gunstig driftstid dimensjoneres varmepumpen for å dekke 40-70% av bygningens maksimale varmeeffektbehov (grunnlast), mens resterende varmeeffekt dekkes av varmekilde med lav spesifikk investeringskostnad (spisslastkjel; olje, gass eller el.). På grunn av varighetskurvens forløp, vil varmepumpen likevel dekke 80-95% av bygningens årlige varmebehov. Ekvivalent driftstid for varmepumper til bygningsoppvarming er normalt i området 3.000-5.000 timer.

Figur 2.2

Prinsipiell effekt-varighetskurve for bygning med konstant tappevanns behov over året. Varmepumpen er her dimensjonert for å dekke ca. 60% av bygningens maksimale effektbehov, men dekker likevel ca. 95% av bygningens årlige varmebehov.

Totalt sett vil en slik løsning gi vesentlig lavere investeringskostnader enn om varmepumpen ble dimensjonert for å dekke hele effektbehovet. Varmepumpen vil dessuten få mindre dellastdrift, og en oppnår en høyere årsvarmefaktor for varme­ pumpen på grunn av bedre virkningsgrader for kompressor og motor.

2-3

Kapittel 2: Varmepumper - viktige forhold 2.2.3 Effektfaktor - årsvarmefaktor Forenklet sagt produserer varmepumpen en varmeeffekt Qi [kW] som er lik summen av opptatt varmeeffekt fra omgivelsene Qo [kW] og tilført el.effekt Pd [kW] for å drive varmepumpen. Forholdet mellom avgitt varmeeffekt Qk og tilført elektrisk effekt Pei betegnes varmepumpens effektfaktor e (Coefficient of Perfor­ mance, COP), og er et mål på hvor god/effektiv varmepumpen er (momentanverdi). effektfaktor

Qt £ =-----

varmepumpens effektfaktor [-]

Pel

Varmepumpens årsvarmefaktor (eng: Season Performance Factor, SPF), er gitt av forholdet mellom total varmeleveranse Ek [kWh] fra varmepumpen gjennom fyringssesongen, og totalt tilført el. energi Wd [kWh] til å drive varmepumpen. Det er normalt årsvarmefaktoren en refererer til når en vurderer anleggets lønnsomhet. årsvarmefaktor

Ek 3* = -—-

varmepumpens årsvarmefaktor [-]

Wel

Foruten anleggets tekniske standard samt dimensjonering og regulering, er varme­ faktoren svært avhengig av det temperaturløft som varmepumpen arbeider mot. Energiforbruket og følgelig de årlige energikostnadene for varmepumpen er direkte knyttet til årsvarmefaktoren. En bør derfor legge forholdene slik til rette at varme­ pumpen får de best mulige arbeidsbetingelser.

2.2.3.1 Betydningen av temperaturløft Effektfaktoren avtar raskt med økende temperaturløft for varmepumpen, det vil si ved økende forskjell mellom temperaturen på varmeopptakssiden (varmekilde) og varmeavgivelsessiden (varmefordelingssystem). Figur 2.3 viser hvordan effekt­ faktoren varierer med temperaturløftet i en varmepumpeprosess.

Figur 2.3 Effektfaktoren vist som funksjon av temperaturfor­ skjellen mellom høyog lavtemperatursiden (temperatur­ løftet) i en varme­ pumpeprosess. Drivenergi; elektrisitet fra vannkraft. Kurven for den ideelle varmepumpeprosessen (Carnotprosessen) også inn­ tegnet.

2-4

Kapittel 2: Varmepumper - viktige forhold varmekildens temperatumivå

kondenserings­ temperatur

lavtemperatur varmefordelingssystemer

Ofte vil varmekilden og dermed temperatumivået på lavtemperatursiden i varmepumpeanlegget være gitt utifrå lokale forhold med henhold til tilgjengelighet. Har en valget mellom flere varmekilder, vil en normalt velge den kilden som har høyest årsmiddeltemperatur. Ofte kan imidlertid faktorer som investerings- og drifts­ kostnader for varmeopptakssystemet være utslagsgivende for valg av varmekilde. En bør alltid legge stor vekt på å gi varmepumpen gode driftsbetingelser ved at den leverer varme ved lavest mulig temperatur på høytemperatursiden (kondenserings­ temperatur). I industrielle anvendelser er temperatumivået som oftest gitt ut ifra temperaturkrav i prosessen. Den eneste muligheten en har til å redusere varme­ pumpens temperaturløft er, da eventuelt å øke arealet på varmevekslende flater på høy- og lavtemperatursiden (kondensator og fordamper). Ved bygningsoppvarming bør en fortrinnsvis velge lavtemperatur varmefordelingssystemer, som blant annet gulvvarme og lavtemperatur radiatorer, framfor konven­ sjonelle radiatorløsninger med høye temperaturkrav. Tabell 2.1 viser et eksempel på hvordan effektfaktoren typisk vil variere ved bruk av ulike varmefordelingssystemer med forskjellige temperaturkrav. I tabellen er det oppgitt de ulike systemenes krav til tur-/returtemperatur ved dimensjonerende forhold. Varme­ kildens temperatur er satt til 6°C.

Tabell 2.1 Eksempel på hvordan effektfaktoren typisk kan variere ved bruk av ulike varmefordelingssystemer med forskjellige temperaturkrav Varmefordelingssystem: tur-/returtemperatur ved dimensjonerende forhold

Varmepumpens effektfaktor, e

Gulvvarmesystem (40°C/30°C)

4-5

Lavtemperatur radiatorer (55°C/45°C)

3-4

Høytemperatur radiatorer (80°C/60°C)

2-2,5

2.2.3.2 Styring og regulering

Korrekt styring og regulering av varmepumpebaserte energisystemer er spesielt viktig, fordi feil her ofte kan gi sterk reduksjon i effektfaktoren. I mange indu­ strielle anvendelser er ikke dette noe problem, ettersom varmepumpen går på full kapasitet hele sin driftstid og ved konstante driftsbetingelser. Ved bygningsopp­ varming skal imidlertid reguleringssystemet tilpasse kapasiteten på varmepumpe og spisslastkjel samt tilpasse temperatumivået, slik at varmeytelsen stemmer overens med varmebehovet. Her gjelder tre viktige hovedregler for styrestrategi: hovedregler for styrestrategi

• temperaturen i varmefordelingskretsen skal til enhver tid holdes på det laveste nivå som gir tilfredsstillende varmekomfort i bygningen

• det er "forbudt" med shuntkoblinger i varmefordelingskretsen! • varmepumpen, som skal monteres i serie før spisslastkjelen på vannsiden, skal alltid nyttes fullt (full kapasitet) før kjelen kobler inn

2-5

Kapittel 2: Varmepumper - viktige forhold driftsøkonomi

Ved å følge de tre viktige hovedreglene for styring og regulering av anlegget, oppnår en at varmepumpen til enhver tid arbeider med høyest mulig effektfaktor, og at billigste energikilde nyttes fullt ut. Dermed oppnås best mulig driftsøkonomi for anlegget.

2.2.4 Energipriser I og med at varmepumper konkurrerer med konvensjonelle oppvarmingsmetoder, er varmepumpens lønnsomhet også direkte knyttet til prisen på elektrisitet og olje.

Figur 2.4 /2/ viser prinsipielt hvilken oppvarmingsmetode som vil være den mest lønnsomme avhengig av prisen på elektrisitet og olje. Hvilke grenseverdier en har mellom de tre oppvarmingsaltemativene vil være avhengig av hvilke forutsetninger som legges til grunn (investeringskostnader, ekvivalent driftstid, årsvarmefaktor for varmepumpen osv.), og vil ikke bli nærmere omtalt her. Det henvises forøvrig til kapittel 6; Kostnadsanalyse og lønnsomhetsvurdering.

§ §

olje

varmepumpe

a elektrisitet

Oljepris (kr/liter)

Figur 2.4

fastkraft

tilfeldig kraft

Prinsipielt diagram som viser innbyrdes lønnsomhet av oppvarming med olje, elektrisitet og varmepumper 121

En lav oljepris vil naturlig nok favorisere oljefyring som oppvarmingsmetode. Når det gjelder prisen på elektrisitet, bør en skille mellom elektrisitet til vanlig forbruk (direkte oppvarming med elektrisitet) og elektrisitet til drift av varmepumpeanlegg. Varmepumper kjøres som oftest på fastkraft (fastkraft-tariff), og vil normalt kunne levere varme til en pris på nivå med dagens elektrisitetspriser. I mange tilfeller har en imidlertid mulighet for å kjøre varmepumpen på tilfeldig kraft, som typisk ligger 30-50% lavere i pris enn fastkraft-tariffene. Dette gir normalt spesielt god lønn­ somhet for varmepumpen. En slik ordning forutsetter imidlertid at en plikter å stoppe varmepumpen og dekke hele varmebehovet med spisslastkjelen, i perioder hvor elektrisitetsverket ikke har tilgjengelig overskuddskraft. I spesielle tørrår med lite vanntilsig til kraftmagasinene, kan det bety at spisslastkjelen får uforholds­ messig lang driftstid (høyt oljeforbruk), med tilsvarende dårlig driftsøkonomi for anlegget som resultat.

2-6

Kapittel 2: Varmepumper - viktige forhold

2.2.5 Viktige forhold - oppsummering Lønnsomheten for et varmepumpeanlegg bestemmes av flere faktorer. Ved prosjek­ tering og drift av varmepumpeanlegg bør en legge spesiell vekt på følgende forhold:

• velge varmekilde med god tilgjengelighet og høyest mulig temperaturnivå gjennom fyringssesongen • velge hensiktsmessige systemløsninger • korrekt dimensjonering av varmepumpen

• korrekt innkobling av varmepumpe og spisslastkjel i varmesentralen • korrekt styring og regulering av anlegget

• benytte lavtemperatur varmefordelingssystem, og holde lavest mulig temperatumivå i kretsen

• ingen shunting i varmefordelingskretsen

2-7

Kapittel 2: Referanser

Referanser 1 OED/NTH-SINTEF Kuldeteknikk: Varmepumper/prototyp & demonstrasjonsanlegg. Trondheim 1988 2 Ivar Wangensteen, EFI: Varmepumpens potensiale i Norge - hva med ramme­ betingelsene? Foredrag under varmepumpe seminar (Program for anvendelse av varmepumper), Trondheim 26. sept. 1989

2-8

Innholdsfortegnelse kapittel 3

Hovedkomponenter....................................................................................... 3-1 3.1 Kompressorer............................................................................................... 3-1 3.1.1 Ulike kompressortyper..................................................................... 3-1 3.1.1.1 Stempelkompressoren...........................................................3-2 a) Generelt.............................................................................3-2 b) Volumetriske tap - leveringsgrad................................... 3-3 c) Energimessige tap - isentropiskvirkningsgrad........... 3-3 d) Motorvirkningsgrad......................................................... 3-4 e) Ytelsesregulering............................................................. 3-5 f) Trykklasser....................................................................... 3-6 g) To-trinnsanlegg................................................................ 3-6 3.1.1.2 Skruekompressoren.............................................................. .3-6 3.1.1.3 Turbokompressoren............................................................. 3-9 a) Generelt.............................................................................3-9 b) Subsonisk kompressor.....................................................3-10 c) Supersonisk kompressor................................................. 3-12 3.1.1.4 Scroll-kompressoren............................................................. 3-12 3.1.1.5 Rullestempel-kompressoren................................................ 3-14 3.1.2 Spesielle forhold for varmepumpekompressorer........................... 3-14 3.1.3 De forskjellige kompressorenes hovedarbeidsområder................. 3-16 3.1.3.1 Sammenligning stempel-/skruekompressor.......................3-17 a) Isentropisk virkningsgrad............................................... 3-17 b) Leveringsgrad................................................................... 3-17 c) Innkjøps-, drifts- ogvedlikeholdskostnader.................. 3-18 d) Andre forhold................................................................... 3-18 3.1.3.2 Sammenligning skrue-/turbokompressor........................... 3-18 3.1.3.3 Betydning av variasjon i kompressorytelse over tiden .... 3-19 3.1.3.4 Kompressorhavari i varmepumpeanlegg........................... 3-20 a) Generelt............................................................................ 3-20 b) Kjøling av motoren.......................................................... 3-21 c) Trykkgasstemperaturen................................................... 3-21 d) Oljetemperaturen............................................................. 3-22 3.2 Varmevekslere............................................................................................... 3-23 3.2.1 Innledning........................................................................................... 3-23 3.2.2 Fordampere......................................................................................... 3-23 3.2.2.1 Væskekjølere....................................................................... 3-25 a) Rørkjelfordampere (shell and tube)............................. 3-25 Horisontal, fylt type........................................................... 3-25 Horisontal, tørr type..........................................................3-28 Vertikal rørkjelfordamper................................................ 3-30

Innholdsfortegnelse kapittel 3

b) Dobbeltrørsfordamper (koaksialfordamper).............. 3-30 c) Platefordampere (overrislingsfordampere).................3-31 d) Platevarmevekslere........................................................ 3-33 Platevarmevekslere med pakninger............................. 3-33 Parsveisede platevarmevekslere.................................. 3-35 Helloddede platevarmevekslere................................... 3-35 e) Korrosjon i varmevekslere for sjøvann.......................3-36 3.2.2.2 Luftkjølere......................................................................... 3-37 a) Generelt............................................................................3-37 b) Tilrimning av fordamperen - avrimningsmetoder.......3-38 c) Styring av avrimningsprosessen.................................. 3-40 3.2.3 Kondensatorer................................................................................... 3-42 3.2.3.1 Vann som varmebærer........................................................ 3-42 a) Rørkjelkondensatoren.....................................................3-42 b) Koaksialkondensatoren.................................................. 3-42 c) Platevarmevekslere........................................................ 3-43 d) Kondensatorer for egenkonveksjon på vannsiden..... 3-43 3.2.3.2 Luft som varmebærer.......................................................... 3-43 3.2.4 Varmevekslere i varmepumpeanlegg - andre anvendelser.......... 3-43 3.2.4.1 Varmevekslere i indirekte varmepumpesystemer............ 3-43 3.2.4.2 Overhetningsvarmeveksler................................................. 3-44 3.2.4.3 Underkjølingsvarmeveksler............................................... 3-45 3.3 Væskereguleringssystemer.........................................................................3-46 3.3.1 Termisk strupeventil......................................................................... 3-46 3.3.2 Elektronisk strupeventil (TQ-ventil).............................................. 3-47 3.3.3 Flottørventiler....................................................................................3-48 3.3.3.1 Lavtrykks-flottørventil........................................................ 3-48 3.3.3.2 Høytrykks-flottørventil ....................................................... 3-48 3.3.3.3 Elektronisk strupeventilsystem.......................................... 3-49 3.4 Diverse hjelpeapparater i varmepumpeanlegg......................................... 3-49 3.4.1 Oljeutskillere og oljeretursystemer................................................. 3-49 3.4.2 Diverse beholdere............................................................................. 3-52 3.4.2.1 Mellomtrykksbeholder........................................................ 3-52 3.4.2.2 Receiver................................................................................ 3-53 3.4.2.3 Væskeutskiller...................................................................... 3-53 3.4.3 Tørkefilter.......................................................................................... 3-53 3.5 Sikkerhetsautomatikk .................................................................................. 3-54 3.5.1 Pressostater........................................................................................ 3-54 3.5.2 Termostater............. ........................................................................... 3-55 3.5.3 Trykkavlastning................................................................................. 3-55 3.5.4 Motorvem...........................................................................................3-56

Innholdsfortegnelse kapittel 3

3.6 Varmepumpeaggregater............................................................................... 3-56 3.6.1 Generelt......................................................................................... 3-56 3.6.2 Standard varmepumpeaggregater.................. 3-56 3.6.2.1 Standard luft/luft-aggregater............ ....3-57 3.6.2.2 Standard luft/vann-aggregater.................... ..3-58 3.6.2.3 Standard vann/vann-aggregater........... ............................... 3-58 3.6.2.4 Kompaktaggregater............................................................... 3-60 3.6.2.5 Kombi-aggregater ................. ...... .......... 3-61 a) Kombi-aggregat - direkte system............................ .3-61 b) Kombi-aggregat - indirekte system............................. 3-61 Referanser/støttelitteratur, kapittel 3..................... 3-63

Kapittel 3: Hovedkomponenter

o Kap. 3 Hovedkomponenter 3.1 Kompressorer 3.1.1 Ulike kompressortyper kompressorens arbeidsprinsipp

Kompressoren l'2-^l er den aktive del i varmepumpeanlegget og kalles med rette "hjertet" i prosessen. Kompressorer deles normalt inn i to hovedgrupper gitt av kompressorens arbeidsprinsipp:

• fortrengningskompressorer • dynamisk arbeidende kompressorer (turbokompressorer, jektorer) fortrengnings­ kompressorer

Til fortrengningskompressorene hører stempelkompressoren og forskjellige typer rotasjonskompressorer, deriblant skruekompressorer, scroll-kompressorer, rullestempel-kompressorer, lamellkompressorer med flere. Kompresjon av gassen skjer i et lukket arbeidsrom hvor romvolumet gradvis minskes (mekanisk fortrengning av gassen).

dynamiske kompressorer

I gruppen for dynamisk arbeidende kompressorer regnes turbokompressorer og dampstråle-kompressorer (jektorer). Trykkstigningen skjer ved at gassen gis høy hastighet (kinetisk energi) som så omsettes i trykkenergi i diffusor(er).

Videre grupperes kompressorer etter hvordan kompressor og motor er sammenbygget; åpen (vanlig for større kompressorer), semi-hermetisk og hermetisk type (vanlig for små kompressorer). åpne kompressorer

hermetiske kompressorer

Ved åpne kompressorer er kompressor og motor fullstendig adskilt, og det anvendes kilremtrekk eller direkte kobling for kraftoverføring mellom motor og kompressoraksling. For å hindre lekkasje rundt kompressorakslingen benyttes en akseltetning (pakkboks). Ved hermetisk utførelse er kompressor og motor bygd sammen i et sveiset platehus som ikke kan åpnes, slik at verken motor eller kompressordel er tilgjengelige. Ettersom kompressoren er direkte forbundet med motoren, behøves ingen akseltetning som for åpne kompressorer.

3-1

Kapittel 3: Hovedkomponenter semi-hermetiske kompressorer

varmepumpekompressorer

Semi-hermetiske kompressorer har også elmotor og kompressordel anbrakt sam­ men i et hus, men en har her mulighet for åpne kompressoren for service og ved­ likehold. Samtlige kompressortyper leveres i semi-hermetisk utførelse.

De til nå mest vanlige kompressorer for varmepumper er stempelkompressorer, skruekompressorer og radiale turbokompressorer. Rullestempel- og scroll-kompressorer benyttes dessuten i økende grad i mindre anlegg. 3.1.1.1 Stempelkompressoren a)

Generelt

Stempelkompressoren er den eldste kompressortypen. Kapasitets- og bruksområdet er omfattende, fra de minste én-sylindrede enheter på noen watt til de største 16sylindrede maskinene med 1 000 kW varmeytelse.

Figur 3.1 Kompresjonsforløpet for stempelkompressor vist i 4 faser arbeidsprinsipp

trykkstyrte ventiler

smøring

oijeretur

I stempelkompressoren skaper stempelets returbevegelse et undertrykk i sylinderen i forhold til sugetrykket, slik at sugeventilen åpner og arbeidsmediet (gass) strøm­ mer inn i sylinderen (modus 1, figur 3.1). Når returbevegelsen stanser lukker suge­ ventilen og kompresjonen kan begynne (2). I kompresjonsfasen reduserer stempelet arbeidsmediets volum slik at trykk og temperatur øker (3). Når så trykket i sylinderen overskrider kondenseringstrykket (inkl, ventilfjær) åpner trykkventilen, og den komprimerte gassen presses ut av sylinderen (4). De trykkstyrte ventilene er et karakteristisk trekk for stempelkompressoren og sikrer at maksimaltrykket i sylinderen automatisk tilpasses kondensatortrykket. Denne egenskap er en stor fordel når trykkforholdet i anlegget varierer sterkt.

For å sikre tilstrekkelig smøring av kompressorens bevegelige deler fordeles olje fra bunnkassen i kompressoren via en egen oljepumpe eller annet oljefordelingssystem. Noe olje vil alltid rives med gassen i kompresjonsfasen, og en benytter derfor ofte oljeutskiller og eget oljeretursystem for retur av olje tilbake til bunn­ kassen i kompressoren (se også kapittel 3.4.1, Oljeutskillere og oljeretursystemer).

3-2

Kapittel 3: Hovedkomponenter b) Volumetriske tap - leveringsgrad slagvolum

volumetriske tap

leveringsgrad

Kompressorer av fortrengningstypen (stempel, skrue m.v.) har et entydig definert maksimalt transportvolum (slagvolum hos stempelkompressorer), bestemt av maskinens dimensjoner og turtall. Det virkelige innsugde gassvolumet blir imid­ lertid noe mindre på grunn av volumetriske tap. De volumetriske tapene skyldes flere forhold, der tilbakeekspansjon av restgass i kompressorens "skadelige volum" i første del av sugeslaget på grunn av at ventilene opptar noe av sylindervolumet, utgjør den viktigste årsaken. Men også økning av suggassens spesifikke volum grunnet varmetilførsel fra høytrykksiden og fra sylinderveggene (veggtapet), gasslekkasje mellom stempel og sylindervegg og gjennom ventiler samt redusert fylling av sylinderen når ventilene ikke arbeider korrekt, medfører volumetriske tap. Som et mål på kompressorens evne til å utnytte det disponible volumet benyttes volumetrisk virkningsgrad eller leveringsgrad, X. Leveringsgraden er gitt av for­ holdet mellom virkelig innsugd volum (referert til innsugningstilstanden), Vinns, og stemplenes totale gjennomløpte volum, Vs, og avtar med økende trykkforhold i kompressoren. Leveringsgraden faller dessuten raskt med minkende kompressorstørrelse, figur 3.2. V inns

X = ---------

Volumetrisk virkningsgrad (leveringsgrad) for stempelkompressor

Figur 3.2 Eksempel på leveringsgrad som funksjon av trykkforholdetfor stempelkompressorer av ulik størrelse. Arbeidsmedium R-22.

c) Energimessige tap - isentropisk virkningsgrad

energimessige tap

mekaniske tap

Isentropisk virkningsgrad

De forskjellige årsakene til volumetriske tap i kompressoren medfører samtidig større eller mindre energimessige tap. I tillegg kommer blant annet friksjonstap som består i "indre friksjon" mellom gassmolekyler innbyrdes og mellom gass og vegg ved kompresjon, ekspansjon og transport gjennom ventiler og mekanisk friksjon mellom deler i relativ bevegelse i kompressoren. Forholdet mellom isentropisk effekt, Pteoretisk (ideell tapsfri prosess uten varmeveksling med omgivelsene) og virkelig tilført effekt til kompressorakslingen, PvirkeUg, kalles kompressorens (isentropiske) totalvirkningsgrad, r|is. T|is varierer betydelig med trykkforholdet, og viser dessuten en sterkt fallende tendens med kompressorstørrelsen, figur 3.3 neste side.

3-3

Kapittel 3: Hovedkomponenter

Figur 3.3 Eksempel på isentropisk virkningsgrad som funksjon av trykk forholdet for stempelkompressorer av forskjellig størrelse. Arbeidsmedium NH3.

Trykkforhold (-) Pteoretisk T"|is =

-------—------

Isentropisk totalvirkningsgrad for fortrengningskompressor

Pvirkelig

d) Motorvirkningsgrad

For hermetiske og semi-hermetiske kompressorer inkluderer T|is tapene i såvel motor som kompressor, og en refererer dessuten til klemmeeffekten istedenfor akseleffekten. For åpne kompressorer opererer en med en egen motorvirkningsgrad, Tjmoto Motorvirkningsgraden avtar med motorens nominelle effekt, og spesielt små kompressormotorer kommer dårlig ut, figur 3.4.

Figur 3.4

motorvirkningsgrad ved dellast

Eksempel på virkningsgrad for elektromotorer v edfullast drift som funksjon av nominell motoreffekt

Virkningsgraden avtar også når motoren reguleres ned (kompressoren går på dellast). Mens store motorer har et relativt flatt kurveforløp faller motorvirknings­ graden raskt ved nedregulering av mindre motorer, figur 3.5 neste side.

3-4

Kapittel 3: Hovedkomponenter

Figur 3.5 Eksempel på virkningsgrad ved dellastfor elektromotorer med forskjellig nominell motoreffekt

åpen/hermetisk kompressor

ammoniakk

Under normale forhold synes hermetiske og semi-hermetiske kompressorer å ha noe høyere motorvirkningsgrad enn de åpne, særlig om motoren er suggasskjølt. Dette skyldes lavere temperatur i motorviklingene. I tillegg unngår en det ikke ubetydelige energitapet som pakkboksen medfører. Overføringen av tapsvarmen til suggassen øker dessuten anleggets effektfaktor. En annen viktig fordel er at en unngår problemet med eventuelle lekkasjer i pakkboksen. Åpne kompressorer er imidlertid normalt mindre følsomme overfor ukorrekt drift av anlegget, spesielt med hensyn på motorhavari. I ammoniakkanlegg kan en med dagens motorkonstruksjoner kun benytte åpen kompressor, ettersom arbeidsmediet reagerer kjemisk med kobber eller kobberlegeringer når det er fuktighet til stede. e) Ytelsesregulering

Ytelsesregulering av stempelkompressorer kan foregå ved:

• • • • by-pass regulering

fri tilbake-strømning

på/av-regulering

turtallsregulering

by-pass mellom trykk og sugeside løfting av sugeventil (fri tilbakestrømning) på/av-regulering turtallsregulering

Regulering med by-pass mellom trykk- og sugeside er en energikrevende reguleringsmetode. By-passgassen opptar arbeid i kompressoren uten å gi noen kondensatorytelse. Også når kapasitetsreguleringen skjer ved å kople ut sylindere (løfting av sugeventil) reduseres virkningsgraden sammenlignet med drift ved fullast. Reduksjonen øker med antall utkoplede sylindere. Dette skyldes i hovedsak at de mekaniske tapene er tilnærmet uavhengige av innkoplet kapasitet, og at det kreves et visst arbeid for å sirkulere gass gjennom de avlastede sylindrene. For mindre kompressorer benyttes alltid på/av-regulering. Den beste reguleringsmetoden energimessig sett er turtallsregulering, men turtallsregulatorer er foreløpig for kostbare til at dette er aktuelt å utnytte i praksis. På grunn av fallet i virknings­ graden ved dellast bør en tilstrebe å dele ytelsen på to eller flere kompressorer.

3-5

Kapittel 3: Hovedkomponenter

o

f) Trykklasser

Dagens stempelkompressorer leveres i standard 25 bars trykklasse (PN 25). For arbeidsmedier med høyt metningstrykk, for eksempel R-22 og ammoniakk, vil dermed maksimal kondenseringstemperatur være begrenset til ca. 60°C. Mye tyder på at det vil komme 30 eventuelt 40 bars stempelkompressorer på markedet, og en vil da ha muligheten til å operere med vesentlig høyere kondenseringstemperaturer med de nevnte arbeidsmedia. g) To-trinnsanlegg

Ved økende trykkforhold i anlegget (økende temperaturløft) avtar både kom­ pressorens leveringsgrad og isentropiske virkningsgrad (T|is ved trykkforhold > 3-4). For arbeidsmedier som R-22 og ammoniakk vil en dessuten lett kunne få problemer med for høy trykkgasstemperatur ved høyt trykkforhold (se også kapittel 3.1.3.4). Avhengig av blant annet temperaturløft/trykkforhold, arbeidsmedium og anleggsstørrelse kan det derfor være aktuelt å foreta kompresjonen i to trinn med kjøling av gassen på mellomtrykksnivå, se forøvrig kapittel 2.2.3, Flertrinns kompressorvarmepumpeanlegg og kapittel 3.4.2.1, Mellomtrykksbeholder. Fordelen med to-trinns kompresjon/struping med mellomkjøling kan oppsummeres: fordeler med totrinns kompresjon

• reduserte kompressortap (mindre trykkforhold pr. kompressortrinn) • lavere energiforbruk for kompressoren(e) totalt sett (pga. mellomkjøling) • lavere trykkgasstemperatur og mindre risiko for kompressorhavari • redusert strupningstap På mindre to-trinnsanlegg deles stempelkompressoren opp i en lavtrykksdel og en høytrykksdel (fordeling av sylindre), mens en på større anlegg benytter to separate kompressortrinn. Energiforbruket til kompressoren(e) blir forøvrig minst når mellomtrykket pm velges lik det geometrisk middel av fordampertrykket po og kondenseringstrykket pk, dvs:

optimalt mellomtrykk

Pm —

Po*pk

geometrisk middeltrykk ved to-trinns kompresjon

3.1.1.2 Skruekompressoren

En vesentlig del av det som er nevnt under avsnittet om stempelkompressorer er generelt og gjelder også ved bruk av skruekompressorer. Her begrenses derfor om­ talen til å gjelde det som er spesielt for skruekompressoren og skiller denne fra stempelkompres soren.

twin-skme

Av skruekompressorer finnes det to hovedtyper, twin-skruekompressor og monoskniekompressor. Twin-skruen er den eldste og mest brukte skruekompressoren og

mono-skrue

^>est^r av t0 tann" e^er spiralformede rotorer, en "hann-rotor" (konvekse tenner) og en "hunn-rotor" (konkave tenner), figur 3.6 neste side.

arbeidsprinsipp

Bare den ene rotoren drives, normalt hannrotoren. Den er som regel direkte koplet til en topolet motor med høyt turtall (2950 o/min). Inngrepet mellom de spiral­ formede rotorene danner sammen med kompressorhuset tette, lukkede arbeidsrom mellom de sylinderformede veggene og endeveggene. Som følge av profilenes

3-6

Kapittel 3: Hovedkomponenter

o

skruespiral, vandrer inngrepsflatene fra den ene siden av kompressorhuset til den andre når rotorene roterer, samtidig med at arbeidsrommene før inngrepene blir stadig mindre og arbeidsrommene bak inngrepene blir stadig større. Gjennom porter/åpninger i huset suges arbeidsmedium inn fra den ene siden (sugeport), og presses komprimert ut på den andre siden (trykkport), figur 3.6.

Figur 3.6 Skisse av twin-skruekompressor

oljeinnsprøytning

For å smøre inngrepet mellom rotorene og sikre friksjonsfri gang og god tetning Sprøytes olje inn i rotorinntaket. Oljen kjøler samtidig ned gassen og sikrer lav trykkgasstemperatur. Oljen kjøles i sin tur i en egen oljekjøler. På lik linje med et stempelkompressoranlegg er en i tillegg til oljeutskiller etter kompressoren av­ hengig av et særskilt oljeretursystem for å returnere olje fra fordamperen tilbake til kompressoren, se forøvrig kapittel 3.4.1, Oljeutskillere og oljeretursystemer.

mono-skrue

Mono-skruekompressoren arbeider etter samme prinsipp som twin-skruen, men be­ står av én stål hovedrotor samt to lederotorer i plast (finnes også i stål), figur 3.7. Mono-skruen har en del fordeler framfor twin-skruen deriblant lengre levetid på lagrene, ingen slitasje av hovedrotor samt bedre smøringsforhold/tetning (mulig å kjøre uten olje i perioder). Lederotorene i plast opptrer dessuten som sikringer ved unormale forhold, slik at hovedrotoren ikke skades ved for eksempel eventuelle væskeslag (lett å erstatte plastrotorene). Mono-skruen har også den fordel at den har omtrent halvparten av twin-skruens volum og vekt. drivaksel

Figur 3.7 Skisse av mono-skruekompressor

3-7

Kapittel 3: Hovedkomponenter

fast innebygd trykkforhold

leveringsgrad

innebygd trykk­ forhold for lite

innebygd trykk­ forhold for stort

ytelsesregulering

economizer-kopling

I motsetning til stempelkompressoren er skruekompressoren uten arbeidsventiler (ingen tilbakeekspansjon av restgass i sylinder), og har et fast innebygd volumforhold og dermed også et fast innebygd trykkforhold. Trykkforholdet bestemmes først og fremst av arbeidsmediet og kjøleeffekten fra oljeinnsprøytningen. Hos skruekompressorer bestemmes leveringsgraden i første rekke av gasslekkasjen mellom volumer på forskjellig trykknivå. Lekkasjen øker med trykkdifferansen (trykkforholdet). Også trykktap i sugefilter og sugeport bidrar til å redusere den leverte gassmengde. Normalt er leveringsgraden høyere enn for stempelkom­ pressoren og har også et flatere forløp. Lekkasjen medfører økning i kraftforbruket ved at den tilbakestrømmende mengden stadig må komprimeres på nytt. Dersom oljen inneholder oppløst arbeidsmedium reduseres virkningsgraden ytterligere ved at flashgassen må komprimeres. Høyt innhold av arbeidsmedium i oljen reduserer således både virkningsgrad og leveringsgrad.

Når kompressorens innebygde trykkforhold ikke stemmer overens med trykkfor­ holdet i anlegget, oppstår ytterligere tap (høyere kraftforbruk), og mer jo større av­ viket er. Når innebygd trykkforhold er for lite strømmer gass fra kondensatorsiden inn i kompressoren når utløpsporten åpner, og siste delen av kompresjonen må skje mot det fulle kondensatortrykket. I motsatt fall komprimeres gassen til et høyere trykk enn nødvendig, og det skjer et plutselig trykkfall når utløpsporten åpner. Det er imidlertid introdusert skruekompressorer med variabelt innebygd trykkforhold, som automatisk tilpasser seg aktuelt trykkforhold i anlegget. En mangler imidlertid foreløpig driftserfaringer med disse kompressorene.

Skruekompressoren kan til vanlig reguleres trinnløst mellom 100% og ca. 10% ytelse. Reguleringen skjer ved at en reguleringssleide forskyves mot utløpsåpningen og åpner for by-pass tilbake til sugeporten. Dermed påvirkes også volumforholdet. Reduksjonen i volumforholdet fører til at kompressoren i stadig større del av kompresjonsfasen må arbeide mot fullt kondensatortrykk. Økningen i energi­ forbruket sammenlignet med ideell prosess kan bli meget stor. I varmepumpesammenheng utføres skruekompressoren alltid med mellomtrykksinnsugning (kjøling under kompresjonsforløpet) og to-trinns struping, såkalt "economizer-kopling", figur 3.8.

Figur 3.8 Economizer-kopling (mellomtrykksinnsugning) i skruekompressoranlegg

3-8

Kapittel 3: Hovedkomponenter

o energiforbruk ved del last drift

25 bars trykklassse

Economizer-koplingen øker kompressorens kapasitet (kuldeytelse) og redusererer energiforbruket samtidig som en oppnår lavere trykkgasstemperatur. Gevinsten er avhengig av hvilket arbeidsmedium som benyttes, trykkforholdet i anlegget og mellomtrykksnivået. Imidlertid faller effekten av eventuell mellomtrykksinnsugning etter hvert bort hvis ytelsen reduseres. Ved 20-30% nedregulering av ytelsen oppnås ingen effekt av mellomtrykksarrangementet. Den ugunstige utviklingen av energiforbruket ved dellast er skruekompressorens største minusside. Det er derfor her i enda større grad enn ved bruk av stempelkompressorer, nødvendig å vurdere å dele ytelsen på flere aggregater. Dagens skruekompressorer leveres i standard 25 bars trykklasse (PN 25). Benyttes arbeidsmedier med høyt metningstrykk som blant annet R-22 og ammoniakk, vil maksimal kondenseringstemperatur eksempelvis være begrenset til ca. 60°C. Høyere trykk enn 25 bar ville gi problemer med utbøyning av rotoren. Dessuten vil en med dagens oljekvaliteter kunne få for lav viskositet på oljen og dermed risikere problemer med utilstrekkelig smøring og mangelfull tetting i kompressoren (store lekkasjetap).

3.1.1.3 Turbokompressorer! a) Generelt

arbeidsprinsipp

Turbokompressoren hører til gruppen for dynamisk arbeidende kompressorer. I motsetning til stempel- og skruekompressoren skjer det ingen mekanisk for­ trengning av gassen. Isteden tilføres gassen mekanisk arbeid i løpe hjulet (høyt turtall, eksempelvis 10 000-20 000 o/min), som så omsettes dels i trykk- og dels i hastighetsenergi. Etter løpehjulet omsettes så hastighetsenergien til trykk i en diffusor, figur 3.9.

1. 2. 3. 4.

Innsugningsport Løpehjul Diffusor Utblåsningsport

Figur. 3.9 Prinsipiell skisse av radial turbokompressor radial-Zaksial kompressorer

subsonisk supersonisk

Turbokompressorer finnes som radial- og aksialmaskiner. Aksialkompressorer benyttes der en har særlig store ytelser og små trykkforhold. Det er derfor i første rekke radialkompressoren som er aktuell i forbindelse med varmepumper. En deler dessuten inn i subsoniske og supersoniske kompressorer avhengig om maksimal gasshastighet i kompressoren er henholdsvis lavere eller høyere enn lydhastigheten.

3-9

Kapittel 3: Hovedkomponenter På grunn av store transportvolumer er turbokompressorer først aktuelle ved relativt høye ytelser, fra ca. 500 kW og oppover, noe avhengig av driftsforholdene og det arbeidsmediet som benyttes. turbokompressorens fortrinn

Turbokompressoren har en del fortrinn framfor andre kompressorkonstruksjone, der de viktigste er:

• kompakt konstruksjon med relativt lite plassbehov • stor driftssikkerhet • få slitasjedeler og lite vedlikehold • ingen problemer med oljeretur fra fordamper (oljefritt arbeidsmedium) • relativt stillegående oppnåelig trykkfortxjld

halocarboner ammoniakk

oljesmøring oljekjøling

mekaniske tap indikert

virkningsgrad

Oppnåelig trykkforhold pr. trinn øker med gassens molvekt og turtallet på løpehjulet. Kompressortapene øker derimot med økende hastighet på gassen (Machtallet). Ønsket om en akseptabel virkningsgrad begrenser derfor det aktuelle trykkforholdet ved kompresjon av en tung gass. Halokarboner som blant annet R-22, R-134a og R-152a er tunge gasser, og det kan oppnås relativt høye trykkforhold i ett trinn. Ammoniakk derimot, har vesentlig lavere molvekt (ca. 20% av R-22) og krever derfor tilsvarende flere trinn for samme temperaturløft. Ammoniakk er av den grunn et lite egnet arbeidsmedium i turbokompressorer så lenge vesentlig større turtall ikke er mulig. Med dagens aktuelle kompressorkonstruksjoner og materialer er det påkjenningene på løpehjulet som begrenser turtallet. Turbokompressorer har kun behov for smøring i aksiallagreog gear. En opererer derfor med oljefritt arbeidsmedium, og trenger av den grunn verken oljeutskiller eper eget oljeretursystem. Turbokompressorer er forøvrig utstyrt med egen krets for kjøling/fordeling av oljen fra lagre og gear.

Turbokompressoren har mekaniske tap i lagre og gear. Tapene er meget små, i størrelsesorden 1-3% av motoreffekten ved fullast. Prosessvirkningsgraden eller indikert virkningsgrad, T|ind, er gitt av forholdet mellom teoretisk effektbehov, PteOrc[lsk, og den virkelige effekten tilført gassen, Pvirkeiig. Virkningsgraden er best i kompressorens driftspunkt ved fullast. I beste driftspunkt vil indikert virkningsgrad for en subsonisk turbokompressor typisk ligge omkring 85%. Pteorelisk

Tjind =

—-----------

Indikert virkningsgrad for turbokompressor

Pvirkeiig

b) Subsonisk kompressor ytelsesregulering

Ytelsesreguleringen for en underlyds (subsonisk) kompressor kan være arrangert på forskjellig vis:

• struping på sugesiden • regulerbare ledeskovler i innløpet • turtallsregulering • by-pass fra høy- til lavtrykksside • på/av-regulering

3-10

Kapittel 3: Hovedkomponenter

regulerbare ledeskovler

by-pass regulering

på/av-regulering

pumping pumpeg rense

virkningsgradskurver

Den mest aktuelle metoden ved elektromotordrift er å benytte regulerbare lede­ skovler i innløpet. Normalt avtar løftehøyden (temperaturdifferansen mellom for­ dampning og kondensering) for kompressoren ved fallende varmebehov. Under slike forhold kan en oppnå kontinuerlig regulering ned til ca. 40-50 % av full ytelse før en må gå over til by-pass regulering eller på/av-regulering. Antall start/stopp av kompressoren er normalt begrenset til 2-3 pr. time av hensyn til motorbelastningen/slitasjen. Når trykkforholdet i anlegget er stort og/eller levert mengde er liten, kan gass strømme tilbake fra trykksiden gjennom kompressoren. Dette medfører at mottrykket avtar. Leveringen øker og stabil drift opprettes på nytt, inntil mottrykket igjen blir for stort og forløpet gjentar seg ("pumping"). Området der pumping inn­ trer avmerkes i kompressorens driftsdiagram som en linje, pumpegrensen ("surge line"), figur 3.10. Drift under slike forhold kan skade kompressoren og må unngås. En vanlig sikring mot pumping er overløp fra kompressorens høytrykksside til sugesiden (by-pass regulering). Energimessig er dette lite ønskelig da kompres­ soren må komprimere gass som ikke gir noen kondensatorytelse. Kompressoren må derfor dimensjoneres slik at driftspunktet ligger godt til høyre for pumpegrensen i driftsdiagrammet. Virkningsgradskurvene Oimd-kurvene) angir kompressorens indikerte virkningsgrad ved gitt trykkforhold (løftehøyde, kJ/kg) og kapasitet (volumstrøm).

Figur 3.10 Prinsipiell kompressor karakteristikk (volumstrøm! løftehøyde) for turbokompressor med stillbare ledeskovler i innløpet. Inntegnet virkningsgradslinjer (rjind) og pumpegrense

Volumstrøm (m3/sek)

trykklasser

Turbokompressorer fåes både i åpen og semi-hermetisk utførelse, de største maskinene bare i åpen versjon. Standard trykklasse er 25 bar (PN 25) for de mindre maskinene, mens større turboer også leveres i standard 40 bars trykklasse (PN 40). En har dermed muligheten for å kjøre med høy kondenseringstemperatur for arbeidsmedier med høyt metningstrykk, blant annet R-22. 40 bars kompressorer ligger normalt 15-20% høyere i pris enn tilsvarende maskin i 25 bars trykklasse.

3-11

Kapittel 3: Hovedkomponenter c) Supersonisk kompressor

artoeidsprinsipp

En turbokompressor er supersonisk når den absolutte gasshastigheten i kompressoren overstiger lydhastigheten. Trykkøkningen i diffusoren skjer i to trinn. Ved

overgang fra overlyds- til underlydshastighet skjer en nærmest momentan trykkøkning (trykkstøt). Videre trykkøkning skjer ved omsetning av hastighetsenergi til trykkenergi i kompressorens diffusordel. Trykkstøtet er beheftet med tap, og øker med økende hastighet på gassen. driftskarakteristikk

Driftsmessig er det betydelige forskjeller mellom en overlyds- og en underlydsmaskin. En overlydsmaskin har en meget steil driftskarakteristikk, og området for stabil drift begrenses til et smalt belte, figur 3.11. Ved fallende kondensatortrykk ekspanderer gassen etter diffusorens trangeste tverrsnitt ved trykkreduksjon til kondensatortrykk. Ved slike driftsforhold går virkningsgraden sterkt ned, slik at kompressorens energiforbruk ikke avtar i takt med fallende kondensatorytelse.

Figur 3.11 Prinsipiell kompressorkarakteristikkfor supersonisk turbokompressor

ytelsesregulering

Med unntak for visse industrielle anvendelser der en har tilnærmet konstant varme­ behov, er overlydskompressoren mindre egnet som varmepumpekompressor enn underlydskompressoren, ettersom en ikke greier å utnytte fordelene med fallende kondenseringstemperatur ved avtagende varmebehov særlig godt. Ytelsessreguleringen skjer forøvrig ved bruk av stillbare diffusorskovler. 3.1.1.4 Scroll-kompressoren

Scroll-kompressoren eller spiralkompressoren som den også kalles, er en forholds­ vis gammel konstruksjon, og er først og fremst aktuell for mindre ytelser. En vesentlig del av det som er nevnt under avsnittet om stempelkompressorer er generelt og gjelder også ved bruk av scroll-kompressorer. Her begrenses derfor omtalen til å gjelde det som er spesielt for scroll-kompressorer og skiller denne fra stempelkompressoren.

3-12

Kapittel 3: Hovedkomponenter arbeidsprinsipp

fast innebygd trykkforhold

De virkende komponentene i en scroll-kompressor er to identiske spiraler eller spiralblader. Disse er festet på hver sin dekselplate. Scrollene eller spiralplatene er 180 grader faseforskjøvet og satt mot hverandre. Dekselplatene danner da "gulv og tak" i mekanismen. De to spiralene er plassert noe eksentrisk i forhold til hver­ andre, slik at de berører hverandre i en serie punkter. Mellom punktene dannes sigdformede lommer. Dekselplatene lukker disse lommene, og kan grovt sies å til­ svare sylindervegger i en stempelkompressor. Den ene scrollen står fast. Den andre kretser med en liten diameter uten å rotere. Ettersom den kretsende spiralen går rundt, beveger kontaktpunktene seg mot sentrum. Gasslommene blir da også flyttet innover, samtidig som de minsker i volum, figur 3.12. To eller tre gasslommer er under kompresjon samtidig, og dette gir en relativt kontinuerlig volumstrøm ut av kompressoren. Konstruksjonen gjør at en på samme måte som for en skruekompressor har et fast innebygget volumforhold og følgelig et fast innebygget trykk­ forhold.

Figur 3.12 Prinsipiell skisse av kompresjonsforløpet i en scroll-kompressor kompressortap

Lekkasje- og varmetapene er de største tapsfaktorene i en scroll-kompressor. I til­ legg har en friksjonstap blant annet mellom scrollene og i lager. Ettersom en scrollkompressor er uten ventiler og derfor ikke noe "skadelig volum", oppstår volumetriske tap kun på grunn av lekkasje fra gasslommer i spiralens periferi tilbake til sugesiden. Leveringsgraden blir derfor høy som for skruekompressorer. Figur 3.19 viser eksempel på leveringsgrad og isentropisk virkningsgrad som funksjon av trykkforholdet for sroll-, stempel- og rullestempelkompressorer.

Figur 3.13 Eksempel på leveringsgrader og isentropiske virkningsgrader som funksjon av trykkforhold for scroll-, stempel og rullestempelkompressor

3-13

Kapittel 3: Hovedkomponenter Scroll-kompressoren har en del fortrinn framfor den konvensjonelle stempelkom­ pressoren. Av disse kan nevnes få bevegelige deler, lite volum, lavt støy og vibrasjonsnivå og høy toleranse overfor forurensninger og væske i arbeidsmediegassen.

3.1.1.5 Rullestempel-kompressoren Rullestempel-kompressoren hører inn under rotasjonsstempel-kompressorene, og er en aktuell kompressorkonstruksjon ved mindre ytelser. En vesentlig del av det som er nevnt under avsnittet om stempelkompressorer er generelt og gjelder også ved bruk av rullestempel-kompressorer. Her begrenses derfor omtalen til å gjelde det som er spesielt for rullestempel-kompressoren og skiller denne fra stempelkomp­ ressoren. arbeidsprinsipp

Stempelet, som beveger seg på en sylinderakse, ruller langs veggen i et sylinder­ formet hus, figur 3.14. Oppdelingen av det sigdformede kompresjonsrommet i suge- og trykkside skjer dels ved berøringslinjen mellom stempel og sylinder og dels ved hjelp av bevegelige lameller. Under en omdreining av stempelet foregår det en kontinuerlig innsugning av gass på den ene siden av stempelet. Samtidig reduseres trykkrommet på motsatt side, og arbeidsmediet komprimeres inntil trykkventilen på høytrykkssiden åpner. Det kreves ingen sugetrykksventiler på denne typen kompressorkonstruksjoner.

Figur 3.14 Rullestempelkompressor; kompresjonsforløpet vist i 4 faser

leveringsgrad

Ettersom det er permanent adskillelse av suge- og trykkside, forekommer det ingen returekspansjon (ikke noe "skadelig rom" som på en stempelkompressor), og det geometriske slagvolum utnyttes nesten 100% (høy leveringsgrad). På grunn av den ensrettede strømning av arbeidsmediet under kompresjonen blir veggtapet mini­ malt, og trykkforholdene sikrer nesten konstant leveringsgrad. For å oppnå tilstrek­ kelig tetning mellom stempel og sylinder, trengs det forholdsvis store mengder olje. Trykkforholdet pr. trinn er normalt begrenset til 3-4.

3.1.2 Spesielle forhold for varmepumpekompressorer I prinsippet er det ingen forskjell mellom en varmepumpe og et kuldeanlegg. Det er allikevel ofte nødvendig å skille mellom typiske kuldeanlegg og typiske varme­ pumper blant annet når kompressoregenskaper og kompressortype skal vurderes.

3-14

Kapittel 3: Hovedkomponenter Den viktigste årsaken er at driftsforholdene er forskjellige. I noen grad bidrar også det forhold at det for kuldeanlegget refereres til kuldeytelsen, mens kondensatorytelsen er grunnlaget for vurderinger og sammenligninger når det gjelder varme­ pumper.

Mens et kuldeanlegg ofte jobber forholdsvis stasjonært og med moderate temperatur- og trykkgrenser, er arbeidsforholdene for varmepumpekompressorer typisk kjennetegnet ved: arbeidsforhold for varmepumpe­ kompressorer

• • • • • •

sterkt varierende ytelse over tid stor variasjon i kondenseringstemperatur stor variasjon i fordampningstemperatur høyt temperaturløft sterkt varierende temperaturløft høyt midlere temperatur- og trykknivå

Kuldeanlegget har heller ingen konkurrent til kuldeproduksjon, mens varme­ pumpen konkurrerer økonomisk med konvensjonelle oppvarmingsmetoder. På denne bakgrunn må det stilles spesielle krav til varmepumpekompressorer med henhold til:

• mulig driftsområde • pålitelighet og driftssikkerhet • energiutnyttelse ved fullast og dellast (virkningsgrader) • kostnader pr. kW ytelse • støy og vibrasjoner kompressorens 'stressområder"

De varierende driftsbetingelsene fører til at varmepumpekompressoren i perioder må arbeide i det en kaller "kompressorens stressområder", figur 3.15.

Fordampertrykk (bar)

Figur 3.15 "Stressområder” for kompressorer område 1

I OMRÅDE 1 (lav fordampningstemperatur og høy kondenseringstemperatur) er problemet først og fremst høy trykkgasstemperatur. Dette er i seg selv ikke så

alvorlig for kompressoren, men kan resultere i termisk spalting av olje og arbeids-

3-15

Kapittel 3: Hovedkomponenter mediet og koksing av oljen. Ved hermetisk og semi-hermetisk drift vil spalting av arbeidsmediet og påfølgende syredannelse lett føre til motorhavari. I tillegg blir massestrømmen [kg/s] gjennom kompressoren liten i dette området, noe som kan gi mangelfull kjøling av suggasskjølte kompressorer og føre til motorhavari. Kombinasjon av uteluft som varmekilde og konvensjonelt radiatorsystem med høye temperaturkrav (høy kondenseringstemperatur) er et nærliggende eksempel på driftstilfelle hvor kompressoren tidevis arbeider i område 1. område 2

I OMRÅDE 2 (både høy fordampnings- og kondenseringstemperatur) er det de mekaniske påkjenningene på kompressoren som utgjør "stressproblemet". Stor energiomsetning medfører stor belastning på blant annet lagre, samtidig som for eksempel ventilene i stempelkompressorer blir gjennomgående kraftig belastet. De ulike kompressortypenes egenskaper gjør dem naturlig nok forskjellig egnet til å arbeide i stressområdene. Aktuelt driftsområde vil derfor måtte tillegges stor be­ tydning ved valg av kompressortype.

3.1.3 De forskjellige kompressortypenes hovedarbeidsområde

hovedtyper av kompressorer

De tre hovedtypene av kompressorer for varmepumper er stempelkompressorer, skruekompressorer og radiale turbokompressorer. Dessuten benyttes scrollkompressorer og rullestempelkompressorer i økende grad i mindre anlegg. I denne sammenheng vil imidlertid kun de tre hovedtypene av kompressorer bli vurdert mot hverandre med hensyn på virkningsgrader, dellastegenskaper og kostnader. Dagens hovedarbeidsområde for de tre kompressortypene er antydet i figur 3.16.

Figur 3.16 Hovedarbeids­ områder for stempel-, skrue og turbokompressorer

Slagvolum (103«m3 /time)

Tradisjonelt har disse typene dominert hvert sitt ytelsesområde, med stempelkompressoren i nedre og turbokompressoren i øvre del av skalaen. De siste årene har imidlertid bildet endret seg noe, og områdene med overlapping har økt. Dette gjel­ der ikke minst i mellomsjiktet, hvor mini-skruekompressorer er introdusert i et

3-16

Kapittel 3: Hovedkomponenter ytelsesområde som tidligere har vært forbeholdt stempelkompressoren. I nedre del av skalaen (opp til 15-20 kW ytelse) har dessuten scroll- og rullestempelkompressoren begynt å vinne terreng overfor stempelkompressoren. 3.1.3.1 Sammenligning stempel/skrue a) Isentropisk virkningsgrad

Overlappingsområdet dekker i dag slagvolum i området 80-1500 nv/time (pr. enhet). For stempelkompressorer vil dette være middels og store maskiner, mens tilsvarende skruekompressorer vil være små (mini) til middels i størrelse. Generelt har små kompressorer større tap enn de store. I overlappingsområdet har derfor gode stempelkompressorer høyere virkningsgrad enn konkurrerende skrue­ kompressorer. Figur 3.17 gir et eksempel, hvor kompressorer med slagvolum ca. 700 mytime er sammenlignet. Differansen kan imidlertid variere en god del, av­ hengig av aktuell kompressorutførelse, arbeidsmedium, turtall og driftsbetingelser.

Figur 3.17 Eksempel på isentropisk virkningsgrad for stempel- og skruekompressor i over­ lappingsområdet. Slagvolum er ca. 700 nv/time.

Trykkforhold (-)

Skruekompressorens energiutnyttelse kan imidlertid bedres ved å innføre såkalt economizer-arrangement. Dette gir imidlertid full effekt bare ved 100% kompressorytelse og er helt ute av funksjon allerede ved 20-30 % ytelsesreduksjon. Bedringen er heller ikke tilstrekkelig til helt ut å komme opp på nivå med en god stempelkompressor. Konstant innebygd volumforhold har vært et minus ved skruekompressoren. Dette har vært særlig uheldig for varmepumpedrift hvor temperaturløftet og dermed trykkforholdet i anlegget varierer mye over tiden. Det er imidlertid introdusert maskiner med variabelt innebygd trykkforhold, men foreløpig mangler en driftserfaringer fra praktisk bruk. b) Leveringsgrad

For leveringsgraden er forholdet omvendt. Skruekompressoren har relativt høy leveringsgrad, typisk omkring 85% for maskiner i overlappingsområdet. Store kompressorer kan dessuten ha over 90% ved moderate trykkforhold. I tillegg er leveringsgraden relativt lite følsom overfor trykkforholdet, slik at avgitt

3-17

Kapittel 3: Hovedkomponenter kondensatorvarme holdes praktisk talt konstant om kondenseringstemperaturen øker. Figur 3.18 viser hvordan forløpet for leveringsgraden kan arte seg for stempel- og skruekompressor med ca. 700 np/time slagvolum. Figur 3.18 Eksempel på leveringsgrad for stempel- og skruekompressor i overlappings-området. Slagvolum er ca. 700 mdtime.

c) Innkjøps, drifts- og vedlikeholdskostnader

Den praktiske gevinsten av høy leveringsgrad ligger først og fremst på kostnads­ siden. I overlappingsområdet er likevel skruekompressoraggregatet dyrere i innkjøp enn konkurrerende stempelkompressorer. Differansen kan nok variere, men 30% kan være et typisk tall. Når det gjelder drift- og vedlikehold er tallene usikre og meningene delte. Den mest vanlige oppfatningen er likevel at skruekompressoren gir lavere vedlikeholds­ kostnader. I denne sammenheng er også driftssikkerheten meget vesentlig, i og med at stillstand av anlegget ofte vil koste langt mer i økte energiutgifter i forbindelse med oppvarmingen enn det reparasjonen beløper seg til. Her kan det sies at skrue­ kompressoren har en fordel gjennom sin enklere og mer robuste mekanikk. d) Andre forhold

Av andre forhold står plassbehovet sentralt. Ofte er plassen begrenset og/eller kostbar, noe som går i favør av skruekompressoren. Vibrasjonsfri gang og lett å lyddempe er også momenter som kan markedsføres til fordel for denne kompressortypen.

3.1.3.2 Sammenligning skrue/turbo Her blir forholdet å sammenligne mellomstore og store skruekompressorer med små turboer (overlappingsområde 2.000-6.000 np/time).Resultatet av sammen­ ligningen vil i stor grad være avhengig av driftsforholdene. Subsoniske turbo­ kompressorer har høy virkningsgrad, men fås i standard utførelse for bare mindre temperaturløft (40-50°C). Her vil de være skruekompressoren nokså overlegne mht. energibruk, både under normal drift og spesielt ved drift under dellast. Svært ofte utføres turbokompressoranlegget som et to-trinns anlegg med mellomkjøling.

3-18

Kapittel 3: Hovedkomponenter industrielle anvendelser

industrielle anvendelser med høyt temperaturkrav og forholdsvis konstant varme behov benyttes gjeme supersoniske maskiner i ett eller to trinn. Særlig ett-trinnskompressoren er høyt presset og har vesentlig lavere virkningsgrad enn underlydskompressoren. Sammenlignet med skruekompressoren vil den være omtrent like­ verdig. De litt større overlydsmaskinene er gjeme i to trinn med mellomkjøling og kommer bedre ut energimessig. Store skruekompressorer i to-trinns arrangement kan imidlertid komme like bra ut. I

Prismessig kommer turbokompressoren gunstigst ut i sammenligningen ved mode­ rate temperaturløft (standard subsoniske kompressorer). Ved høye løft er prisnivået nokså likt for de kompressortypene. I noen konkrete tilfeller har skruekompressor imidlertid kommet best ut. 3.1.3.3 Betydning av variasjon i kompressorytelse over tiden

I mange industrielle anvendelser er både temperatumivå og varmebehov relativt konstant over tid, og kompressorene kan gå på fullast det meste av driftstiden (høy virkningsgrad). For varmepumper for vanlig romoppvarming følger imidlertid variasjonene i nødvendig ytelse utetemperaturen. Utnyttelsen av kompressorens varmeytelse vil derved kunne variere mye over tiden. Figur 3.19 viser eksempel på dette.

Figur 3.19 Eksempel på relativ utnyttelse av installert kompressorkapasitet for varmepumper med forskjellig dimensjoneringspunkt

"stressområdef

Små varmepumper for eneboliger o.l. er ofte dimensjonert for 100% ytelse, sam­ tidig som en kjører på/av-regulering. Dette betyr at kompressoren vil måtte arbeide i begge de nevnte "stressområdene", især om uteluften er varmekilde. Den store variasjonen i effektbehov får også betydning for motoren, som må dimensjoneres for høyest forekommende fordampningstemperatur. Behovet for motoreffekt kan da være opptil dobbelt så høyt som i dimensjoneringspunktet.

Større kompressorer med kapasitetsregulering vil arbeide under enda mindre gun­ stige betingelser store deler av tiden. Forholdene bedres ved å dele ytelsen på to eller flere kompressorer. Det må allikevel alltid undersøkes hvilke dellastegenskaper motoren har og en må unngå å overdimensjonere denne.

3-19

Kapittel 3: Hovedkomponenter

o

kompressorens dellast egenskaper

virkningsgrad ved dellast

Dellastegenskapene for selve kompressoren er selvsagt aller viktigst. Skrue- og turbokompressorer har fordelen av kontinuerlig kapasitetsregulering, mens stempelkompressorer med få sylindere selvsagt har begrensede reguleringsegenskaper. Dersom mediet som varmes har stor varmekapasitet, for eksempel vann i et sentralvarmesystem, har dette liten betydning komfortmessig. Det kan imidlertid medføre stabilitetsproblemer i anleggets reguleringssystem, om en ikke tar hensyn til dette forholdet.

Virkningsgraden ved dellast avtar for alle kompressortypene. Turbokompressor (så lenge by-passregulering kan unngås) og stempelkompressorer kommer best ut. For­ holdene er skjematisk antydet i figur 3.20.

Figur 320 Dellast-karakteristikk (prinsipiell) for ulike kompressortyper.

Av figur 3.20 kan en direkte anslå relativ endring i effektfaktoren for anlegget, når dette betraktes som et kuldeanlegg. Varmepumpens effektfaktor påvirkes i mindre grad ettersom den økte tapsvarmen fra kompresortapene inkluderes i kondensatorytelsen. Generelt bør en allikevel unngå at kompressorer arbeider under 50-60% ytelse i særlig lang tid. Dette oppnås ved å dimensjonere varmepumpen for bare en del av maksimalbehovet og fordele ytelsen på flere kompressorer, som eventuelt er av ulik størrelse. Forholdet er som vist i særlig viktig i anlegg med skrue­ kompressorer. 3.1.3.4 Kompressorhavari i varmepumpeanlegg a) Generelt

høyt trykk/høye temperaturer

Årsak til havari i varmepumpeanlegg finner en ofte i kompressoren. En viktig årsak er at driftsbetingelsene kan være vesentlig forskjellig fra de en finner i kuldeanlegg, spesielt med hensyn til variasjon i temperatumivået og ytelse over tiden. Problemet er ofte knyttet til høye trykk og temperaturer. Dette har dessuten blitt ekstra aktuelt, ettersom det fra og med 1. januar 1991 vil bli forbudt å anvende R-12 i varme­ pumpeanlegg med mindre enn 10 kg mediefylling. Bruk av R-12 på større anlegg vil kreve særskilt tillatelse (dispensasjon) fra Statens Forurensingstilsyn (SFT). Anleggene forventes av den grunn i tiden framover i stor utstrekning å bli bygd med R-22 som arbeidsmedium /7/.

I 3-20

Kapittel 3: Hovedkomponenter

o

Mindre og mellomstore varmepumper benytter i stor grad hermetiske og semihermetiske kompressorer, som vanligvis er suggasskjølt. Med bakgrunn i kravet om redusert utslipp av arbeidsmedium (KFK) i blant annet varmepumper, må en vente at denne tendensen vil forsterkes i årene framover. Åpne kompressorer har som kjent normalt større lekkasje enn (semi)hermetiske modeller. ammoniakk

Ammoniakk er et aktuelt arbeidsmedium for bruk i varmepumpeanlegg bl.a. på grunn av sine meget gode termodynamiske egenskaper. Mediet har i likhet med R-22 høy trykkgasstemperatur. Ammoniakk angriper imidlertid kobber og kobberlegeringer (motorviklinger) hvis det er fuktighet til stede. En er dermed avhengig av å benytte åpen kompressorløsning ved bruk av ammoniakk. b) Kjøling av motoren

viklingstemperaturen

Viklingstemperaturen i suggasskjølte kompressorer er avhengig av den varmemengde som utvikles, den kjølende gassens temperatur og sirkulert gassmengde. I tillegg spiller naturlig nok geometriske forhold en vesentlig rolle og i hvilken grad varme ledes fra trykksiden over til sugesiden. Det eksisterer to kritiske områder med hensyn på viklingstemperaturen:

• særlig høye fordampningstemperaturer, kombinert med høye kondenserings temperaturer; gir høy motorytelse og høy temperatur på suggassen • særlig lave fordampningstemperaturer; gir liten sirkulert gassmengde og lav motorvirkningsgrad Forholdene kan bedres noe ved å benytte kompressor(er) med kjølt sylindertopp (luft eller vann). Ved luftkjøling må selvsagt kompressoren være plassert slik at varmen utnyttes. nedbrytningshastighet

motortorann

Generelt sett fordobles nedbrytningshastigheten for motorisolasjonen pr. 10°C økning av viklingstemperaturen. Det er imidlertid ikke bare høy temperatur som er skadelig for isolasjonsmaterialet i motoren, og fremmedstoffer i arbeidsmediet (for eksempel luft, fuktighet og syre som følge av høy tempera tur-spaltning av olje og medium), bidrar i stor grad til raskere nedbrytning. Til tross for rimelige driftsbetingelser, kan motorbrann oppstå i semi-hermetiske varmepumper. Det er derfor viktig å sørge for god kjøling av motorviklingene. c) Trykkgasstemperaturen

nedbrytning av olje

Varmepumper med R-22 vil kunne komme opp i høy trykkgasstemperatur. Selv om me^et i se§ selv er meget temperaturstabilt, kan det skje en merkbar nedbrytning av olje og eventuelt også av arbeidsmedium om temperaturen overstiger 120140°C. Fuktighet og luft i anlegget forsterker denne prosessen. Også her vil kjølt sylindertopp bidra til å senke temperatumivået. Det eksisterer naturlig nok en sammenheng mellom nedbrytning og eksponerings­ tid. Montering av en overhetningsvarmeveksler like etter kompressoren vil derfor bedre forholdene og øke levetiden for anlegget, se forøvrig kapittel 3.2.4.2, Over­ hetningsvarmeveksler.

3-21

Kapittel 3: Hovedkomponenter I figur 3.21 er det illustrert hvordan trykkgasstemperaturen for en suggasskjølt semihermetisk varmepumpekompressor kan variere med fordampnings- og kondenseringstemperaturen. Det er tegnet opp kurver for kompressor med og uten kjøling av sylindertoppen. I vanlig kuldeteknisk praksis regner en 120°C som høyeste tillatte trykkgasstemperatur over lengre tids drift.

Figur 3.21 Eksempel på trykkgass­ temperatur for en suggasskjølt varme­ pumpekompressor. Gassoverhetning inn på kompressor; 20 °C.

d) Oljetemperaturen lagerhavarier pakkbokshavarier

anbefalt oljetemperatur

ekstern oljekjøling

Lagerhavarier i varmepumpekompressorer er en annen årsak til driftsstans. Åpne kompressorer kan dessuten få pakkbokshavari. Slike havarier har gjeme sammen­ heng med for høy oljetemperatur og dårlig smøring/kjøling.eller "surt" anlegg (på grunn av spaltingsprodukter fra arbeidsmediet) og kopperpletting.

Oljetypen velges i forhold til driftstemperaturen. For tyktflytende (viskøs) olje vil imidlertid kunne skape problemer ut i anlegget og ved oppstart av kald kompressor. Maksimalt anbefalt oljetemperatur varierer noe med kompressorfabrikat og kompressortype, og 70-90°C settes gjeme som en øvre grense. Selv dette synes mange er i høyeste laget. Hvis en kan utnytte varmen fra oljekjølingen (noe som alltid bør være tilfelle), bør en tilstrebe enda lavere temperatur, f.eks. 55-60°C. Ekstern oljekjøling vil kunne være en god forsikring mot slike havarier i stempel­ kompressorer og mindre rotasjonskompressorer. Skruekompressorer og de fleste turbokompressorer i varmepumpesammenheng er utstyrt med egne oljekjølere.

Av hensyn til løsligheten av arbeidsmedium i oljen bør imidlertid temperaturen ikke senkes for mye. Av samme grunn bør kompressoren også være utstyrt med termostatisk varmeelement i oljesumpen for å holde oljen varm under stillstand. Oljen bør alltid holdes 20°C over metningstemperaturen ved det trykket som rår i anlegget.

3-22

Kapittel 3: Hovedkomponenter

3.2 Varmevekslere 3.2.1 Innledning bruksområder

I et varmepumpeanlegg benyttes varmevekslere /2-6/ i første rekke som fordamper og kondensator. For å øke anleggets kapasitet og effektfaktor benyttes tidevis også underkjølings- og overhetningsvarmevekslere, i tillegg til blant annet varme­ vekslere i oljeretursystem. På en del anlegg benyttes også varmevekslere mellom varmepumpen og varmekilden (indirekte systemer). I alle tilfelle er valg av riktig type varmevekslere og korrekt dimensjonering av disse viktig for at varmepumpeanlegget skal bli en teknisk og økonomisk vellykket installasjon.

3.2.2 Fordampere Fordamperen i et varmepumpeanlegg utføres på forskjellig vis alt avhengig av:

• type varmekilde (jord/luft/sjøvann/kloakk/spillvann ....)

• varmekildens tilstand med henhold til forurensninger, korrosivitet etc. • ønsket fordamperytelse (kapasitet) • varmekildens temperaturforløp over året / lavest forekommende temperatur

• mulig varmeuttak fra varmekilden før eventuell frysing • avstand mellom varmekilde (reservoar) og fordamper

På grunn av de forskjellige ytre arbeidsbetingelser som fordamperen skal tilfreds­ stille, er det utviklet mange forskjellige konstruksjoner for å utnytte de varmeoverførende flater best mulig i tillegg til å gi mest mulig problemfri drift under varie­ rende driftsbetingelser. Avhengig av væsketilførselen kan fordampere klassifiseres i tre hovedgrupper:

• tørrfordampere • resirkulasjonsfordampere • fylte fordampere tørrfordampere

I en tørrfordamper reguleres væsketilførselen med en termisk strupeventilventil, slik at arbeidsmediet er i gassfase og har en konstant overhetning ved utløpet av fordamperen, eksempelvis 4-5°C. Overhetningen skal sikre at en aldri får væske inn i kompressoren, og normalt vil ca. 10-20% av fordamperflaten gå med til over­ hetning av arbeidsmediet. Tørrfordamperen utnytter derfor de varmeoverførende flater mindre effektivt enn fylte fordampere og resirkulasjonsfordampere. På tross av dette forhold brukes tørrfordampere i stor utstrekning, først og fremst på grunn av enklere og mere kompakt utførelse, lavere kostnader, mindre mediefylling og enklere oljeretur. Figur 3.22 neste side viser en prinsipiell skisse av varmepumpe­ anlegg med tørrfordamper.

3-23

Kapittel 3: Hovedkomponenter

Figur 322 Prinsippskisse av varmepumpeanlegg med tørrfordamper resirkulasjonsfordampere

resirkulasjonsforhold

pumpesirkulasjon

selvsirkulasjon

For å bedre varmeovergangsforholdene vil en på større anlegg benytte resirkulasjonsfordampere eller fylte fordampere. I resirkulasjonsfordamperen er væskesirkulasjonen gjennom fordamperen større enn den fordampede mengden (blanding væske/gass ut fra fordamperen). En oppnår dermed bedre fukting av fordamperflaten og følgelig høyere k-verdi enn ved "tørrfordampning". Valg av resirkulasjonsforhold, dvs. forholdet mellom sirkulert og fordampet mengde arbeidsme­ dium, vil bl.a. være en avveining mellom bedrede varmeovergangsforhold og økte trykktap i fordamperen. Avhengig av bl.a. arbeidsmedium og fordamperutførelse vil resirkulasjonsforholdet typisk ligge mellom 2:1 - 7:1. Væske-gassblandingen fra fordamperen føres til en væskeutskiller, hvor gass og væske separeres. Gassen suges av til kompressoren, mens væsken sirkuleres gjennom fordamperen på nytt. Resirkulasjonsfordampere utføres enten med pumpesirkulasjon eller selvsirkulasjon, henholdsvis figur 3.23 a) og b).Ved selvsirkulasjon utgjør væskens statiske trykkhøyde "drivkraften", og følgelig må væskeutskilleren plasseres høyere enn fordamperinnløpet. Regulering av væsketilføreslen til væskeutskilleren ivaretaes av et høytrykks-/lavtrykks-flottørventilsystem eller elektronisk væskeregulering, se forøvrig kapittel 3.3, Væskereguleringssystemer.

Figur 323 a) og b)

Prinsippskisse av resirkulasjonsfordamper med henholdsvis pumpesirkulasjon og selvsirkulasjon

3-24

Kapittel 3: Hovedkomponenter fylte fordampere

Ved fylte fordampere (rørkjelfordampere, kapittel 3.2.2.1 a) er fordamperrørene neddykket i arbeidsmediet og varmebæreren (for eksempel vann) sirkulerer innvendig i rørene, se prinsippskisse figur 3.24. Som for resirkulasjonsfordamperen vil fuktingen av fordamperrørene og dermed varmeovergangsforholdene være bedre enn for "tørrfordamperen". En benytter lavtrykks-flottørventil eller til­ svarende elektronisk system for å regulere væsketilførselen til fordamperen, se forøvrig kapittel 3.3, Væskereguleringssystemer. Til kompressor

arbeidsmedium, gass

arbeidsmedium,

væske oooooooo oooooooo boooooooo varmebærer ooooooooo ooooooo oooooooo Fra kondensator ooooooo rørkjelooo varmeveksler • ixt

fordamperrør

Figur 3.24 Prinsippskisse av fylt fordamp ersystem (rørkjelfordamper) 3.2.2.1 Væskekjølere a) Rørkjelfordampere (shell and tube)

fylt fordamper tørrfordamper

Rørkjelfordamperen er den vanligste fordampertypen for væskekjøling. Den finnes i to versjoner, "fylt type" (arbeidsmediet utenpå rørene) og "tørr" med termisk strupeventil (arbeidsmediet innvendig i rørene). Rørkjelfordamperen er kompakt og har relativt gode varmeoverføringsegenskaper. Den benyttes særlig ved større ytelser, den fylte fra ca. 100 kW og oppover, mens fordampere med termisk strupe­ ventil fås for ytelser ned mot 20 kW. Normalt er den lukket på varmebærersiden. Derved er det mulig å gjenvinne statisk trykkhøyde når høydeforskjellen mellom reservoaret (varmekilden) og varmeveksleren er stor. I større anlegg med indirekte varmeoverføring (for eksempel via glykollake) er rørkjelfordamperen den mest aktuelle fordampertypen. HORISONTAL, FYLT TYPE (ARBEIDSMEDIET UTENPÅ RØRENE)

antall gjennomløp

materialkvaliteter

UTFORMING: Avhengig av temperaturprogrammet kan vannet passere én eller flere ganger gjennom varmeveksleren (en-pass utførelse, to-pass utførelse osv.). Veksleren kan utføres med hengslede endelokk for enklere inspeksjon og eventuell rengjøring. Figur 3.25 neste side viser eksempel på fylt (horisontal) rørkjelfor­ damper.

Avhengig av benyttet arbeidsmedium og væskens beskaffenhet (korrosivitet osv.) utføres rørene enten i kobber, stål eller stållegeringer, med eller uten utvendige ribber. I tilfeller der det stilles spesielt strenge krav til korrosjonssikkerhet benyttes titan belagte rør (kostbart). Ved bruk av kobberrør bør vannhastigheten ikke

3-25

Kapittel 3: Hovedkomponenter

Figur 3.25 Prinsippskisse av fylt (horisontal) rørkjelfordamper (en-pass løsning) korrosjon og vannhastighet

lavfinnede rør glatte rør

storvæskefylling

k-verdi

varmeuttak før frysing

overstige 2,5 m/s av hensyn til korrosjonsproblemer (turbulenskorrosjon). For stål­ rør kan en gå opp til 3 m/s, mens titanbelagte rør tåler opptil 5 m/s vannhastighet. I alle tilfelle vil valg av maksimal vannhastighet være en avveining mellom faren for korrosjon, varmeovergangsforhold og trykktap i varmeveksleren (pumpearbeid).

I varmepumpeanlegg der det benyttes halokarboner som arbeidsmedium vil varme overgangen på arbeidsmediesiden som regel være dårligere enn på væskesiden. Derfor benyttes lavfinnende (profilerte) rør der flaten som er i berøring med arbeidsmediet er 3-5 ganger større enn den væskeberørte. Ammoniakk har så gode varmeoverføringsegenskaper at rørkjelfordampere for ammoniakk alltid utføres med glatte stålrør. FYLLING: Konstruksjonsprinsippet for den fylte rørkjelfordamperen tilsier at me^e^y^^n§en blir forholdsvis stor på anlegg med varmevekslere av denne typen. For store halokarbonanlegg med for eksempel R-22 eller R-134a vil kostnadene for første gangs fylling og eventuell etterfylling bli relativt høye sammenlignet anlegg som benytter andre fordamperløsninger (jfr. platevarmevekslere). Dessuten vil en ved eventuelle lekkasjer i anlegget lett kunne få store utslipp av arbeidsmedium.

VARMEOVERFØRINGEN: For vannkjølere ligger k-verdien (varmegjennomgangskoeffisienten) referert til ytre flate normalt i området 500-900 W/m2K, avhengig av flateforholdet og temperaturdifferansen. Ved kjøling av for eksempel vann/glykol lake (indirekte system) reduseres varmegjennomgangskoeffisienten merkbart på grunn av lakens dårligere varmetransportegenskaper. For ribbede rør er varme­ gjennomgangskoeffisienten mindre følsom overfor endringer i flatebelastningen enn for glatte rør.

FØLSOMHET OVERFOR FRYSING: Når vann brukes som varmekilde, ønsker en ved gitte driftstilstander å kjøle vannet så nær frysepunktet som mulig (dimensjonerende forhold). For en rørkjelfordamper vil imidlertid mulig varmeuttak før frysing normalt være begrenset, spesielt om vannet sirkuleres innvendig i rørene. Ved flere parallelle vannløp er selvrensningsevnen ved tilsmussing liten, idet

3-26

Kapittel 3: Hovedkomponenter

anbefalte temperaturer

hastigheten avtar etterhvert som røret tilstoppes. En vil da lett få frysing og frostsprengning dersom fordampningstemperaturen kommer under 0°C. Også ved rene røf en regne med en vjss skjevfordeling av vannet. Det anbefales derfor ikke lavere utgående vanntemperatur enn ca. 3°C i denne type fordampere /8/. Normalt sikrer en mot utfrysing ved å styre på fordampertrykket. For ferskvann skal laveste tillatte fordampertrykk tilsvare minimum 0,5 °C i fordampningstemperatur.

^vanneWIde

Hvis sjøvann benyttes som varmekilde vil muligheten for frysing være mindre enn vec^ ^>ru^ av ^ers^vann (frysepunkt ca. -1,5°C, avhengig av saltinnhold) og tempera­ turkravene vil endres noe, eksempelvis med 1,5-2°C som lavest utgående vann­ temperatur (laveste tillatte fordampertrykk skal tilsvare minimum -1,5°C i for­ dampningstemperatur) /8/. Ettersom den fylte rørkjelfordamperen har stor mediefylling og stor varmekapasitet, øker risikoen for frysing dersom fordamp­ ningstemperaturen av en eller annen grunn har blitt for lav. RENSING: Den fylte rørkjelfordamperen er lett å rense på vannsiden. Når vannet ikke er spesielt forurenset er manuell mekanisk rensing (børsting, staking) tilstrekkelig. Ved montering må en påse at det tilsettes tilstrekkelig plass foran veksleren til at rørene kan stakes, og at det ved behov kan skiftes ut rør.

rensemetoder

Ved bruk av spesielt forurenset vann (urenset kloakk, spillvann osv.) er det ofte på. r r krevd med enten kjemisk rensing (gjennomspyling med rensevæske) eller auto­ matisk mekanisk rensing. Det finnes flere metoder for automatisk mekanisk rensing der de mest vanlige er: • vendespyling (4-veis ventil) • rensing med børster • rensing med svamper (skumballsystem)

vendespyling

Vendespyling er en rensemetode som med hell har vært benyttet på anlegg med urenset kloakk. Rensingen skjer ved at vannets strømningsretning gjennom veksleren snues med faste intervaller ved hjelp av en 4-veis ventil. På den måten vil partikler som har satt seg fast, bli skylt bort. Fordamperen må utføres som en-pass veksler.

rensing med bøster

^feller hvor vendespyling ikke er tilstrekkelig kan en supplere med automatisk mekanisk rensing med børster eller svamper (skumballsystem). Denne typen rensing vil øke rørenes levetid ved at skalldannelse og derved en av årsakene til begynnende korrosjon hindres. Børstene har noe større diameter enn rørene og oppbevares i kurver som er festet i rørendene. Børstene følger med vannstrømmen gjennom rørene hver gang 4-veis ventilen endrer strømningsretningen.

skumballsystem

Skumballsystemet derimot, arbeider kontinuerlig ved at svampene fanges opp i en rist på utløpssiden og føres via en liten spesialpumpe tilbake til innløpssidens vannkammer. Figur. 3.26 og 3.27 neste side viser de to metodene for automatisk rensing av rørsatsen.

3-27

Kapittel 3: Hovedkomponenter

Figur 3.26 Rensing av rørsatsen ved hjelp av børster

Figur 3.27 Rensing av rørsatsen ved hjelp av svamper

HORISONTAL "TØRR TYPE" (ARBEIDSMEDIET PÅ INNSIDEN AV RØRENE)

en-pass fordamper

vendeplater

UTFORMING: Rørkjelfordampere med "tørrfordampning" finnes i utførelser med ett eller flere løp (pass) på arbeidsmediesiden. Figur 3.28 neste side viser en prinsippiell skisse av en to-pass veksler. Tendensen synes imidlertid å gå mot en-pass løsninger for å oppnå best mulig fordeling av kuldemediet. Som regel tilføres innløpskammeret sterkt underkjølt kondensat (underkjølingsvarmeveksler) for å redusere flashgassmengden. I tillegg benyttes dyseplate for å sikre jevnest mulig fordeling. Dyseåpningen er i størrelsesorden 0 1 mm, og det er derfor særdeles viktig at anlegget er godt rengjort før oppstart.

På vannsiden er det lagt inn vendeplater slik at vannstrømmen i hovedsak går på tvers av rørsatsen. Derved sikres best mulig varmeovergang, samtidig som strømningslengden, dvs. den totale distanse vannet tilbakelegger gjennom veksleren, tilpasses det aktuelle temperaturprogrammet (ønsket temperaturfall på vannet).

3-28

Kapittel 3: Hovedkomponenter

Figur 3.28 Prinsippskisse av "tørr" rørkjelfordamper

k-verdi

indre finnede rør

anbefalte temperaturer mht. utfrysing

rensemetoder

oljeretur

ytelse pr. enhet

o

VARMEOVERFØRING: k-verdien (varmegjennomgangskoeffisienten) er normalt noe lavere for den tørre enn for den fylte fordampertypen. Normalt kan en for halokarboner forvente varmeovergangskoeffisienter omkring 500 W/m2K på arbeids­ mediets inngangsside og opp til 3.000-4.000 W/m2K på utløpssiden. Den største varmetransportmotstanden ligger normalt på innsiden, og fordampere av denne typen utføres derfor gjeme med indre, finnede (profilerte) rør. Ved indre finning øker imidlertid trykktapet, og ved for lange rør kan effekten av dette redusere fordamperens kapasitet. Denne typen varmevekslere fås også med glatte rør. FØLSOMHET OVERFOR FRYSING: Når varmebæreren ønskes kjølt ned mot frysePun^tet er det en fordel at vannet sirkulerer utenpå rørene. For vann kan en da dllate utgående temperatur ned mot 1,5°C /8/. Sammenlignet med den fylte fordamperen er den termiske tregheten på arbeidsmediesiden langt mindre (mindre mediefylling), samtidig som tendensen til skeivfordeling av vannet som følge av smuss eller begynnende isdannelse er redusert. Dessuten tåler konstruksjonen normalt en viss utfrysing uten å ta skade. En bør likevel aldri dimensjonere veksleren slik at det er mulighet for isdannelse ved normal drift. Det må alltid kontrolleres at veggtemperaturen på utgående vannside er over frysepunktet. Veggtemperaturen kan bli spesielt lav nær utløpet på arbeidsmediesiden, ettersom en her har kombinasjonen av laveste trykk og høyeste indre varmeovergangskoeffisient. Varmebæreren bør derfor tilføres i denne enden av fordamperen. RENSING: Den tørre fordamperen er vanskelig å rense på vannsiden. Her er nor­ malt gjennomspyling med rensevæske den eneste metoden. Enkelte fordampertyper har uttakbar rørsats, men mulighetene for effektiv rengjøring er likevel nokså begrenset også for disse. Det anbefales derfor alltid å benytte filter på inngående væskeledning på denne fordampertypen.

ANDRE FORHOLD: Den "tørre" fordamperen har en gjennom den enklere oljereturen til kompressoren. En annen er at mantelen bare utsettes for vanntrykk og derved kan gjøres billigere. Fordamperen er likevel normalt dyrere for samme ytelse sammenlignet den fylte på grunn av lavere k-verdi. Den kan heller ikke bygges for de aller største ytelser da arbeidsmediet blir vanskelig å fordele. Øvre grense er i området 2 000-2 500 kW fordamperytelse pr. enhet.

3-29

Kapittel 3: Hovedkomponenter VERTIKAL RØRKJELFORDAMPER

Figur 329 Vertikal rørkjelfordamper

Arbeidsmediet sirkulerer ved selvsirkulasjon i kammeret på utsiden av den verti­ kale rørsatsen. Vannet overrisles den indre rørflaten. På grunn av den åpne konst­ ruksjonen på vannsiden tapes muligheten for gjenvinning av statisk trykkhøyde.

egnet for forurenset vann

k-verdl

Denne fordampertypen kan være aktuell ved varmegj en vinning fra forurenset vann, da den lett kan både inspiseres og rengjøres under drift. Den er også langt mindre utsatt for igjenfrysing enn den tilsvarende horisontale typen. Rørdiameteren er normalt relativ stor og tillater betydelig isdannelse før vannsirkulasjonen hindres i særlig grad. Varmeovergangen på vannsiden er som for overrislingsfordamperen, eksempelvis 100-300 W/m2K henholdsvis vannhastigheter fra 0,1 til 0,3 m/s. For arbeidsmediesiden er beregningsgrunnlaget svært mangelfullt. For halokarboner synes det rimelig å forvente k-verdier i området 300-600 W/m2K, referert til temperaturen på arbeidsmediet i utløpet. b) Dobbeltrørsfordamper (koaksialfordamper)

I kapasitetsområdet under rørkjelfordamperen er dobbeltrørsfordamperen mest aktuell. Denne består av ett eller flere indre rør innhyllet i et oppkveilet mantelrør, figur 3.30. Figur 3.30 Dobbeltrørsfordamper

3-30

Kapittel 3: Hovedkomponenter tørrfordampning

kapasitetsområde

For denne fordampertypen er "tørrfordampning" (bruk av termisk strupeventil) mest aktuelt. Normalt sirkulerer arbeidsmediet i innerrørene og vannet i mantelrøret. Derved oppnås den best mulige sikring mot frysing. Jevn fordeling av arbeidsmediet sikres gjennom en innebygget fordelerdyse. Dobbeltrørsfordamperen er kompakt og godt egnet for mindre varmepumpeanlegg. Vannet må imidlertid ikke være forurenset eller avsette faste avleiringer, da veksleren bare kan rengjøres kjemisk. Fordamperen fåes både i kobber- og stålutførelse. Kapasitetsområdet omfatter fra de helt små ytelser og oppover til ca. 40 kW. c) Platefordampere (overrislingsfordampere)

Rørkjelfordamperen har som det har framgått to ulemper i varmepumpesammenheng, den er følsom overfor forurensninger, og det er risiko for driftsforstyrrelser og havari som følge av frostsprengning når en benytter vann av lav temperatur som varmekilde. I slike tilfeller er platefordamperen (overrislingsfordamperen) et godt alternativ.

typer av platefordampere

materialkvaliteter

UTFORMING: Det finnes i dag forskjellige typer platefordampere på markedet. De fås i forskjellige dimensjoner (for eksempel 2,5 x 1,25 m og 1,0 x 1,0 m) og kvaliteter (karbonstål, rustfritt/syreffitt stål, nikkel med flere). Fordamperne består av sammensveiste profilerte plater, med et forskjellige profiler avhengig av bruks­ området. De fås både for tørrfordampning og resirkulasjon (selvsirkulasjon eller pumpesirkulasjon), figur 3.31. B

i i

Snitt B-B

Snitt A-A

Figur 3.31 Platefordamper med henholdsvis tørrfordampning og resirkulasjon overrislingsfordamper

vanntilførsel

Figur 3.32 neste side viser en lignende og mye benyttet fordampertype med vertikale kanaler beregnet for selvsirkulasjon, eventuelt også for tørrfordampning på mindre anlegg (overrislingsfordamper). Platestørrelsen er ca. 2x1 meter.

Platefordamperen kan enten plasseres i en kanal der vannet strømmer langs platene eller vannet overrisles platens utside. Platefordampere i kanal benyttes i flere større varmepumpeanlegg, blant annet i Tyskland /9/. Platene benyttes der dels som fordampere og dels som varmevekslere vann/glykol.

3-31

Kapittel 3: Hovedkomponenter

Figur 3.32 Platefordamper for resirkulasjon (overrislingsfordamper) k-verdi ved strømmende vann

k-verdi ved vannoverrisling

frysesikkerhet

VARMEOVERFØRING: For plater anbrakt i strømmende vann vil typisk k-verdi med R-22 som arbeidsmedium ligge i området 100-300 W/m2K med vannhastig­ heter 0,1-0,3 m/s /9/. k-verdien er betydelig lavere enn for rørkjelfordamperen. Årsaken er dårligere fukting av plateoverflaten på arbeidsmediesiden og lavere vannhastighet på vannsiden. Med platekonstruksjonen som vist i figur 3.32 kan imidlertid varmeoverføringen på arbeidsmediesiden bedres betraktelig. Typisk kverdi ved overrisling vil være i området 600-800 W/m2K (referert til total ytre flate og temperaturen på arbeidsmediet i utløpet), altså en betydelig forbedring i forhold til standard platefordampere anbrakt i strømmende vann. For mindre anlegg kan fordampere av denne typen legges ut for tørrfordampning. En vil da kunne oppnå k-verdier på godt over 1000 W/m2K ved vannoverrisling /10/. For å unngå at faste partikler i vannet slår seg ned på fordamperflaten bør forøvrig vannhastigheten være større enn 3m/s. Det er også gunstig for k-verdien. FØLSOMHET OVERFOR FRYSING: Platefordamperen kan betraktes som helt sikker mot havari som følge av frysing. Konsekvensen av isdannelse begrenser seg her til redusert kapasitet som følge av isens isolerende virkning. Dette betyr at platefordamperen er særlig aktuell når:

• en ønsker å kjøle vannet ned mot frysepunktet (for eksempel ved lav inn­ gående vanntemperatur, ved lang avstand mellom vanninntaket og varme­ pumpen når høydeforskjellen mellom varmepumpen og inntaket er stor) • vanntemperaturen varierer sterkt over tiden utfrysing

Målinger har vist at det er mulig å kjøle vannet til ca. 1 °C over frysepunktet før begynnende isdannelse, i enkelte tilfeller enda lavere. Når vanntemperaturen er særlig lav kan det være ønskelig å gjøre seg nytte av frysevarmen i vannet og med hensikt fryse ut is på platene. Isen fjernes med varmgassavriming når tykkelsen har nådd en viss grense.

3-32

Kapittel 3: Hovedkomponenter rensemetoder

kapasitetsområde

RENSING: Platefordamperen er meget lett tilgjengelig for rensing. Det kan blant annet benyttes høytrykksspyling eller mekanisk børsting. Da fordamperen ikke blokkeres på grunn av forurensninger, må den betraktes som en av de mest aktuelle fordampere for varmeuttak fra forurenset vann.

ANDRE FORHOLD: Platefordamperen kan dekke et vidt kapasitetsområde. Med platestørrelse som oppgitt i figur 3.32 kan den benyttes for fordamperytelse fra ca. 7.20 kW og oppover (avhengig av blant annet vannmengde/temperatur og hvordan vanntilførselen skjer). I Sverige er det bygd et 160 MW varmepumpeanlegg med denne typen platefordampere (brakkvann som varmekilde, 9 500 fordamperplater å 2x1 meter). d) Platevarmevekslere

kapasitetsområde

Platevarmeveksleren /ll/ er en forholdsvis ny konstruksjon, og er i en rekke sammenhenger godt egnet både som fordamper og kondensator i varmepumpean^eSS- Fordamperytelsen strekker seg fra noen kW for de minste enhetene opp til flere tusen kW for de største. Veksleren bygges opp av parallelle profilerte metallplater, og platestørrelsen og antall plater velges ut ifra kapasitetsbehovet. Platenes profil danner kanaler hvor de to varmevekslende mediene sirkulerer i motstrøm i annenhver kanal, figur 3.33.

Figur 3.33 Strømningsprinsippet i en platevarmeveksler De tre hovedtypene av platevarmevekslere er: hovedtyper av platevarmevekslere

• platevarmevekslere med pakninger • parsveisede platevarmevekslere (twin plate) • helloddede platevarmevekslere PLATEVARMEVEKSLERE MED PAKNINGER

kapasitetsområde

Paknings plateveksleren er den klassiske versjonen, hvor de pakningsbelagte platene blir skrudd sammen i et egnet stativ bestående av bærebjelke, styrebjelke, gavler og spennbolter, figur 3.34 neste side. Denne typen vekslere er først og fremst aktuell for relativt store fordamperytelser fra 200-300 kW og oppover, og fås i flere

3-33

Kapittel 3: Hovedkomponenter materialkvaliteter

materialkvaliteter deriblant rustfritt eller syrefast stål og titan. Vekslerne kan benyttes sammen med alle typer arbeidsmedier med unntak av ammoniakk (pakningene tæres opp, se under parsveisede platevarmevekslere).

Figur 334 Platevarmeveksler med pakninger

k-verdi

me et liten fvllin

arbeidsmedier

rensemetoder

VARMEOVERFØ RING: Platenes spesielle profil ("fiskebeinsmønster") medvirker til at strømningen blir svært turbulent, og en oppnår meget gode varmeovergangsforhold selv ved moderat hastighet på mediene. Varmeoverførende flate blir også svært stor i forhold til kanalenes volum. For varmeveksling mellom arbeidsmedium (halokarbon) og vann vil typisk k-verdi (fordampning) ligge i området 1.200-1.500 W/m2K. Høye k-verdier gjør at en kan operere med små temperaturforskjeller, og typisk differanse mellom fordampningstemperatur og utgående vanntemperatur vil ligge i området 1,5-4°C. Ut fra et energiøkonomisk synspunkt er dette selvsagt gunstig, ettersom fordampningstemperaturen vil være noe høyere enn for andre fordampertyper ved samme driftsforhold.

FYLLING: Platevarmevekslerens høye effektivitet gir en meget kompakt utførelse og minimal heteflate, en fordel ved bruk av kostbare materialer (blant annet titan). annet fortrinn med denne konstruksjonen er at nødvendig mediefylling på anlegget reduseres til under 10% av fyllingen for en rørvarmeveksler. En vil derfor i større grad ha mulighet til benytte brennbare eller eksplosive arbeidsmedier (R-152a, propan og andre) eller kostbare medier som R-134a. Liten mediefylling er også en fordel ved eventuelle lekkasjer i anlegget. Ettersom fordamperen reagerer meget raskt på endringer i ytelsen stilles det imidlertid store krav til reguleringen (strupeventil). RENSING: På grunn av den høyturbulente strømningen i kanalene blir graden av begroing og gjengroing liten i en platevarmeveksler. Paknings platevarmevekslere har forøvrig den store fordel at de enkelt kan åpnes for inspeksjon og eventuell ren­ gjøring av begge platesidene.

3-34

Kapittel 3: Hovedkomponenter fryserisiko

maksimalt driftstrykk

FRYSING: Høye k-verdier som igjen tillater små temperaturforskjeller medfører høyere fordampningstemperaturer og mindre risiko for frysing. Lite volum i for­ damperen gir desuten kort oppholdstid for vannet, og den kraftige turbulensen i kanalene er også med på å motvirke frysing. Praktiske erfaringer viser da også at det skal svært mye til for å få fullstendig utfrysing av denne typen vekslere. Hvis så allikevel skulle skje vil en normalt ikke få noen form for mekaniske ødeleggelser som følge av dette. Som en generell regel med hensyn til frysing anbefales det å behandle platevarmevekslere på samme måte som rørvarmevekslere. Maksimalt driftstrykk er forøvrig begrenset til 25 bar, mens minimum/maksimum temperatur­ grense er henholdsvis -35°C og +110°C. PARSVEISEDE PLATEVARMEVEKSLERE (TWIN PLATE)

"aggressive" arbeidsmedier

kapasitetsområde

For å løse oppgaver med medier som er aggressive overfor gummi (for eksempel ammoniakk), er det utviklet en platevarmeveksler med parvis sveisede plater. Mediet i den sveisede kanalen kommer ikke i kontakt med andre pakninger enn de to ringpakningene ved innløp og utløp. Disse kan imidlertid velges i høyere kvali­ teter. Som fordampere dekker parsveisede platevarmevekslere kapasitetsområdet fra ca. 100 kW og oppover til flere tusen kW. Maksimalt driftstrykk og temperatur­ grenser er som for pakningsveksleme. HELLODDEDE PLATEVARMEVEKSLERE

lav mediefylling

Den helloddede platevarmeveksleren er en variant av den tradisjonelle platevarmeveksleren, og er en meget aktuell fordamperkonstruksjon på grunn av sin kompakte utførelse, figur 3.35. Veksleren fåes med vtelse fra noen kW opp til ca. 100 kW pr. enhet. I likhet med pakningsveksleren består den av en rekke profilerte metallplater, men den mangler pakninger, spennbolter, bæreakslinger og stativ. Veksleren blir isteden loddet sammen med kobber eller nikkel i en vakumovn. Den blir derfor mye mere kompakt enn den tradisjonelle veksleren, men kan ikke åpnes for inspeksjon og rengjøring.

Figur 3.35 Helloddetplatevarmeveksler

3-35

Kapittel 3: Hovedkomponenter materialkvaliteter

ammoniakk

utfrysing maksimalt driftstrykk

Den helloddede platevarmeveksleren fåes foreløpig kun i syrefast stål, og er derfor ikke egnet for bruk med sjøvann som varmekilde (direkte system). Ved bruk av ammoniakk som arbeidsmedium må en benytte varmevekslere loddet med nikkel, ettersom ammoniakk (sammen med fuktighet) er sterkt korrosiv overfor kobber og kobberlegeringer. Den helloddede platevarmeveksleren tåler utfrysing, men som en generell regel bør en kjøre med en minimum fordampningstemperatur på +2°C. I og med at veksleren er loddet sammen er den ikke særlig godt egnet hvis vannet er forurenset (fiber, slam osv.) eller sterkt korrosivt. Maksimalt driftstrykk for varmevekslere med kobberlodding er begrenset til 30 bar, mens minimum/maksimum driftstemperatur er henholdsvis -185°C og +200°C. Nikkelvekslere har øvre trykkgrense på 66 bar. Den helloddede vekslerens karakteristiske egenskaper kan oppsummeres som følger:

karakteristiske egenskaper

• liten, lett og meget kompakt konstruksjon - plassbesparende • lav pris pr. kW ytelse • meget gode varmeoverførende egenskaper - høy k-verdi • gir svært liten mediefylling • tåler utfrysing • vekslere loddet med nikkel godt egnet for ammoniakk • kan foreløpig ikke benyttes sammen med sjøvann e) Korrosjon i varmevekslere for sjøvann

For større varmepumpesystemer er sjøvann i mange tilfeller den beste varmekilden. Sjøvannet er imidlertid korrosivt, og det må taes spesielle hensyn med hensyn til varmevekslermaterialets korrosjonsbestandighet. stålrør

materialkvaliteter

forurenset sjøvann

Direkte varmeveksling med sjøvann er svært vanlig i konvensjonelle kuldeanlegg. Tidligere ble stålrør mye benyttet, men gjennomsnittlig levetid er imidlertid liten, eksempelvis 5 år (store variasjoner). Stålrør er følgelig ingen særlig aktuell løsning i forbindelse med direkte varmeopptak fra sjøvann. Det samme er tilfelle med kobberrør, som også har vært en del anvendt. I dag benyttes forskjellige kobberlegeringer, der aluminium-messing, kobbemikkel 90/10 og kobbemikkel 70/30 er de vanligste. Normalt er korrosjonsbestandigheten god, men den kan variere en del avhengig av driftsforholdene. De er særlig følsomme overfor turbulenskorrosjon, og vannhastigheten bør ikke overstige 2,2 m/s for aluminium-messing og henholdsvis. 3 og 4 m/s for de to nikkellegeringene.

Når sjøvannet er forurenset øker korrosjonsfaren betraktelig. Særlig er sulfider og sulfatforbindelser skadelige. Forurensninger av denne typen finnes gjeme i nærheten av befolkningskonsentrasjoner, altså der det i første rekke er aktuelt å anvende sjøvann som varmekilde. En kan derfor ikke tilrå direkte varmeopptak fra sjøvann i slike vekslere, kanskje med unntak av mindre anlegg med tilgang til særlig rent vann.

3-36

Kapittel 3: Hovedkomponenter titan

indirekte varmeopptakssystem

Det mest sjøvannsbestandige materialet er titan (Ti). Rørkjelvarmevekslere kan også fåes i titanutførelse, og kan i en del tilfeller gi den beste og billigste total­ løsningen. En annen mulighet er å benytte indirekte system (kapittel 3.2.4.1) ved varmeopptak fra sjøvann og varmeveksling av sjøvannet via glykollake i en titan platevarmeveksler, figur 3.36. En platevarmeveksler i titan koster i underkant av det dobbelte som tilsvarende veksler i syrefast stål (avhengig bl.a. av størrelsen).

Figur 3.36 Indirekte sjøvannssystem med plate­ varmeveksler og glykollake

rustfrie stålkvaliteter

I den senere tid er det også utviklet sjøvannresistente rustfrie stålkvaliteter. Korrosjonsbestandigheten skyldes i første rekke høyt molybdeninnhold (~ 4%) og til­ setning av titan/niob. Prisen ligger mellom ordinære syrefaste stål og titan. Materialtypen er interessant, og kanskje spesielt i forbindelse med platefordampere (overrislingsfordampere).

3.2.2.2 Luftkjølere a) Generelt

uteluften som varmekilde

k-verdi

rimutfelling og avrimning

Uteluften er på mange måter en lite gunstig varmekilde for varmepumpen grunnet dårlige varmeledningsegenskaper og at temperaturen er lavest når oppvarmingsbehovet er størst (motfase). Ved utetemperaturer omkring 0°C må dessuten for­ damperen avrimes med jevne mellomrom (energikrevende). På tross av ulempene er likevel uteluften tilgjengelig overalt og er derfor en viktig varmekilde.

Luftkjøleme bygges alltid med utvidet ytre flate for å kompensere for den dårlige varmeovergangen på luftsiden. Rørene forsynes med gjennomgående lameller eller ribber. Typisk k-verdi for en luftkjøler vil ligge i området 15-25 W/m2K. En luftkjøler i en varmepumpe vil arbeide under forhold som er noe forskjellig fra en tilsvarende kjøler i et kjøleanlegg. Spesielle hensyn må tas i første rekke i forbindelse med: • rimutfelling på fordamperflaten • avrimningsmetoder og hyppighet

3-37

Kapittel 3: Hovedkomponenter b) Tilriming av fordamperen - avrimningsmetoder

fukt-/rim utfelling

Når fuktig luft passerer en kald flate (luftkjøler), vil en del av fuktighetsinnholdet felles ut på flaten. Hvis luften kjøles til under frysepunktet vil det dannes rim. Rimet som dannes ved lave temperaturer reduserer fordamperytelsen, både ved at det isolerer (lavere k-verdi), men i første rekke ved at luftmengden gjennom fordamperen reduseres. Viftenes effektforbruk øker også raskt med økende til­ riming av fordamperen.

Det finnes en rekke forskjellige metoder for å avrime varmepumpens fordamper. Normalt bør en sette følgende krav til systemet: krav til avrimningssystemet

avrimningsmetoder

varmgassavrimning

• varmepumpen skal selv produsere varmen som skal til for avrimningen • avrimningen skal skje med minst mulig varmetap til omgivelsene • metoden bør være driftssikker og lett å automatisere • rask avrimning De mest aktuelle metodene er etter dette varmgassavrimning og avrimning med overrisling med varm væske, som regel vann. Avriming med elektriske varmestaver, som er mye benyttet i kuldeanlegg, bør unngås, i alle fall på litt større an­ legg. Dette fordi varmeproduksjonen er unødig energikrevende, samtidig som 8095% eller mer av varmetilførselen avgis til omgivelsene.

Varmgassavrimning er aktuelt både for mindre enheter og for store varmepumper med mange fordampere i parallell. Ved avrimning føres varm gass fra høytrykksiden (kompressoren) inn i fordamperen der den kondenserer slik at rimlaget smel­ ter. Ved flere fordampere avrimes én og én enhet, mens de øvrige er i normal drift. For å sikre rask avrimning, bør avrimningseffekten tilsvare minst 3 ganger fordamperens ytelse. Det betyr at det bør være 3-4 fordampere i parallell for at en slik løsning skal gi fullgodt resultat. Figur 3.37 viser eksempel på prinsipielt rørskjema.

Figur 3.37 Prinsipielt rørskjema for anlegg med varmgassavrimning. varmebanksystem

Hvis en kun har en fordamper i anlegget skjer avrimningen mest hensiktsmessig ved hjelp av et såkalt varmebanksystem. Ved en slik systemløsning akkumuleres varme i en vanntank, ved at trykkgassen fra kompressoren passerer gjennom en 3-38

Kapittel 3: Hovedkomponenter varmeveksler plassert i tanken. Under avrimningen føres varmgass inn i luftkjøleren der det kondenserer og avgir varme til avrimning. Arbeidsmediet føres så gjen­ nom en strupeventil til en fordamperslange plassert i varmebanken, der det fordamper før det suges inn på kompressoren. Varmgasslangen ivaretar dermed fordamperfunksjonen i avrimningsperioden. Figur 3.38 viser en prinsippskisse av et varmebanksystem.

Figur 3.38 Avrimning med varmebank. Prinsippskisse.

vannoverrisling

Overrisling med varmt vann er en meget effektiv avrimningsmetode, spesielt når rimet er porøst. Vannet varmes opp til 25-30°C ved hjelp av varmgass gjennom en egen kondensator, eller fra varmedistribusjonssystemet når vann er varmebærer. Vannet sprayes over kjølerblokken og føres tilbake til vanntanken. Ved automatisk vannavrimning må en være svært nøye med at avløpet ikke tettes igjen. I tillegg til at avløpet dimensjoneres rikelig, bør det legges en rist noe over bunnen i drypppannen for å fange opp issørpe fra fordamperen. Eventuelt kan drypp-pannen og avløpet utstyres med varmekabler. Fordelerstokk og tilførselsrør må arrangeres slik at disse tømmes automatisk for vann når avrimningsperioden er over (hindrer frostsprengning). Figur 3.39 viser i prinsipp vannavrimning av et anlegg med resirkulasjonsfordamper (selvsirkulasjon).

vannledning

Figur 3.39 Vannavrimning av fordamper med selvsirkulasjon.

3-39

Kapittel 3: Hovedkomponenter Nødvendig vannvolum og varmeoverføringsflate i vanntanken avhenger av rimmengden og avrimningens effektivitet. Når avrimningen er urstyrt, vil rimmengden variere svært mye. Anlegget bør derfor dimensjoneres slik at tilstrekkelig energi er tilgjengelig selv ved ekstreme værforhold. avrimningsvirkningsgrad

Avrimningens effektivitet uttrykkes gjennom en såkalt avrimningsvirkningsgrad, som er definert som forholdet mellom det fjernede rimets smeltevarme og totalt tilført energi til fordamperen i avrimningsperioden. Virkningsgraden henger nøye sammen med konstruktive forhold og disponibel avrimningseffekt. Med hensyn til konstruksjonen er det viktig at:

• fordamperen er godt skjermet mot trekk • det er liten varmekapasitet i godset • en oppnår effektiv drenering av arbeidsmediet Varmeavgivelsen til omgivelsene er den største tapsposten ved avrimningen. For fordampere med vertikal luftretning er dette gunstigere med hensyn til trekk enn når luften blåses horisontalt. På utsatte steder kan det være nødvendig med avskjerming med spjeld under avrimningen. Dette er særlig aktuelt ved elektrisk avrimning og når disponibel varmeeffekt er liten. drenering

tømmebe holdere

Ved varmgassavriming er det viktig at kondensatet dreneres effektivt etter hvert som det dannes. Det kan ellers bli vanskelig å få avrimet den nederste delen av flaten. For resirkulasjonsfordampere benyttes gjeme tømmebeholdere for å oppta fordamperfyIling og kondensat under avrimning. Svært ofte benyttes væskeutskilleren som tømmebeholder, jfr. figur 3.38. Tørrfordampere har liten mediefylling og avrimes uten at det gjøres bruk av spesielle tømmebeholdere. Ved varmgassavrimning bør varmgassen føres inn på toppen av fordamperen, og så dreneres til væskefordelerstokken i anlegget, jfr. figur 3.37.

Det foreligger lite materiale for å tallfeste avrimningens effektivitet ved varmgassog vannavrimning. Under ellers like forhold må en forvente at den er merkbart høyere enn ved avrimning med elektriske varmestaver. c) Styring av avrimningsprosessen ulemper med tidsurstyring

Den vanligste måten å styre automatisk avrimning av vanlige kuldeanlegg er å be­ nytte tidsur. De faste tidsintervallene mellom hver avrimning er imidlertid ikke særlig fornuftig i forbindelse med varmepumper. Det avrimes unødig ofte når luften er kald og tørr, mens fordamperen rimer sterkt ned når luften er fuktig. Forholdene er særlig vanskelige omkring varmepumpens dimensjonerende utetemperatur. På tross av ulempene er metoden også mye brukt for varmepumper, i første rekke fordi den er enkel og sikker. Uret bør også overstyres av en avrimningstemostat som avslutter avrimningsprosessen når fordamperflaten har nådd for eksempel 3°C. Uret bør også overstyres av en utetemperaturføler som blokkerer avrimningsautomatikken når det ikke er behov for avrimning.

3-40

Kapittel 3: Hovedkomponenter styring av avrimningshyppighet

Når tilrimningsforholdene er så sterkt varierende over tiden som tilfellet er for varmepumpen, er det å foretrekke metoder der avrimningshyppigheten tilpasses behovet. Aktuelle prinsipper her er: • registrere rimtykkelsen • registrere temperaturdifferansen mellom luft og kjøler • registrere trykkstigningen over kjølerens vifte(r)

registrering av rimtykkelsen

temperaturstyrt avrimning

trykkstyrt avrimning

mikroprosessorstyrt avrimning

Rimtykkelsen kan registreres direkte på flere måter. En metode er at en utnytter for­ skjellen i luftens og vannets dielektrisitetskonstant. En lar rimet bygge seg opp mel­ lom platene i en elektrisk kondensator. Kondensatorens kapasitans endres derved, og dette benyttes til å styre avrimningen /12/. En annen metode er å registrere rim­ tykkelsen ved hjelp av fotoceller/13/. Økningen i temperaturdifferansen mellom luft og fordamperflate kan registreres med for eksempel termistorer, og avriming settes igang når en på forhånd innstilt verdi er nådd. En ulempe med denne metoden er at følerenes karakteristikk ikke er liniær. Temperaturdifferansen som initierer avrimningen varierer derfor med temperatumivået. Resultatet blir for sjelden eller for hyppig avrimning når temperaturen avviker fra varmepumpens dimensjoneringspunkt. Ved redusert ytelse på anlegget kan en dessuten risikere ekstrem nedrimning før nødvendig temperatur­ differanse oppnås. I tillegg til økt kraftforbruk, settes også krav til avrimningssystemets kapasitet. Temperaturstyrt avrimning er best egnet for anlegg med én fordamper pr. kompressor, dvs. mindre anlegg. Ved flere fordampere kan det være nødvendig å avrime alle samtidig da temperaturdifferansen for å styre avrimningen ellers blir for liten. Liten temperaturdifferanse øker faren for at avrimning settes igang av "naturlige" variasjoner i arbeidsmedie- og lufttemperaturen. Det finnes på markedet differansetermostater som kan brukes til å styre avrimningsprosessen. Det foreligger imidlertid lite erfaringsdata på bruk av disse.

Ved tilrimning av fordamperen er det i første rekke avtakende luftmengde som for­ årsaker redusert ytelse. Det er derfor nærliggende å benytte luftsirkulasjonen som indikasjon på redusert fordamperytelse. Dette gjøres indirekte ved å registrere trykkstigningen over viften ved hjelp av en presisjons differansetrykkpressostat. I anlegg med flere fordampere er metoden best egnet når hver fordamper har separate vifter. Ved felles vifteopplegg forandres trykkdifferansen lite ved avrimning av én enkelt fordamper, og signalet til å styre avrimingen blir tilsvarende usikkert. I slike tilfeller kan det være nødvendig å avrime alle fordamperene samtidig. Denne typen avrimningsautomatikk har vært en del i bruk på kommersielle kuldeanlegg, men har blant annet på grunn av driftsproblemer ikke slått særlig igjennom. En annen ulempe er at systemet kan påvirkes av ytre vindtrykk.

For store anlegg kan det også tenkes brukt mikroprossesorer for å styre avrim­ ningen. Optimal avrimningseffekt bestemmes på grunnlag av anleggets kuldeytelse (fordampereffekt), fordampningstemperaturen og lufttilstanden etter et på forhånd utarbeidet program.Derved kan det oppnås et til enhver tid optimalt tidsintervall mellom avrimningene.

3-41

Kapittel 3: Hovedkomponenter Et generelt kriterium for når avrimning bør skje kan ikke gis. Det vil her være et samspill mellom redusert kjøleytelse (fordampereffekt), økt kraftforbruk for kom­ pressoren og vifte (evt. økt bruk av tilsatsvarme ved lave temperaturer), energifor­ bruket i forbindelse med avrimning osv. Ved urstyrt avrimning anbefales forøvrig 2-4 avrimninger i døgnet.

3.2.3 Kondensatorer 3.2.3.1 Vann som varmebærer a) Rørkjelkondensatoren

Rørkjelkonden sa toren har gode varmeoverføringsegenskaper. Den dekker et meget bredt kapasitetsområde og fås i forskjellige rørkvaliteter og utførelser. utforming

Oppbyggingen er ganske tilsvarende som for rørkjelfordamperen. Arbeidsmediet kondenserer på utsiden av rørene, mens vannet sirkulerer innvendig. Den er følge­ lig lett å rengjøre på vannsiden. Vannsiden utføres med én til fire kurser (pass) av­ hengig av sirkulert vannmengde. Jo mindre sirkulert mengde er og jo større tempe­ raturstigning, desto flere kurser må kondensatoren ha. En av rørkjelkondensatorens (og rørkjelfordamperens) fordeler er nettopp den enkle tilpasningen til temperaturprogrammet ved å endre antall kurser. Varmeovergangen ved kondenserende halokarboner er dårligere enn varmeovergangen på vannsiden. Rørene utføres derfor med utvidet ytre flate, tilsvarende som for den fylte rørkjelfordamperen. Rørmaterialet er vanligvis kobber eller kobber­ legeringer. For ammoniakk benyttes alltid stålrør.

k-verdi

k-verdien for rørkjelkondensatoren ligger vanligvis i området 600-1.100 W/m2K referet til arbeidsmedieberørt flate. b) Koaksialkondensatoren

kapasitetsområde

^or m^n