Af Dennis Christensen - campus.aams.dkcampus.aams.dk/pluginfile.php/3581/mod_data/content/1049/Endelig... · fået sin renæssance, da det nu er muligt at fremstille komponen-ter,

Optimering af små CO2-kondenseringsaggregater

Af Dennis Christensen – Aarhus Maskinmesterskole - 2012

Dennis Christensen V08716 19-12-2012

Side 2 af 52

Navn: Dennis Christensen

Studienummer: V08716

Titel: Optimering af små kondenseringsaggregater

Projekttype: Bachelorprojekt

Uddannelse: Maskinmester

Uddannelsessted: Aarhus Maskinmesterskole

Vejleders Navne: Ann Charlotte Graversen og Henrik Rønbjerg

Afleveringsdato: 19-12-2012

Fagområde: Optimering, Termodynamik og Reguleringsteknik

Rapportens omfang: 87.688 tegn incl. mellemrum (36,5 normalside)

Kilde til forsidebillede: Eget arkiv. På billedet ses Advansors nyudviklede kondenseringsaggregat.

Dennis Christensen


Side 3 af 52

Abstract

This project concerns the opportunities in reducing the cost prize of a newly developed condensing unit

from Advansor in Aarhus V. The condensing unit is using CO2 as a refrigerant. The components you can use

to a CO2-condensing unit are expensive compared to a conventional condensing unit using HFC as refriger-

ant. At the moment you have to pay 2-3 times the amount for a CO2-condensing unit from Advansor com-

pared to an equally sized HFC-condensing unit from Danfoss. The CO2-condensing unit is more energy effi-

cient compared to the HFC-condensing unit in countries on northern latitudes like Denmark, Norway, Can-

ada ect. therefore it will for some, be beneficial to invest in a CO2 cooling system.

But still, the high cost prize compared to a similar HFC-unit is frightening for some and that is the reason to

the making of this project.

The project starts out with a technical comparison of the CO2-condensing unit from Advansor and a typical

HFC-condensing unit from Danfoss. The technical analysis is used to find the parts in the CO2-condensing

unit which have a potential to be replaced with cheaper components.

The technical analysis is followed by an economical analysis where the complete prizes for different sizes of

CO2 and HFC cooling systems are compared to each other. To simulate the yearly energy consumption of

the different systems the program Pack Calculation from IPU is used. The economical analysis ends up with

a simple investment calculation to determine the payback time for an investment in the more expensive

CO2 cooling system in Denmark. The payback time is then used as the parameter of success to determine if

a technical change on the CO2 condensing unit is feasible.

This project mainly focuses on one part of the CO2-condensing unit, the controlling method of the compres-

sor. Two methods of controlling the compressor (ON/OFF-control and Variable Speed Drive control) is test-

ed on Advansors test station to compare their contribution to COP. The results of the tests are afterwards

validated by comparing the observed results to theoretical knowledge.

To determine which control method that will reduce payback time the most, a typical user of this type of

cooling system is taken into account. The typical user is in this case a gas station in Risskov in Aarhus where

the energy consumption of a HFC cooling system has been logged over 4 days in February by an earlier stu-

dent.

The conclusion of the compressor control method analysis is that a variable speed drive control of the

compressor will result in the shortest payback time. That is luckily also the method which is used today by

Advansor.


Side 4 af 52

Forord

Dette projekt omhandler mulighederne for tekniske ændringer på Advansors Condensing Unit, for at redu-

cere tilbagebetalingstiden. Emnerne for dette projekt er termodynamik og reguleringsteknik.

Jeg vil gerne takke Kim G. Christensen og Torben M. Hansen for at give mig muligheden for at arbejde med

CO2-køleteknologi på virksomheden Advansor i mit bachelorforløb. Forløbet har givet mig et stort teknisk

indblik i dynamikken i et køleanlæg både ved praktiske forsøg og teoretiske beregninger. Jeg vil også takke

ingeniøren, Lars Rasmussen fra Advansor, som har givet mig et godt indblik i udfordringerne ved køling med

CO2 og været yderst behjælpelig med teknisk assistance, hvor det har været nødvendigt.


Side 5 af 52

Indholdsfortegnelse

1 INDLEDNING ....................................................................................................................................................... 7

2 PROBLEMFORMULERING ................................................................................................................................... 7

3 PROJEKTAFGRÆNSNING ..................................................................................................................................... 7

4 METODE ............................................................................................................................................................. 8

5 KONDENSERINGSAGGREGATET .......................................................................................................................... 9

5.1 OPBYGNING AF HFC-KØLEANLÆG ........................................................................................................................... 10

5.2 OPBYGNING AF CO2-KØLEANLÆG ............................................................................................................................ 11

6 SAMMENLIGNING AF STYRINGSMETODER ........................................................................................................12

6.1 KOMPRESSORDEL ................................................................................................................................................. 12

6.2 KONDENSATOR-/ GASKØLERDEL .............................................................................................................................. 13

6.3 MT-RECIEVERDEL ................................................................................................................................................. 14

6.4 FORDAMPERDEL ................................................................................................................................................... 14

6.5 OPTIMERINGSMULIGHEDER .................................................................................................................................... 15

7 INVESTERINGSKALKULE .....................................................................................................................................16

7.1 DRIFTSUDGIFTER .................................................................................................................................................. 16

7.1.1 Elpris............................................................................................................................................................ 17

7.1.2 Kølemiddel .................................................................................................................................................. 18

7.2 ANLÆGSINVESTERING ............................................................................................................................................ 18

7.2.1 CO2-kondenseringsaggregat ...................................................................................................................... 18

7.2.2 HFC-kondenseringsaggregat ....................................................................................................................... 18

7.2.3 Kølereol ....................................................................................................................................................... 19

7.2.4 Montage ..................................................................................................................................................... 20

8 ANALYSE AF STYRINGSMETODER TIL KOMPRESSOREN .....................................................................................23

8.1 FORSØGSBESKRIVELSE MED ON/OFF-STYRING OG OMDREJNINGSREGULERING ................................................................. 23

8.2 FORSØG 1 - OMDREJNINGSREGULERING ................................................................................................................... 25

8.2.1 Resultat af forsøg 1 - omdrejningsregulering ............................................................................................. 25

8.3 FORSØG 2 OG 3 - ON/OFF-STYRING MED OVERKAPACITET PÅ KOMPRESSOREN................................................................ 26

8.3.1 Resultat af forsøg 2 - ON/OFF-styring med overkapacitet på kompressoren ............................................. 26

8.3.2 Resultat af forsøg 3 - ON/OFF-styring ved større overkapacitet på kompressoren .................................... 27

8.4 ANALYSE AF DE FORSKELLIGE STYRINGSMETODERS COP ............................................................................................... 28

8.4.1 Anlægsdimensioneringens betydning for COP ............................................................................................ 30

8.4.2 Belastningens betydning for COP ................................................................................................................ 30

8.5 ANALYSE AF DE FORSKELLIGE STYRINGSMETODERS BIDRAG TIL NEDKØLINGSTID.................................................................. 31

9 ANALYSE AF FORBRUGERENS KULDEBEHOV ......................................................................................................34

9.1 VURDERING AF KULDEBEHOVSÆNDRING .................................................................................................................... 35

9.2 ANALYSE AF FORBRUGERENS KULDEBEHOV GENNEM ÅRET ............................................................................................ 36

9.3 BELASTNING PÅ KØLEREOL...................................................................................................................................... 38

10 VURDERING AF NY TILBAGEBETALINGSTID ........................................................................................................45

11 KONKLUSION .....................................................................................................................................................48


Side 6 af 52

12 PERSPEKTIVERING .............................................................................................................................................49

13 EFTERSKRIFT ......................................................................................................................................................50

14 LITTERATURLISTE...............................................................................................................................................51

15 BILAG ................................................................................................................................................................52


Side 7 af 52

1 Indledning CO2 var blandt de første kølemidler man benyttede i køleanlæg, dengang køleanlægget blev opfundet. Det

blev senere valgt fra pga. de komplikationer der er ved at arbejder med høje tryk til fordel for de syntetiske

kølemidler. (Nielsen, 2006) I dag har CO2 fået sin renæssance, da det nu er muligt at fremstille komponen-

ter, som kan holde til de høje tryk. Dog er komponenterne dyre i forhold til tilsvarende komponenter til et

HFC-køleanlæg. Den højere pris skyldes primært den nye teknologi, markedet er stadig relativ lille, og man

har endnu ikke opnået masseproduktionsfordele, da komponentproducenter har dyre investeringer i pro-

duktionsudstyr, som skal dækkes ind, før priserne vil begynde at falde. Dette gør det derfor, i dag, sværere

for producenter af CO2-køleanlæg at konkurrere med de eksisterende billige HFC-køleanlæg.

2 Problemformulering Advansor i Aarhus V producerer køleunits, som bruger CO2 som kølemiddel. I min praktiktid, i denne virk-

somhed, var jeg med til at udvikle et kondenseringsaggregat, der i kuldeydelse passer til en tankstations

kuldebehov. Udfordringen ved opbygning af et CO2-køleanlæg er, at de komponenter som findes på marke-

det, der kan klare de høje tryk, er forholdsvis dyre i indkøb, sammenlignet med tilsvarende komponenter til

konventionelle HFC-køleanlæg. Yderligere kræver komponenterne til CO2-køleanlægget dyrere styringsme-

toder for at fungere. Det resulterer i, at anlægsprisen stiger til omtrent det dobbelte af et HFC-

kondenseringsaggregat med samme kuldeydelse. Til gengæld kan CO2-anlægget tilpasse sig varierende for-

hold og vinder derfor på energieffektivitet, når anlægget placeres i koldere nordlige egne, som Tyskland,

Danmark, Norge osv.

Jeg vil i dette projekt undersøge om der styrings- og komponentmæssigt er mulighed for at optimere Ad-

vansors CO2-kondenseringsaggregat, så tilbagebetalingstiden kan reduceres. Projektet tager udgangspunkt i

det nyudviklede CO2-kondenseringsaggregat fra Advansor, hvor jeg som reference anlæg bruger et konven-

tionelt HFC-kondenseringsaggregat fra Danfoss.

Til at belyse mulighederne for optimering, vil jeg lave en cost-benefit analyse af forskellige styringsmetoder

og hovedkomponenter i CO2-kondenseringsaggregatet. Denne analyse efterfølges af en vurdering af den

optimale kombination af kendte styringsmetoder og komponenter, så tilbagebetalingstiden bliver kortest

muligt.

Hvordan opbygger man CO2 kondenseringsaggregatet, så tilbagebetalingstiden reduceres mest muligt?

3 Projektafgrænsning Projektet vil ikke omhandle en analyse af rørdimensioneringen, for at finde ud af om denne er dimensione-

ret korrekt. Der bliver udelukkende fokuseret på alternative styringsmetoder af kondenseringsaggregatets

delelementer.


Side 8 af 52

4 Metode Først laves en teknisk beskrivelse af styringsmetoderne af hvert delelement på Advansors CO2- kondense-

ringsaggregat, denne beskrivelse skal belyse, hvor der vil være mulighed for optimering. Til sammenligning

holdes styringsmetoderne op mod metoderne brugt i Danfoss HFC-kondenseringsaggregat. Sammenlignin-

gen skal vise hvorfor et CO2-kondeseringsaggregat bliver omtrent dobbelt så dyrt som et HFC-

kondenseringsaggregat.

Efterfølgende laves en simpel investeringskalkule, hvor anlægsprisen for et samlet køleanlæg sammenlignes

for både CO2-anlæg og HFC-anlæg. Fire forskellige størrelser køleanlæg vælges og sammenlignes (4, 5, 9 og

10 kW ved -10 °C og 32 °C i omgivelsestemperatur). Til at beregne det årlige energiforbrug bruges simule-

ringsprogrammet Pack Calculation fra IPU. Ud fra anlægsinvestering og driftsomkostninger kan en simpel

tilbagebetalingstid beregnes for CO2-køleanlægget. Tilbagebetalingstiden vil være parameteren, som be-

stemmer om en anlægsændring på CO2-kondenseringsaggregatet kan betegnes som en succes.

Til at teste forskellige styringsmetoder bruges Advansors testanlæg. Det er herved muligt at lave kvantitati-

ve analyser og ud fra disse analyser drage deduktive slutninger. Ved at bruge den deduktive metode vil en

forkert præmis også medføre en forkert slutning, men det kan man ikke vide noget om før andre modbevi-

ser de fundne resultater.

For at verificere resultaterne fra forsøgene holdes de op mod teoretisk termodynamisk viden.

Det er nødvendigt at analysere en typisk bruger af kondenseringsaggregater for at kunne sige om de opti-

male styringsmetoder fra testforsøgene også vil være de optimale i den virkelige verden. Her bruges meto-

den induktion. Effektoptaget er logget for et HFC-kondenseringsaggregat i Risskov i Aarhus, dette bruger

jeg til at beskrive belastningen hos den typiske forbruger. Logningen er foretaget af en autoriseret el-

installatør foranstaltet af en tidligere praktikant. Det svage punkt i den induktive metode er, at der kun

bruges et enkelt anlæg til at generalisere hele markedet, måske er dette anlægs effektoptag ikke typisk.

Som supplering laves derfor en kvalitativ analyse i form af et interview af en tekniker fra kølevirksomheden

Vibocold, han ved noget om hvordan et HFC-kondenseringsaggregat typisk er indstillet. Hans udtalelser

bruges til at verificere at anlægget i Risskov kører som det typiske kondenseringsaggregat i Danmark.

Logningen af effektoptaget er foretaget over fire dage i februar 2012. Driften af et køleanlæg er afhængig

af styringsmetoden, omgivelsestemperaturen og belastningen på fordamperen. For at man kan sige noget

om hvordan anlæggets effektoptag varierer i løbet af året bruges den deduktive metode, hvor præmisserne

er vejrdata fra DMI. Til at drage en slutning bruges disse vejrdata og teori fra termodynamikken til at sige

hvordan belastningen på køleanlægget i løbet af året vil ændre sig. Slutningen kan igen være forkert, hvis

præmisserne eller ræsonneringen er forkerte.

Til sidst konkluderes ud fra analyserne om ændringsforslagene med fordel kan implementeres. Succeskrite-

riet for at de skal implementeres er en væsentlig reduktion i tilbagebetalingstiden.


Side 9 af 52

5 Kondenseringsaggregatet Kondenseringsaggregatet er en samlet løsning, som indeholder en del af køleanlæggets hovedkomponen-

ter. Køleinstallatøren monterer aggregatet udenfor, f.eks. på taget af brugerens bygning eller i baggården. I

kølerummet eller i kølereolen sidder fordamperen og drøvleorganet, hvorfra rørtrækket føres til kondense-

ringsaggregatet. Det smarte ved kondenseringsaggregatet er, at det er en plug and play løsning, når kølere-

olen eller fordamperen i kølerummet er koblet til kondenseringsaggregatet skal man blot påfylde kølemid-

del, sætte spænding på og indstille det, hvorefter det kører. Der er ingen tilbageføringssignaler fra kølereol

eller lignende, som er nødvendige før anlægget kan køre.

Figur 5-1: Kondenseringsaggregat fra Danfoss. (Danfoss)

Et kondenseringsaggregat består af:

Kondensator/gaskøler

Blæser

Kompressor

Reciever/MT-reciever

Styring til kompressor, blæser og MT-reciever.

Advansor har udviklet et kondenseringsaggregat som kan bruges til CO2. Danfoss’ kondenseringsaggregat,

(Optyma Plus) er en stor konkurrent til denne. Danfoss’ aggregat bruger kølemidlet R404a.


Side 10 af 52

5.1 Opbygning af HFC-køleanlæg Optyma Plus unitten er udstyret med simple reguleringsmetoder og få komponenter, for at gøre anlægspri-

sen så lav som overhovedet mulig. En tidligere praktikant på Advansor målte i hans projekt konkret, hvor-

dan effektoptaget varierede over 4 døgn på en Optyma Unit monteret på en tankstation i Risskov i Aarhus.

På Optyma Unitten var et elektrisk diagram, som viste hvordan kondenseringsaggregatet blev styret. Dia-

grammet kan ses i Bilag A. Ud fra diagrammet kan man læse at kompressordel og kondensatordel er bygget

op, som principskitsen på Figur 5-2, som er en typisk måde at styre et køleanlæg på (Nielsen, 2006).

Figur 5-2: Principskitse over typisk køleanlæg, som anvender HFC-kølemiddel. (Nielsen, 2006) - Skitsen er redigeret ved at der er tegnet en anlægsgrænse for kondenseringsaggregatet.

På Figur 5-2 er der ikke vist en timer som styrer hvor ofte fordamperen afrimes. Denne vil side parallelt

med termostaten på magnetventilen, som lukker for kølemiddeltilførslen til fordamperen, når temperatu-

ren i rummet er nået.


Side 11 af 52

5.2 Opbygning af CO2-køleanlæg

Figur 5-3: Principskitse over Advansors CO2-kondenseringsaggregat. (Eget værk, med lån af komponenter fra (Nielsen, 2006))

CO2-køleanglæggets timerfunktion vil være programmeret i en PLC, som styrer fordamperdelen og derfor

ikke udgøre en fysisk komponent i installationen.

De to tegninger viser hvor mange flere komponenter CO2-kondenseringsaggregatet indeholder sammenlig-

net med et konventionelt HCF-kondenseringsaggregat, hvorfor det bl.a. på anlægspris er svært at konkurre-

re.


Side 12 af 52

6 Sammenligning af styringsmetoder I det følgende sammenlignes opbygningen af de to typer kondenseringsaggregater på et komponent og sty-

ringsmæssigt niveau. Dette gøres for mere præcist at kunne sige hvilke elementer der i CO2-køleanlægget

er relativt meget dyrere i forhold til HFC-køleanlægget. Helt konkret tages der udgangspunkt i Advansors

kondenseringsaggregat og Danfoss’ Optyma Unit.

6.1 Kompressordel HFC: I HFC-anlægget bruger man en pressostat til at styre kompressoren. Pressostaten slukker for kompres-

soren når sugetrykket bliver for lavt (Dette sker typisk, hvis magnetventilen i kølerummet har lukket for kø-

lemiddeltilførslen til fordamperen) og slår i gang igen når sugetrykket bliver for højt.

CO2: Til sammenligning bruger man i Advansors udgave en frekvensomformer, som regulerer ned for kom-

pressorens omdrejninger, hvis sugetrykket bliver for lavt og regulerer op, hvis sugetrykket bliver for højt.

Hvis magnetventilen i kølerummet lukker, vil kompressoren blive reguleret ned mod lavest tilladte omdrej-

ningstal, hvis magnetventilen forbliver lukket vil kompressoren langsomt sænke sugetrykket og til sidst gå i

stå.

Vurdering af styringsmetoder i forhold til kortere tilbagebetalingstid: En ON/OFF-styring er en simpel og

billig styring af kompressoren sammenlignet med en frekvensregulering. En omdrejningsregulering, kan ved

en varierende belastning holde en konstant fordampertemperatur. ON/OFF-styringen vil ved en varierende

belastning resultere i en varierende fordampertemperatur.

Med en frekvensregulator kan man køre med flere omdrejninger end nettets 50 Hz, Advansor har haft suc-

ces med at køre deres kompressor op til 87 Hz, hvormed man øger kompressorens kapacitet. Dog vokser

ydelsen ikke proportionelt med omdrejningerne, da den volumetriske og isentropiske virkningsgrad sænkes

når man kommer over 60 Hz.

Man har periodisk brug for at afrime fordamperne, så der kan opretholdes en god effektoverførsel. Hvis

kondenseringsaggregater på tankstationer normalvis kun er koblet til én fordamper, må afrimningsinterval-

lerne ikke komme for ofte. Kommer de for ofte, vil man ikke have glæde af en omdrejningsregulering af

kompressoren, da den så vil køre ned i omdrejninger og til sidst slukke og i princippet fungere som en

ON/OFF-styring.


Side 13 af 52

6.2 Kondensator-/ gaskølerdel HFC: Fordampere i kølereoler og kølerum bruger termostatiske ekspansionsventiler til at styre kølemiddel-

tilførslen. Denne type ventil styres ud fra overhedningen af kølemidlet efter fordamperen. Energien til at

flytte ventilsædet i den termostatiske ekspansionsventil kommer fra overhedningen selv. For at få en god

regulering af kølemiddeltilførslen til fordamperen, kræver det en konstant trykdifferens på 6-8 bar over

ventilen (Nielsen, 2006).

Måden man styrer dette på, er ved at forsøge at holde trykket i kondensatoren konstant hele året. Omgi-

velsestemperaturen er varierende gennem årets 4 årstider, derfor må man regulere på mængden af luft

man blæser forbi kondensatoren. I Danfoss’ Optyma Unit gøres dette ved en omdrejningsregulering af blæ-

seren vha. fasesnitningsstyring. Procesvariablen er kondensatortrykket.

CO2: Et CO2-anlæg er grundlæggende anderledes fra et konventionelt HFC-anlæg fra det tidspunkt hvor an-

lægget kører transkritisk drift. Når man kører transkritisk drift er man interesseret i at kunne styre trykket i

gaskøleren, da man herved kan opnå en bedre COP (Nielsen, 2006). Til dette formål bruges en højtryksven-

til. Regulatoren til HT-ventilen beregner ud fra temperaturen på kølemidlet efter gaskøleren, hvilket tryk

der skal være i gaskøleren før man opnår optimal COP.

Blæseren forsøger at holde temperaturen på kølemidlet efter gaskøleren på et fast niveau over omgivelses-

temperaturen. Når man bruger CO2 som kølemiddel, har man generelt altid store trykforskelle over ventiler

til at drive kølemidlet. Desuden bruger man elektrisk styrede ventiler, hvor energien til at flytte ventilsæ-

derne kommer udefra i form af elektrisk energi. Det betyder at man kan nøjes med en mindre trykdifferens

over ventilen og stadig få en god regulering af kølemiddeltilførslen.

Styringen af gaskølertryk og temperatur i CO2-aggregatet er en væsentlig faktor for en god COP, når anlæg-

get kører transkritisk. Anlægget kører transkritisk, hvis man kommer over 31° C i gaskølertryk, antager man

at gaskøleren er dimensioneret til at holde en temperaturdifferens i forhold til omgivelsestemperaturen på

10 K, betyder det, at anlægget vil kører transkritisk når omgivelsestemperaturen overstiger 21° C. Afhængig

af beliggenheden for anlægget i verdenen, vil antallet af dage med temperaturer over 21° C variere. Jo læn-

gere man kommer mod nord, jo færre dage.

Desuden gør HT-ventilen, at man opdeler det samlede køleanlæg i 3 trykniveauer, hvorved man får et lave-

re tryk i væskeledningen, som går ind til butikken. Dette mindsker kravene til rørføringen mellem MT-

reciever og fordamperen.

Det kræver flere følgekomponenter i anlægget, hvis man vil styre trykket i gaskøleren vha. en ventil. Denne

metode kræver en PLC, som kan beregne gaskølertrykket for den optimale COP i de dage hvor anlægget kø-

rer transkritisk. Yderligere kræver det en MT-reciever, hvor den dannede kølemiddelvæske og damp efter

HT-ventilen kan opbevares. Man sparer penge på rørinstallationen mellem MT-reciever og fordamper, da

trykket herved bliver lavere.

Sammenfatning af styringsmetoder: Ved at variere trykket i gaskøleren i løbet af året, vil kompressorens

arbejde også variere, når dagene bliver koldere forbedres COP derfor. Dette kan Optyma Unitten ikke ud-

nytte, da dens styring gør, at den holder et konstant tryk i kondensatoren uanset omgivelsestemperatur.


Side 14 af 52

Det konstante tryk er nødvendigt, for altid at være sikker på at den korrekte mængde kølemiddel kan blive

leveret til fordamperen.

Vurdering af styringsmetoder i forhold til kortere tilbagebetalingstid: Styringsmetodens konsekvenser for

antallet af ekstra komponenter i CO2-anlægget gør, at denne metode er relativt dyr sammenlignet med

kondensatorstyringen i Danfoss’ Optyma Unit. Man opnår en bedre COP, men da det kun er en kortere pe-

riode af året man kører transkritisk drift vil der være mulighed for en simplere styringsmetode, som ikke

reducerer den årlige gennemsnitlige COP forholdsvis meget og derfor reducere tilbagebetalingstiden.

6.3 MT-recieverdel Mellemtryksrecieveren er en komponent, som kun ses i CO2-kondenseringsaggregatet, man kan til dels

sammenligne den med recieveren i et konventionelt HFC-kondenseringsaggregat. Dens funktion bliver da

også den samme som recieveren i det konventionelle anlæg, nemlig at agere buffertank for kølemiddel.

Forskellen er at der i MT-recieveren eksisterer et mellemtryk, hvor der i den konventionelle reciever er

samme tryk som i kondensatoren.

For at kunne styre trykket i MT-recieveren er der indsat en gasbypassventil, som leder den dannede køle-

middelgas dannet i MT-recieveren til kompressoren. Gjorde man ikke det vil den dannede kølemiddeldamp

ved drøvlingen gennem HT-ventilen akkumulere og resultere i et stigende tryk i MT-recieveren.

Yderligere slipper man også for at transportere den dannede dampmængde fra drøvlingen ved HT-ventilen

gennem fordamperen, hvorved rør i fordamperen kan dimensioneres til et mindre volumenflow.

Styringen af trykket i MT-recieveren foregår ved brug af en elektrisk reguleringsventil, som har MT-

recievertrykket som procesvariabel.

Vurdering af styringsmetoder i forhold til kortere tilbagebetalingstid: MT-recieveren er en god løsning på

følgeproblemet af at have en højtryksventil. Styringsmæssigt koster den lidt i handleorgan og transmitter,

men man behøver ikke en ekstra regulator, da den regulator, som styrer gaskølerdelen også har kapacitet

til at styre trykket i MT-recieveren.

6.4 Fordamperdel Som udgangspunkt har kondenseringsaggregatet ikke noget med styringen af fordamperen at gøre, det er

to adskilte enheder. Dog kan man ikke helt tage den ud af betragtningen, fordi den udgør en betragtelig del

af den samlede kostpris for et køleanlæg, uanset om man snakker CO2 eller HFC.

Fordele og ulemper omkring valg af drøvleventil foran fordamperen med hensyn til trykdifferens over venti-

len er beskrevet i afsnit 0. Det kan tilføjes at komponenterne til styring af drøvleorganet foran fordamperen

i CO2-køleanlægget kræver: PLC, AKV-ventil, to temperaturtransmittere og en tryktransmitter. For HFC-

køleanlægget behøver man: En termostatisk ekspansionsventil, en magnetventil, en termostat og en timer.

Kostprisen er måske en smule højere for styringen til fordamperdelen i CO2-køleanlægget sammenlignet

med HFC-anlægget.

Der kræves mindre rørdiametre, men mere godstykkelse til CO2-køleanlægget, sammenlignet med HFC-

anlægget (Nielsen, 2006). Prisen for fordamperen til de to typer anlæg ligger derfor også relativt tæt på

hinanden.


Side 15 af 52

Til sidst kommer at størstedelen af en kølereol eller et kølerum består af ens komponenter i de to anlæg,

som f.eks. isolering, hylder, låger osv. Derfor udgør kostprisen nogenlunde den samme for fordamperdelen

i de to typer anlæg. Den termostatiske ekspansionsventil er det svage punkt i HFC-køleanlægget, set ud fra

et energieffektivt synspunkt, da den kræver et konstant stort tryk over sig. Derfor ser jeg ikke noget poten-

tiale i at optimere styring eller komponenter i fordamperdelen, for at kunne reducere tilbagebetalingstiden

for et samlet køleanlæg.

6.5 Optimeringsmuligheder Der er mulighed for reduktion af anlægsprisen ved at fjerne frekvensomformeren til kompressoren og er-

statte denne med en billigere ON/OFF-styring. Det skal undersøges nærmere hvilken indflydelse dette vil

have på COP og om det i alt vil reducere tilbagebetalingstiden.

Yderligere vil der være mulighed for at en simplere gaskølerstyring kan erstatte den nuværende komplice-

rede styring, som skal give anlægget en god COP, når anlægget kører transkritisk. Dog vil dette være en ra-

dikal ændring af opbygningen af anlægget, og derfor betyde at man egentlig skulle til at bygge anlægget op

fra bunden igen og køre nye tests.

Kondenseringsaggregatet er i sin afsluttende testfase på Advansor, så det er kun simple ændringer der kan

foretages på produktet. Det mest realistiske forslag er en ændring af styringsmetoden til kompressoren,

hvilket jeg i det følgende vil analysere nærmere på.


Side 16 af 52

7 Investeringskalkule For at få en ide om hvor meget der potentielt kan spares ved at fjerne frekvensomformeren laves en simpel

investeringskalkule. I det følgende sammenlignes igen Danfoss’ Optyma Plus med Advansors CO2-

kondenseringsaggregat.

7.1 Driftsudgifter For at kunne sammenligne driftsudgifterne til de to anlæg, må man vide hvordan de indstilles og hvordan

de belastes og hvordan omgivelsestemperaturen varierer, da det har stor indflydelse på deres COP.

Vibocold er en landsdækkende kølevirksomhed, de servicerer og opsætter køleanlæg. Jeg tog kontakt til

Martin Lindal Hansen (Hansen, 2012) fra denne virksomhed, som indvilligede mig i deres standardindstilling

af køleanlæg til tankstationer, som f.eks. Danfoss Optyma Unit ved brug af kølemidlet R404a. Indstilling af

CO2-anlægget kender jeg fra min praktiktid på Advansor.

COP vil for Advansors Optyma Unit variere i løbet af året, da den kan regulere trykket i gaskøleren. COP for

Danfoss Optyma Unit vil være nogenlunde konstant. Man er nødt til at lave en simulering af hvordan de to

anlæg belastes gennem året og hvordan omgivelsestemperaturen ændrer sig, for kunne sige noget om de-

res årlige energioptag. Et program der kan håndtere denne simulering er Pack Calculation, som er udviklet

af IPU, en afdeling på DTU. (Skovrup)

Figur 7-1: Energioptag for Danfoss Optyma Unit sammenlignet med Advansors Kondenseringsaggregat. Beregningen er foretaget i Pack Calculation, som er et simuleringsprogram, der kan sætte køleanlægget i balance ud fra belastningen på fordamperen og

omgivelsestemperaturen. Indstilling af programmet kan ses i bilag B..

Figur 7-1 viser hvordan energioptaget varierer i løbet af året, når man sammenligner Danfoss kondense-

ringsaggregat (gule bjælker) med Advansors kondenseringsaggregat (blå bjælker). Sammenligningen er la-

vet for et år i Danmark.


Side 17 af 52

Figur 7-2: Sammendrag af Figur 7-1 også fremstillet i Pack Calculation. Dette er beregnet for et kuldebehov på 9 kW. CO2-anlægget kan pga. sin omdrejningsregulering holde en konstant fordampningstemperatur på -10 °C. HFC-anlæggets fordamper-temperatur simuleres til at fluktuerer mellem -12 og -13 °C. Kuldebehovet vil variere i løbet af året med udetemperaturen, se

simuleringen af dette i bilag C.

Laver man et sammendrag over de viste søjler i Figur 7-1, kan man se den gennemsnitlige COP for et år i

Danmark for de to anlæg. Årligt vil man spare 5114 kWh i energi ved brug af et CO2-køleanlæg sammenlig-

net med et HFC-køleanlæg.

7.1.1 Elpris

Momsregistrede virksomheder kan få elafgiften brugt til procesformål tilbagebetalt. (SKAT) Hvis elektricite-

ten bruges til opvarmningsformål kan man kun få en delvis tilbagebetaling. Der er ikke mulighed for varme-

genvinding på de to typer kondenseringsaggregater.

Figur 7-3: Samlet afgift og godtgørelse ved brug af elektricitet til procesformål. (Beierholm)

Elprisen er variabel fra leverandør til leverandør. I min beregning bruger jeg 70 øre/kWh som pris på

strømmen. (Elpristavlen) Hertil skal man lægge den del af elafgiften, som man ikke får godtgjort, se Figur

7-3, hvormed prisen bliver 80,4 øre/kWh (2012).


Side 18 af 52

7.1.2 Kølemiddel

På grund af kølemidlers GWP (Global Warming Potential), som fortæller hvor meget mere en mængde kø-

lemiddel øger drivhuseffekten med i forhold til samme mængde CO2, er disse kølemidler i Danmark afgifts-

belagte. Afgiften varierer med størrelsen af GWP og er altså en afgift på CO2-forureningsgraden. Afgiften er

lavet som en løsning på at effektivisere køleanlæg, så det bliver mere attraktivt at investere i tiltag som for-

urener miljøet mindre. Køleanlæg lækker årligt ca. 10 % kølemiddel til omgivelserne. (Danfoss)

Danfoss’ Optyma Unit bruger kølemidlet R404a, på nuværende tidspunkt er denne afgiftsbelagt med 588

kr./kg (CFC-afgiftsloven). CO2 er ikke afgiftsbelagt, derfor skal kølemiddelprisen tages med i betragtningen,

da det vil have indflydelse på anlægspris og de årlige driftsomkostninger.

På nuværende tidspunkt koster 10 kg R404a ca. 1500 kr. + afgift. (Brøndum). Prisen for 10 kg CO2 er om-

kring 800 kr. Forskellige aftaler mellem brugere og køleinstallatører kan påvirke prisen, men CO2 vil være et

markant billigere kølemiddel.

Pris for R404a 638kr/kg

Pris for R744 80kr/kg

7.2 Anlægsinvestering Køleanlægget består udover kondenseringsaggregatet af et kølerum, en eller flere kølereoler eller en kom-

bination af disse. Det afhænger af den enkelte brugers behov, hvilken løsning der vælges. Prisen for et sam-

let køleanlæg varierer derfor. Nedenstående analyse skal belyse hvor stor en del af den samlede anlægsin-

vestering kondenseringsaggregatet fylder for CO2-køleanlæg og HFC-køleanlæg.

7.2.1 CO2-kondenseringsaggregat

Det er endnu ikke fastlagt hvordan Advansors produktserie skal se ud. Kuldeydelsen for aggregatet afhæn-

ger af størrelsen på kompressoren. Der kommer muligvis tre muligheder for valg af kompressor. På nuvæ-

rende tidspunkt er aggregatet udstyret med frekvensomformer, så det er muligt at regulere kapaciteten på

kompressoren og derved også kuldeydelsen.

Nedenstående priser er vejledende:

Model Mindste kuldeydelse (30 Hz) Største kuldeydelse (87 Hz) Pris

CD300H 1,8 kW 4,8 kW 47.600

CD350H 2,4 kW 6,2 kW 48.300

CD380H 3,8 kW 9,9 kW 49.000 Tabel 7-1: Vejledende priser for Advansors Condensing Unit. Kuldeydelsen er beregnet ved en fordampertemperatur på -10 °C og

32 °C omgivelsestemperatur.

Da det kun er kompressoren som ændres i de 3 kondenseringsaggregater har det ikke stor indflydelse på

prisen for kondenseringsaggregatet.

7.2.2 HFC-kondenseringsaggregat

Danfoss Optyma Plus serie indeholder flere anlæg end Advansors serie, se bilag D. Køleinstallatørerne får

op til 40 % rabat på kondenseringsaggregater fra Danfoss. (Rasmussen, 2012), i min sammenligning bruger

jeg prisen, som vi mener køleinstallatøren skal betale for anlægget hos Danfoss, se Tabel 7-2.


Side 19 af 52

Model Kuldeydelse ved -10 °C [W] Listepris Køleinstallatørpris

MPZC048MTP00E 3798 20.987 12.592

MPZC060MTP00E 4785 23.824 14.294

MPZC108MTP00E 8626 31.394 18.836

MPZC136MTP00E 10.951 36.735 22.041 Tabel 7-2: Vejledende priser for Danfoss’ Optyma Plus serie. Omgivelsestemperaturen er 32 °C. Priserne kan findes ved at trække

40 % fra priserne i bilag D.

7.2.3 Kølereol

Vibocold sælger bl.a. kølereoler, hvor hele køleanlægget, med kompressor, fordamper og kondensator er

sammenbygget i en reol. På deres hjemmeside (Vibocold) kan man se priser for disse reoler i forskellige

størrelser, jeg vil tage udgangspunkt i disse priser for at kunne beregne prisen for et samlet anlæg i forskel-

lige størrelser.

Tilslutningseffekt [W] Kuldeydelse [W] Udv. mål (BxDxH/mm] Pris [kr.]

Argus 100 XP 1852 4630 1017x875x1510 36.100

Argus 135 XP 2144 5360 1330x875x1510 43.500

Argus 200 XP 3725 9313 1955x875x1510 52.800

Argus 260 XP 4288 10.720 2580x875x1510 66.600 Tabel 7-3: Priser for kølereoler fra Vibocold (Vibocold). Kuldeydelsen er beregnet ud fra tilslutningseffekten og en COP på 2,5.

Denne finder jeg passende da tilslutningseffekten indeholder effekten til kompressoren samt blæsere til fordamper og konden-sator. Kølereolen står desuden i en tankstation/supermarked, hvor luften til køling gennem kondensatoren er omkring 20-22 °C,

COP bliver derfor ikke så høj.

Priserne i Tabel 7-3 indeholder også et dækningsbidrag, i min sammenligning vil jeg forsøge at ramme den

pris installatøren skal betale for et samlet køleanlæg. Jeg antager at dækningsbidraget er 25 %, derfor

trækker jeg 20 % fra priserne i Tabel 7-3.

Priserne i Tabel 7-3 vil yderligere være lidt højere end en tilsvarende kølereol, som skal kobles til et kon-

denseringsaggregat, da en sådan kølereol ikke indeholder en kompressor eller kondensator. Jeg antager at

prisen for kompressor og kondensator udgør 20 % procent af priserne i Tabel 7-3.

Kuldeydelse [W] Udv. mål (BxDxH/mm] Pris [kr.]

Argus 100 XP 4630 1017x875x1510 23.104

Argus 135 XP 5360 1330x875x1510 27.840

Argus 200 XP 9313 1955x875x1510 33.792

Argus 260 XP 10.720 2580x875x1510 42.624 Tabel 7-4: Estimerede priser på kølereoler. Priserne udgør 64 % af priserne i Tabel 7-3. Det antages at kuldeydelsen er ved -10 °C

og 32 °C i omgivelsestemperatur.

Kølereolerne til CO2-kondenseringsaggregater er muligvis en anelse dyrere, fordi en regulator som kan styre

en AKV-ventil er forholdsvis dyr sammenlignet med en termostatisk ekspansionsventil. (Rasmussen, 2012)

Derfor lægger jeg 3000 kr. oveni prisen for kølereoler til CO2-køleanlæg.


Side 20 af 52

Kuldeydelse [W] Udv. mål (BxDxH/mm] Pris [kr.]

CO2-kølereol 100 XP 4630 1017x875x1510 26.104

CO2-kølereol 135 XP 5360 1330x875x1510 30.840

CO2-kølereol 200 XP 9313 1955x875x1510 36.792

CO2-kølereol 260 XP 10.720 2580x875x1510 45.624 Tabel 7-5: Estimerede priser på kølereoler til CO2-køleanlæg. Der er tillagt et fast beløb på 3000 kr. som skal dække meromkost-

ningerne til en dyrere reguleringsmetode. (Rasmussen, 2012)

7.2.4 Montage

Til kondenseringsaggregatløsningen kommer der også en udgift til rørføring mellem aggregat og fordamper

samt montage. Denne sætter jeg fast til 12.000 kr.(24 timer á 400 kr. plus materialer). Denne pris vil variere

med antallet af kølereoler og kølerum samt antallet af kondenseringsaggregater. Ovenstående pris antager

jeg passer til montage af en kølereol, et kondenseringsaggregat, rørmontering, vakuumpumpning, gennem-

skylning med nitrogen, påfyldning af kølemiddel og indregulering.


Side 21 af 52

Køleanlæg med HFC Kuldebehov [W]: 4000 5000 9000 10000

Kølereol [kr.]: kr. 23.104,00 kr. 27.840,00 kr. 33.792,00 kr. 42.624,00

Montage [kr]: kr. 12.000,00 kr. 12.000,00 kr. 12.000,00 kr. 12.000,00

Fyldning R404a 1kg/kW [kr.]: kr. 2.552,00 kr. 3.190,00 kr. 5.742,00 kr. 6.380,00

Kondenseringsaggregat [kr.]: kr. 12.592,20 kr. 14.294,40 kr. 18.836,40 kr. 22.041,00

Sum: kr. 50.248,20 kr. 57.324,40 kr. 70.370,40 kr. 83.045,00

Køleanlæg med CO2 Kuldebehov [W]: 4000 5000 9000 10000


Montage [kr]: kr. 12.000,00 kr. 12.000,00 kr. 12.000,00 kr. 12.000,00

Fyldning CO2 1kg/kW [kr.]: kr. 320,00 kr. 400,00 kr. 720,00 kr. 800,00


Sum: kr. 86.024,00 kr. 90.840,00 kr. 98.512,00 kr. 107.424,00

Driftsomkostninger HFC-anlæg: Kuldebehov [W]: 4000 5000 9000 10000

Årligt Energiforbrug [kWh]: 7900 10074 16835 18881

Årlig Energiudgift [kr]: kr. 6.351,60 kr. 8.099,50 kr. 13.535,34 kr. 15.180,32

Årlige Kølemiddeludgifter [kr]: kr. 255,20 kr. 319,00 kr. 574,20 kr. 638,00

Årlige Diverse udgifter [kr]: kr. 1.000,00 kr. 1.000,00 kr. 1.000,00 kr. 1.000,00

Samlede årlige udgifter [kr.]: kr. 7.606,80 kr. 9.418,50 kr. 15.109,54 kr. 16.818,32

Driftsomkostninger CO2-anlæg: Kuldebehov [W]: 4000 5000 9000 10000


Årlig Energiudgift [kr]: kr. 4.196,08 kr. 5.230,82 kr. 9.423,68 kr. 10.493,81

Årlige Kølemiddeludgifter [kr]: kr. 32,00 kr. 40,00 kr. 72,00 kr. 80,00

Årlige Diverse udgifter [kr]: kr. 800,00 kr. 800,00 kr. 800,00 kr. 800,00


Tilbagebetalingstid [år]: 13,87 10,01 5,85 4,48 Tabel 7-6: Ovenstående beregning viser den simple tilbagebetalingstid for en investering i et CO2-kondenseringsaggregat. De af-gørende parametre for kortere tilbagebetalingstid er forskellen på prisen for kondenseringsaggregatet og kølemiddelfyldningen

samt forskellen på det årlige energiforbrug.


Side 22 af 52

Tabel 7-6 viser en simpel beregning af tilbagebetalingstiden. Der er ikke taget højde for stigende afgifter på

kølemidler eller stigende afgifter på elektricitet. Det årlige energiforbrug er beregnet vha. simuleringspro-

grammet Pack Calculation.

Simuleringen i Pack Calculation viste at situationen hvor anlægget skal yde 10.000 W vil kuldebehovet kun

være opfyldt i 99,6 % af tiden i Danmark, se bilag E for det årlige energiforbrug for de fire køleanlægsstør-

relser. Derfor vil man nok ikke udbyde anlægget til 10.000 W. Pack Calculation regner med gennemsnitlige

udetemperaturer gennem de sidste 30 år, man kan derfor risikere at enkelte dage om sommeren er varme-

re end programmet regner med. Derfor skal man også bruge en peak-betragtning som i Tabel 7-1, når et

anlæg udbydes til en kunde.

Det er frekvensomformeren, som gør at anlægget kan præstere 9900kW ved 87 Hz, fjerner man frekvens-

omformeren kommer anlægget ned og yder 6300 kW ved 50 Hz. For at man igen kan komme op og yde

9900 kW, må man derfor sætte en større kompressor på, en større kompressor er dyrere, så umiddelbart

får man ikke så meget ud af at fjerne frekvensomformeren. En frekvensomformer koster i omegnen af 3500

kr. Merprisen til en større kompressor er ca. 2000 kr. Umiddelbart vil der være mulighed for en besparelse,

men først må man undersøge om ændringen af styringsmetoden vil gå ud over driftsomkostningerne.


Side 23 af 52

8 Analyse af styringsmetoder til kompressoren Til at styre kompressoren kan man bruge forskellige metoder. I Danfoss’ Optyma Unit styres kompressoren

af en pressostat. Advansors kondenseringsaggregat bruger en frekvensomformer. Man kan uden konstruk-

tionsmæssige problemer fjerne frekvensomformeren og bruge en pressostat i stedet. Man kan forestille sig,

at når Danfoss ikke bruger frekvensomformere i deres kondenseringsaggregater, så er der måske ikke så

meget at tabe, når man kigger på energieffektiviteten. Derfor undersøges det hvilken indflydelse styrings-

metoden har på energieffektiviteten, som måles ved COP.

8.1 Forsøgsbeskrivelse med ON/OFF-styring og omdrejningsregulering For at kunne sige noget om COP, må man måle hvor meget kuldeydelse man får for den effekt man putter i

systemet. Effektoptaget kan måles med en effektmåler. Aarhus Maskinmesterskoles effektlogger, KEW

6310 blev brugt til dette formål.

Advansors testanlæg er på sugegassiden udstyret med masseflowtransmitter, temperaturtransmitter og

tryktransmitter, se Figur 8-1. Kuldeydelsen beregnes ud fra masseflowet gennem fordamperen multiplice-

ret med entalpiændringen ved det tryk og den overhedning der er i fordamperen. Trykket holdes konstant i

MT-recieveren og trykket er kendt. Det antages at der ikke er noget trykfald i væskeledningen. Med disse

parametre og antagelser kan man finde start- og slutentalpi.

Figur 8-1: Principskitse af forsøgsanlæg. Anlægsskitsen er taget fra programmet PackCalc med efterfølgende egen redigering.

Der laves tre forsøg. I første forsøg styres kompressoren af frekvensomformeren, som den normalt ville gø-

re. I andet og tredje forsøg ændres frekvensomformerens opsætning, så den holder kompressoren på en

bestemt frekvens. Ved at låse frekvensomformeren på en bestemt frekvens simuleres, at der ikke er nogen

frekvensomformer koblet til kompressoren.


Side 24 af 52

Andet og tredje forsøg skal simulere en ON/OFF-styring. Frekvensen indstilles, så en hvis overkapacitet i

kompressorydelse nås. AKV-ventilen som styrer kølemiddeltilførslen til fordamperen indstilles i andet og

tredje forsøg, så den lukker ved en bestemt rumtemperatur. Når denne ventil lukker, virker den ligesom en

termostat i et konventionelt kølerum. Kompressoren kører derefter indtil sugetrykket rammer -18 °C, den

laver en ”pump-down”, og styres som var det en pressostat, der styrede den.

For at kunne sammenligne de tre forsøg er det vigtigt at de alle udsættes for samme belastning. Belastnin-

gen på rummet er afhængig af omgivelsestemperaturen, denne vil ændre sig fra dag til dag. Dog er en hvis

datamængde også nødvendig for at kunne sige noget om forskellen på de tre forsøg. Et prøveforsøg på en

time viste, at en tilpas mængde ON/OFF cyklusser fremkom til at kunne beskrive forskellen mellem sty-

ringsmetoderne. Yderligere gør logningstiden på en time, at belastningen på de tre forsøg vil være nogen-

lunde ens og derfor sammenlignelige.

Det er ønskværdigt at lave andet og tredje forsøg med en overkapacitet på kompressoren i forhold til første

forsøg, for at se hvordan køleanlægget indstiller sig i balance, når der er overskud af kompresserkapacitet.

Dette kan gøres ved at lade kompressoren køre med ca. 40 Hz i første forsøg. I andet forsøg låses kompres-

soren ved ca. 60 Hz og i tredje ca. 80 Hz, hvilket skal simulere to større kompressorer i forhold til første for-

søg. Regulatoren beregner selv den nødvendige frekvens ud fra sugetrykket, så første forsøg handler også

om at finde det sugetryk der giver en frekvens på 40 Hz.

Det er vigtigt at køleanlægget har tid til at komme i balance, hvilket på Advansors testrum kan tage 20-30

minutter. Når køleanlægget er i balance vil temperaturen i kølerummet være konstant. Denne temperatur

er den AKV-ventilen skal indstilles til i andet og tredje forsøg. For at kompressoren ikke skal starte og stop-

pe for ofte indstilles temperaturen med en afvigelse fra den temperatur, der skal holdes, f.eks. +- 1 °C.


Side 25 af 52

8.2 Forsøg 1 - Omdrejningsregulering I forsøg 1 styres Advansors kondenseringsaggregat, som normalt, med en omdrejningsregulering hvor su-

getrykket er det tilbageførte signal.

8.2.1 Resultat af forsøg 1 - omdrejningsregulering

Logningen af forsøget kan ses i bilag F. Databehandlingen kan ses i bilag G.

Ved et sugetryk på -8 °C indstillede rumtemperaturen sig efter 30 minutter på 5 °C og frekvensen kompres-

soren kørte med var 41,4 Hz. Styringen til AKV-ventilen foran fordamperen blev derfor indstillet til at åbne,

når rumtemperaturen nåede 6 °C og lukke når temperaturen kom ned på 4 °C i forsøg 2 og 3. Resultatet af

forsøg 1, kan se på Figur 8-2.

Figur 8-2: Diagram fremstillet ud fra data målt i forsøg 1. Beregningerne og måledatene kan ses i Bilag F og G.

For forsøget beregnes den gennemsnitlige COP til 1,75. Beregningen af COP kan findes i bilag G. Denne COP

kan umiddelbart ikke bruges som et validt udtryk for COP for dette CO2-anlæg, da den teoretisk burde ligge

på 2,27, ved de testede forhold. Beregninger for den teoretiske COP kan findes i bilag H. Grunden til den

lavere målte COP kan skyldes målefejl eller defekte komponenter i anlægget.

Selvom der muligvis er usikkerheder på målingen, mener jeg stadig forsøgene kan bruges til at sammenlig-

ne ON/OFF-styring mod omdrejningsregulering. Resultatet af disse forsøg kan fortælle noget om den relati-

ve forskel i COP og ikke hvad COP reelt er for dette anlæg.

0

2000

4000

6000

8000

10000

12000

00

:00

:00

00

:02

:53

00

:05

:46

00

:08

:38

00

:11

:31

00

:14

:24

00

:17

:17

00

:20

:10

00

:23

:02

Effe

kt [

W]

Tidspunkt [hh:mm:ss]

Frekvensregulering (Sugetryk = -8°C, frekvens stabil ved 41,4 Hz)

Kompressoreffekt

Kuldeydelse


Side 26 af 52

8.3 Forsøg 2 og 3 - ON/OFF-styring med overkapacitet på kompressoren I forsøg 2 indstilles styringen til AKV-ventilen foran fordamperen, så den åbner hvis rumtemperaturen over-

stiger 6 °C og lukker når temperaturen kommer under 4 °C. Når AKV-ventilen lukker vil kompressoren fort-

sætte med at køre indtil et sugetryk på -18 °C er nået. Kompressorstyringen indstilles så en frekvens på 62,4

Hz holdes konstant.

8.3.1 Resultat af forsøg 2 - ON/OFF-styring med overkapacitet på kompressoren

Logningen af forsøget kan ses i bilag I. Databehandlingen kan ses i bilag J.

Resultatet af forsøg 2 kan ses på Figur 8-3. De steder hvor der sker et drastisk fald i kuldeydelse, er de tids-

punkter hvor AKV-ventilen lukker for kølemiddeltilførslen til fordamperen, hvorefter der foretages en

”pump-down”.

Figur 8-3: Diagram fremstillet ud fra data målt i kontrolforsøget. Beregningerne og måledatene kan ses i Bilag I og J.

Frekvensomformeren har en virkningsgrad på over 97 %, se bilag K. Forsøg 2 og 3 skal fratrækkes dette tab,

som ikke vil være der, hvis man brugt en pressostat som styringsmetode. COP forøges derfor med:

Den gennemsnitlige COP for dette system korrigeret for tab gennem frekvensomformeren og forringelsen i

den volumetriske og isentropiske virkningsgrad, når man kører over 60 Hz, beregnes til 1,64. Metoden til

beregning af korrektionsfaktor for COP kan findes i bilag L og M. Hvis man skal udtrykke hvor hårdt kølean-

lægget er belastet, kan man beregne forholdet mellem den tid kompressoren er tændt i forhold til den tid

den er slukket til: 2,72, se bilag J. Dette forhold fortæller noget om, hvor hårdt kompressoren er belastet, jo

tættere man kommer på 0, jo mindre er systemet belastet. Ovenstående forhold betyder, at hvis kompres-

soren har kørt i 2,72 timer, så har den stået stille i 1 time.

0

2000

4000

6000

8000

10000

12000

0:0

0:0

0

0:0

7:1

2

0:1

4:2

4

0:2

1:3

6

0:2

8:4

8

0:3

6:0

0

0:4

3:1

2

0:5

0:2

4

0:5

7:3

6

1:0

4:4

8

1:1

2:0

0

Effe

kt [

W]


ON/OFF - styring ved 62,4 Hz

Kompressorydelse

Kuldeydelse


Side 27 af 52

8.3.2 Resultat af forsøg 3 - ON/OFF-styring ved større overkapacitet på kompressoren

Logningen af forsøget kan ses i bilag N. Databehandlingen kan ses i bilag O.

Kompressoren kunne i dette forsøg, indstilles til en frekvens på 84,2 Hz. Resultat af forsøg 3 kan ses i Figur

8-4.

Figur 8-4: Diagram fremstillet ud fra data målt i kontrolforsøget. Beregningerne og måledatene kan ses Bilag N og O.

Den gennemsnitlige COP for dette system korrigeret for forringelsen i den volumetriske og isentropiske

virkningsgrad og tab gennem frekvensomformeren beregnes til 1,61, se databehandling i Bilag O og M. Man

kan beregne den tid kompressoren er tændt i forhold til den tid den er slukket til: 1,5, se bilag O.

0

2000

4000

6000

8000

10000

12000

0:0

0:0

0

0:0

7:1

2

0:1

4:2

4

0:2

1:3

6

0:2

8:4

8

0:3

6:0

0

0:4

3:1

2

0:5

0:2

4

0:5

7:3

6

1:0

4:4

8

1:1

2:0

0

Effe

kt [

W]


ON/OFF - styring ved 84 Hz

Kompressoreffekt

Kuldeydelse


Side 28 af 52

8.4 Analyse af de forskellige styringsmetoders COP Holder man styringsmetoderne op mod hinanden kommer resultatet til at se ud som i Tabel 8-1.

COP, målt Korrigeret COP COP, teo COP i forhold til frekvensregulering ON/OFF-forhold

Frekvensregulering (41Hz): 1,75 1,75 2,54 1,00 -

ON/OFF 62,4 Hz 1,57 1,64 2,38 0,94 2,72

ON/OFF 84,2 Hz: 1,38 1,61 2,33 0,92 1,5 Tabel 8-1: Sammenhæng mellem COP i de 3 forsøg, værdierne er hentet ud fra data i Bilag M.

Ud fra de tre forsøg ser det ud til at COP bliver dårligere, hvis man anvender en ON/OFF-styring. Jo større

kompressorkapaciteten er i forhold til belastningen på fordamperen jo dårligere COP. Det betyder at hvis

man fjerner frekvensomformeren, så bliver køleanlægget dyrere i drift. Dog bliver man nødt til at kortlægge

årsagen til den dårligere COP, da det kan være at denne årsag ikke kan undgås ved forbrugeren og derfor

alligevel ender op med en dårligere COP, selvom man har frekvensomformer på.

Figur 8-5 og Figur 8-6 viser sammenhængen mellem sugetryk og COP over en enkelt periode, hvor kom-

pressoren er tændt. Sugetrykket er den parameter som vil ændre sig ved de to styringsmetoder, derfor

holdes den oppe mod COP i det følgende.

Figur 8-5: Ovenstående kurver viser sammenhængen mellem sugetryk og COP ved et nedkølings- og pump-down forløb. Som re-ference er den gennemsnitlige COP og sugetryk for den frekvensregulerede styringsmetode også tegnet ind. Den viste COP er

korrigeret for dårligere COP ved frekvenser over 60 Hz og dårligere COP gennem frekvensomformeren, som ikke vil være der når man bruger ON/OFF-styring. Dataene til kurverne kommer fra bilag J.

-25

-20

-15

-10

-5

0

0

0,2

0,4

0,6

0,8

1

1,2

1,4

1,6

1,8

2

1 4 7 10 13 16 19 22 25 28 31 34 37 40 43 46 49 52 55 58 61 64 67 70 73 76

Suge

tryk

[°C

]

CO

P

Målingsnummer

COP ved pump-down 62,4 Hz

COP

COP, frekvens

Sugetryk

Sugetryk, frekvens


Side 29 af 52

Figur 8-6: Ovenstående viser samme forløb som på Figur 8-5, men kompressorkapaciteten er gjort større, der er også her korri-geret for den dårligere COP når kompressoren kører ved frekvenser over 60 Hz og den dårligere COP som fremkommer når må-

lingen er foretaget med frekvensomformer. Dataene til kurverne kommer fra bilag O.

Ud fra de to figurer kan man se at ON/OFF-styringen og en større kompressor vil gøre flere ting set i forhold

til COP.

1. Ud fra Figur 8-5 og Figur 8-6 kan man se, at COP på et tidspunkt falder drastisk, dette er når AKV-

ventilen lukker og pump-down perioden går igang. COP falder fordi sugetrykket i denne periode

falder, hvorved trykforskellen mellem gaskøler og fordamper forøges. Når denne forskel forøges

falder den isentropiske og volumetriske virkningsgrad, heraf følger at COP bliver dårligere.

2. Øges kompressorkapaciteten vil sugetrykket i fordamperen falde yderligere under hele nedkølings-

forløbet, se Figur 8-6 og Figur 8-5. Når sugetrykket falder, falder fordamperens temperatur også.

Herved får man en større temperaturdifferens mellem luftens temperatur i kølerummet og for-

dampertemperaturen. Det er denne større temperaturdifferens, som gør, at man får en større

overført effekt, hvorved tiden for samme køleproces forkortes. Konsekvensen af den lavere for-

dampertemperatur er også, som ovenover beskrevet, dårligere virkningsgrader på kompressoren.

En større kompressor gør at sugetrykket sænkes, lavere sugetryk betyder større trykdifferens mel-

lem kompressor og gaskøler og vil altså sænke COP.

3. En faktor som man ikke kan se på Figur 8-5 og Figur 8-6 er at man får noget kuldeydelse ”gratis”.

Når AKV-ventilen i kølerummet åbner for kølemiddelflowet, vil det være trykforskellen mellem MT-

recieveren og fordamperen, som driver kølemidlet. Kompressoren slukker når sugetrykket er -18 °C

-25

-20

-15

-10

-5

0

0

0,2

0,4

0,6

0,8

1

1,2

1,4

1,6

1,8

2

1 4 7 10 13 16 19 22 25 28 31 34 37 40 43 46 49 52 55

Suge

tryk

[°C

]

CO

P

Målingsnummer

COP ved pumpdown 84,2 Hz

COP

COP, frekvens

Sugetryk

Sugetryk, frekvens


Side 30 af 52

og starter igen når trykket er -8 °C. Trykforskellen mellem MT-reciever og fordamper ved start er

den man opbygger, når man laver en pump-down. Da kompressoren ikke optager nogen effekt i

dette tidsrum, kan man ikke beregne en COP, for det tidspunkt hvor målingen tages. Den er dog

medregnet i den gennemsnitlige COP, da jeg her kan udregne hvor meget energi fordamperen i alt

har optaget og hvor meget energi kompressoren i alt har brugt i forsøgsperioden. Den ”gratis” kul-

deydelse er dog en dårlig investering pga. kompressoren kommer til at arbejde ved dårligere virk-

ningsgrader, når sugetrykket sænkes, som beskrevet i punkt 1.

Opsummeret så gør springet til ON/OFF-styringen at man vil få pump-down perioder, disse forringer COP.

Jo større kompressoroverskud man har i forhold til sin belastning, jo hurtigere vil nedkølingsforløbene gå,

de hurtigere nedkølingsforløb medfører at COP forringes pga. lavere sugetryk. I Tabel 8-1 er belastnings-

graden beregnet som et ON/OFF-forhold, hvis man skal sige noget generelt om den tendens der viser sig i

Tabel 8-1, så er det, at ved faldende belastningsgrad er COP faldende ved ON/OFF-styring.

Teorien passer sammen med det observerede. Det vil have indflydelse på begge styringsmetoder hvordan

belastningen på køleanlægget varierer i løbet af året.

8.4.1 Anlægsdimensioneringens betydning for COP

Når man dimensionerer et køleanlæg til Danmark, dimensionerer man det til årets varmeste dag, man siger

typisk at anlægget skal kunne levere en bestemt kuldeydelse ved en omgivelsestemperatur på 32 °C.

Når et kondenseringsaggregat er udstyret med frekvensomformer opgiver man den maksimale kuldeydelse,

i Advansors tilfælde betyder det kuldeydelsen ved 87 Hz. COP bliver dårligere i det øjeblik, man kører over

60 Hz.

Er kondenseringsaggregatet udstyret med en pressostat opgiver man kuldeydelsen ved 50 Hz, man korrige-

rer ikke for et ønsket kompressoroverskud. COP er god, hvis belastningen på køleanlægget er sådan at

kompressoren kører hele tiden. Begynder man at få pump-downs og kompressoroverskud falder COP.

Det betyder at kondenseringsaggregater med frekvensomformer får bedre COP, når belastningen bliver

mindre i forhold til det anlægget er dimensioneret til. Kondenseringsaggregater med en pressostat til sty-

ring af kompressoren får dårligere COP, når belastningen falder i forhold til det anlægget er dimensioneret

til.

8.4.2 Belastningens betydning for COP

I små bygninger som f.eks. tankstationer, hvor man finder kondenseringsaggregater, som dette projekt

omhandler, vil luften inde i tankstationen have nogenlunde samme fugtindhold som luften udenfor tank-

stationen. Luften i tankstationen skiftes enten af et ventilationsanlæg eller af den regelmæssige strøm af

kunder som passerer ud og ind af tankstationen. Hvis der ikke er mekaniske tiltag, som øger luftfugtigheden

i stationen vil luftfugtigheden gennem året inde i tankstationen følge udeluftens luftfugtighed.

Belastningen på køleanlægget vil derfor variere, fordi fugtindholdet i luften vil variere i løbet af året. Om

vinteren indeholder luften mindre vanddamp i forhold til om sommeren, det betyder at mindre vanddamp

kondenserer og derfor belastes anlægget mindre.


Side 31 af 52

Når et køleanlæg belastes mindre svarer det til at kompressoren får mere kapacitet. Køleanlægget vil derfor

opføre sig, som det er observeret i forsøg 2 og 3. Om vinteren får man kortere nedkølingstider i forhold til

om sommeren, fordi anlægget om vinteren belastes mindre. For senere at kunne bruge disse betragtninger

i en forbrugeranalyse, beregnes i følgende afsnit hvad en større kompressorkapacitet gør for nedkølingsti-

den.

8.5 Analyse af de forskellige styringsmetoders bidrag til nedkølingstid Figur 8-7 viser virkningen af de to styringsmetoder på rumtemperaturen. ON/OFF-styringen gør at tempera-

turen i kølerummet varierer. Jo mere kompressorkapacitet man har til rådighed, jo hurtigere er kompresso-

ren om sænke temperaturen i kølerummet.

Figur 8-7: Diagram fremstillet ud fra rumtemperaturen målt i de 3 forsøg, måledata kan ses i bilag zz,xx,cc.

På Figur 8-8 sammenlignes et enkelt nedkølingsforløb ved to forskellige frekvenser ved ON/OFF-styring.

0

1

2

3

4

5

6

7

8

1

21

41

61

81

10

1

12

1

14

1

16

1

18

1

20

1

22

1

24

1

26

1

28

1

30

1

32

1

34

1

36

1

38

1

Tem

pe

ratu

r [°

C]

Målingsnummer med 10 sekunders interval

Rumtemperatur i kølerum

Frekvensregulering

ON/OFF 1,5 gange kontroltest kapacitet

ON/OFF 2 gange kontroltest kapacitet


Side 32 af 52

Figur 8-8: Sammenligning af ON/OFF-forsøg med forskellige kompressor overskud.

Det man kan se er, at en større afgivet effekt gør nedkølingsforløbet hurtigere. Tiden som går til Pump-

down er ikke medregnet i nedkølingsforløbet, som man kan se på Figur 8-8. Regner man lidt på det, kan

man se forholdet mellem en øget effekt og hurtigere nedkøling.

Ligning 8-1: Effekten stiger fra forsøg 1 til forsøg 2 med 13 %.

Ligning 8-2: Nedkølingstiden mellem forsøg 1 og forsøg 2 falder med 30 %.

En effektforøgelse på 13 % får altså nedkølingsforløbet til at falde med 30 %. Grunden til dette skæve for-

hold er, at effekttabene (Varmetab gennem vægge og loft, luftskifte, lys- og ventilatoreffekt) er konstante.

Derfor går effektstigningen direkte til nedkøling af den varme luft i rummet, energien som her skal fjernes

er også konstant. Ud fra de to forsøg, kan man beregne de konstante tab og energimængden der skal bru-

ges til at køle luften fra 6,6 °C til 4 °C (Figur 8-7).

Ligning 8-3: Sammenhæng mellem den optagede effekt i kølemidlet, effekttabene og den kølede luft.

Ligning 8-4: Ved 100 % optaget effekt køles rummet på tiden 1.


Side 33 af 52

Ligning 8-5: Ved en stigning til 113 % optaget effekt køles rummet på tiden 0,7.

Ligning 8-4 og Ligning 8-5 bruges til at finde hvor meget effekt der er gået til at dække de konstante tab og

hvor meget energi der skal til at køle luften. Det er to ligninger med to ubekendte, som kan beregnes til:

Ligning 8-6: Forholdstal mellem de to forsøg.

Ligning 8-7: Balance for forsøget, hvor kompressoren kører 62,4 Hz.

Ligning 8-8: Balance for forsøget, hvor kompressoren kører 84,2 Hz.

Ligning 8-7 og Ligning 8-8 viser den gennemsnitlige effektbalance i de to ON/OFF-forsøg. Energimængderne

(Qluft) er ikke helt ens pga. afrundinger.

Kigger man på forsøget, hvor man bruger en frekvensomformer, som styringsmetode, ligger den konstante

optagede effekt i kølemiddelet på ca. 6900 kW (bilag G). Det er relativt tæt på det beregnede i Ligning 8-7

og Ligning 8-8. En grund til at de beregnede tab er mindre end det tab, som den frekvensregulerede udgave

fjerner, efter temperaturen har nået 5 °C i rummet, er måske pga. at varmetabet gennem rummets vægge

og loft vil variere med rumtemperaturen. Man kan se hvordan rumtemperaturen varierer på Figur 8-7.


Side 34 af 52

9 Analyse af forbrugerens kuldebehov For helt præcist at kunne svare på om investeringen i frekvensomformeren er rentabel, må man også kigge

på en typisk bruger af kondenseringsaggregater. Tidligere har en praktikant målt strømoptaget på en Dan-

foss Optyma Unit på en tankstation i Risskov i Aarhus. Logningen foregik over 4 dage i februar 2012. Ampe-

remeteret har logget effekten med intervaller på 1 min og 40 sekunder. Se bilag Q for hans måledata, min

egen redigering af disse måledata kan ses i bilag R.

Køleanlægget er opbygget som på Figur 5-2. Kondenseringsaggregatet er koblet til en kølereol som står i

butikken.

Figur 9-1: Belastning af Danfoss Optyma Unit på en 7/11 butik i Aarhus søndag den 5. februar 2012. Min egen efterbehandling af de måledata den tidligere praktikant havde logget, kan ses i bilag R, det er disse data diagrammet er fremstillet ud fra. Belast-

ningen for de 4 dage, hvor der blev logget, kan ses i også ses i bilag R.

Figur 9-1 viser hvor hårdt kompressoren i kondenseringsaggregatet på taget af tankstationen i Risskov er

belastet. Kompressoren slår i gang når trykket i fordamperen bliver for højt og stopper igen når det er lavt

nok (pressostatstyring). De blå søjler viser hvor lang tid kompressoren er om at trække temperaturen i køle-

reolen ned fra maksimum temperatur til minimum temperatur. De røde søjler viser hvor lang tid der går,

før luften i kølereolen er varm nok til åbne for termostaten i kølereolen. De røde søjler, som går ud af dia-

grammet viser afrimningsperioder, som varer omtrent én time. Man kan se at kompressoren er nogenlunde

lige lang tid om at sænke temperaturen i kølereolen i alle døgnets 24 timer. Tiden hvor kompressoren står

stille varierer, jo kortere denne tid er, jo større er belastningen på anlægget.

00:00:00

00:03:20

00:06:40

00:10:00

00:13:20

00:16:40

00:20:00

00:23:20

00:26:40

0:2

5:0

6

1:0

1:4

6

1:5

0:0

6

2:4

0:0

6

3:3

3:2

6

4:3

3:2

6

5:1

6:4

6

6:5

8:2

6

7:5

3:2

6

8:5

1:4

6

9:4

8:2

6

10

:26

:46

11

:03

:26

12

:48

:26

13

:36

:46

14

:25

:06

15

:06

:46

15

:45

:06

16

:33

:26

18

:41

:46

19

:35

:06

20

:21

:46

20

:58

:26

21

:50

:06

22

:51

:46

ON

/OFF

-ti

d [

hh

:mm

:ss]

Klokkeslæt [hh:mm:ss]

Belastning af kompressor på 7/11 (søndag den 5. februar 2012)

Kompressor ON Kompressor OFF


Side 35 af 52

Tager man den tid kompressoren kører i forhold til den tid kompressoren står stille, får man et udtryk for

belastningsgraden af køleanlægget eller ON/OFF-forholdet, som i Tabel 8-1. Dette kan man gennemsnitligt

regne ud for de 4 døgn, som kan ses i Tabel 9-1.

Jo større tallet er, jo hårdere er køleanlægget belastet. Middelbelastningen får man ved værdien 1.

(Heilmann, 2009)

Belastning på køleanlæg - Februar 2012

Fredag Lørdag Søndag Mandag Over alle 4 døgn Belastningsgrad 3. februar 4. februar 5. februar 6. februar

Største 5,00 5,00 5,00 2,50 5,00

Mindste 0,30 0,27 0,25 0,23 0,23

Trimmet gennemsnit, 10 % 0,85 0,81 0,83 0,67 0,78

Aritmetisk Gennemsnit 0,92 0,91 0,91 0,72 0,87

Median 0,80 0,80 0,67 0,54 0,67

Datamængde 76 75 71 64 286 Tabel 9-1: Viser den gennemsnitlige belastningsgrad af køleanlægget gennem 4 døgn i på en tankstation i Risskov. På grund af, at den største værdi af belastningsgraden afviger meget fra medianen i forhold til den mindste værdi, har jeg valgt at lave et trim-

met gennemsnit, hvor 5 % af de største og 5 % af de mindste værdier af datamængden sorteres fra, før gennemsnittet beregnes. En procentfordeling af datamængden kan ses i bilag Q.

Gennemsnitligt for de 4 døgn er kompressoren belastet under det man vil kategorisere som middelbelast-

ning. Målingerne er foretaget i februar, som er den måned hvor den absolutte fugtighed er lavest, se Tabel

9-2. I februar vil belastningen på køleanlægget derfor også være lavest.

Tabel 9-2: Viser variationen i den absolutte luftfugtighed gennem årets løb. (Laursen, Thomsen, & Cappelen, 1999)

9.1 Vurdering af kuldebehovsændring Belastningen på fordamperen vil stige indtil juli, hvor den vil flade ud og begynde at falde indtil februar. Kø-

leanlæggene er dimensioneret til en varm sommerdag i juli/august, derfor vil belastningsgraden være fal-

det når man tager målinger i februar. Som skrevet i kapitel 0, så vil et fald i belastningsgraden i forhold til

det anlægget er dimensioneret til, for et kondenseringsaggregat med omdrejningsregulering betyde bedre

COP og for et anlæg med ON/OFF-styring betyde dårligere COP.

Når man skal beregne en kundes kuldebehov, kortlægger man først tabene og lægger det til den nødvendi-

ge ydelse, som skal til at nedkøle den mængde varer kunden ønsker. For at være sikker på at anlægget kan

dække kundens behov indregner man en sikkerhedsfaktor. F.eks. omregnes den ønskede kuldeydelse, som

er et gennemsnit over 24 timer, til et gennemsnit over 18 timer. (Nielsen, 2006) Vibocold bruger nogenlun-


Side 36 af 52

de samme metode, de omregner den nødvendige kuldeydelse til 18 timer, for så er der 6 timer til afrim-

ning. (Hansen, 2012)

Ud fra de to udtalelser kan man se at det kuldebehov man vælger kondenseringsaggregat ud fra er et over-

dimensioneret kuldebehov, både for at være sikker på at man kan opfylde kundes behov, men også for at

give plads til afrimningsintervaller, som oftest foregår ved naturlig afrimning. Det betyder igen at omdrej-

ningsreguleringen vil have sin fordel med hensyn til en forbedret COP, når anlægget sættes i drift.

Hvis man skal sige noget konkret om hvor meget man sparer på driftsøkonomien, ved at benytte en om-

drejningsregulering af kompressoren frem for en ON/OFF-styring, må man analysere kuldebehovet nærme-

re.

9.2 Analyse af forbrugerens kuldebehov gennem året En større belastning kan forekomme, hvis en mængde varme varer fyldes i skabet. På tankstationen i Ris-

skov udgjorde omkring 2/3 af skabets indhold læskedrikke, som kan opbevares ved stuetemperatur, men

man vil foretrække kolde, denne type vare kan øge belastningen på anlægget. Den sidste 1/3 bestod af me-

jerivarer og pålæg, som skal have en hvis temperatur før de kan holde sig og vil være nedkølede når de an-

kommer til butikken, denne type vare belaster derfor ikke anlægget betragteligt. Belastninger på køleska-

bet udgør:

Vareflow af varme varer i køleskab (variabel i løbet af døgnet og året)

Fugtindholdet i luften og derved energi til luftskifte (variabel i løbet af året)

Konstante tab (varme fra lys og ventilator og konvektionsvarme)

Sammenhængen mellem fordamperens kuldeydelse og den overførte effekt til varerne i skabet, er som ne-

denstående formler viser:

Ligning 9-1: Ligningen beskriver sammenhængen mellem den optagne effekt i fordamperen og den afgivne effekt til varerne i kølereolen. Effekten som aftages fra luften, har jeg delt op i to for at vise, at når luften passerer fordamperen vil en del af den

afgivne effekt bruges til at danne rim og kondensvand af vanddampene i luften og en anden del til at køle luften. Kondensvandet og rimen gør ikke noget for kølingen af varerne i kølereolen. Denne effekt er dog medregnet i de efterfølgende led. I sidste led

ses den som en del af det effekttab, der går til luftskiftet.

Ligning 9-2: Effekt som fordamperen skal optage.

Ligning 9-3: Effektformel for den transmitterede effekt.

Ligning 9-4: Effekt der går til at køle luften.

Ligning 9-5: Effekt brugt til dannelse af kondensvand.


Side 37 af 52

Ligning 9-6: Energi der skal til at køle mængden af varer i kølereolen.

Ligning 9-7: Effekttab

Fordamperen er koldere end den cirkulerede luft i kølereolen, så den optager varme fra luften. Luften er

koldere end varerne i kølereolen, så den optager varme fra varerne. Hvor meget varme der bliver overført

afhænger af den transmitterede effekt.

1. Hvis kompressoren kan fjerne mere damp end der produceres i fordamperen begynder trykket i

fordamperen at falde. Når trykket falder, vil fordampningstemperaturen også falde. Dette medfører

større LMTD, hvorved der overføres en større effekt. Denne større overførte effekt medfører en

større overhedning af kølemidlet. Når overhedningen stiger, åbner den termostatiske ekspansions-

ventil for mere kølemiddel til fordamperen. På et tidspunkt balancerer den mængde kølemiddel-

damp kompressoren fjerner med den mængde kølemiddeldamp der dannes i fordamperen.

En konsekvens af et faldende fordampertryk er at kompressorens volumetriske virkningsgrad fal-

der og densiteten for kølemidlet stiger. Begge faktorer resulterer i en dæmpning af trykfaldet i for-

damperen. Belastningen bestemmer ved hvilken temperatur fordamperen vil balancere sin for-

dampningstemperatur.

2. Hvis kompressoren ikke kan fjerne den mængde damp, som bliver dannet af belastningen på for-

damperen, vil trykket i fordamperen begynde at stige, hvorved LMTD bliver dårligere og der overfø-

res mindre effekt. Ekspansionsventilen mindsker masseflowet af kølemiddel, anlægget balancerer

når kompressoren igen kan fjerne den dannede mængde kølemiddeldamp. Når trykket stiger bliver

den volumetriske virkningsgrad bedre og densiteten på kølemiddeldampene falder, herved kan

kompressoren flytte mere kølemiddeldamp, hvilket dæmper trykstigningen i fordamperen.

Punkt 1, er situationen hvis belastningen på fordamperen falder. Det medfører kortere intervaller, hvor

kompressoren kører. Både fordi belastningen er mindre, men en naturlig forstærkning forekommer også

ved at kompressoroverskuddet bruges til at øge den transmitterede effekt, så nedkølingen foregår hurtige-

re.

Punkt 2, er situationen hvis belastningen på fordamperen stiger. Her vil kompressoren kører i længere in-

tervaller, da belastningen er større og den varmetransmitterende effekt er mindre pga. lavere LMTD.

Når man dimensionerer et køleanlæg vælger man et kondenseringsaggregat, som passer nogenlunde til

kuldebehovet (Hansen, 2012). Ønsker man at varerne er 5 °C, indstilles termostaten i kølereolen til at åbne

for kølemidlet ved 4 °C og lukke igen ved 2 °C. Kølekapaciteten vælges ud fra -10 °C og en omgivelsestem-

peratur på 32 °C. (Hansen, 2012)


Side 38 af 52

9.3 Belastning på kølereol Figur 9-2 skitserer luftcirkulationen i køleanlægget. Vandindholdet i luften vil ændre sig i løbet af året, se

Tabel 9-2. Det højere indhold af vanddampe i luften om sommeren vil belaste anlægget mere, fordi når

vanddampene kondenserer, øger man varmegennemgangstallet, hvorved det er muligt at transmittere en

større effekt fra luften til fordamperen.

Figur 9-2: Principskitse som viser luftstrømningen i en kølereol. Først køles og affugtes luften gennem fordamperen. Den kølede luft køler varerne i reolen, men varmes samtidigt op. Når Luften når toppen af kølereolen, vil luften pga. af luftstrømningen og den koldere temperatur (ca. 4 °C) end omgivelsesluftens temperatur søge nedad. Under denne vej ned vil luften blive infiltreret med den omkringliggende luft. Dette betyder at fugtigheden og temperaturen for den nedadgående luft (gule linjer) stiger. Til

sidst passerer luften igen forbi fordamperen, hvor den køles og affugtes.

For at vise hvordan luftfugtigheden i luften omkring kølereolen har indflydelse på belastningen fremstilles

Figur 9-3 ud fra antagelsen, at det altid er muligt at køle luften samme temperaturforskel hele året.

Antager man, at når luften har passeret varerne i kølereolen, er luften 4 °C varm og har ikke optaget vand

(blå linjer). Luften i kølereolen vil på dens vej ned mod fordamperen blive infiltreret med den omkringlig-

gende luft, men maksimalt nå 8 °C (gule linjer). Den omkring liggende luft vil være koldere ved gulvet end

ved loftet, derfor den krumme linje, se Figur 9-3. Når luften passerer fordamperen køles den altid til -2 °C.

Fordamperen vil altid være -10 °C. Så vil processen i et Molliers diagram se ud som på Figur 9-3.


Side 39 af 52

Figur 9-3: Viser opvarmning og nedkølingsforløb for luften i kølereolen. Forløbet til venstre viser en dag i februar, hvor den om-kringliggende luft indeholder lidt vand. Forløbet til højre viser en dag i juli, hvor den omkringliggende luft indeholder meget

vand. Den absolutte fugtighed for februar og juli, svarer til dem oplyst i Tabel 9-2.

De gule linjer er tegnet, som ved en blanding af to luftstrømme. Fugtindholdet i luften efter fordamperen

kender jeg ikke. Jeg ved, at det ikke vil overstige en relativ fugtighed på 100 % og det vil ikke komme under

en relativ fugtighed på 50 %, da dugpunktstemperaturen for luft der er -2 °C og RH = 50 %, er -10 °C, hvilket

er fordamperens temperatur. Jeg antager at den er tættest på 50 % i februar og tættest på 100 % i juli. Det

er også svært at sige ved hvilket fugtindhold luften ender med ved opblandingen (gul linje), her antager jeg

at ca. 30 % af luften udskiftes, svarende til en blanding med den omkringliggende luft på 30 %.

Man kan se at entalpi-forskellen, for den luft der skal køles (rød linje), er større når man kommer til juli, end

i februar. Det vil være muligt med den samme fordamper at overføre mere effekt uden at ændre på tempe-

raturerne, da varmegennemgangstallet bliver større når mere vanddamp fra luften kondenserer. Figur 9-3

viser at belastningen på køleanlægget vil variere i løbet af året.

Figur 9-3 viser hvordan luftens vej i kølereolen ser ud lige når der åbnes for termostaten. Efterhånden som

varerne i køleskabet bliver koldere, vil temperaturen på luften i toppen af køleskabet falde (< 4 °C), dette vil

betyde at når luften har forladt fordamperen igen, vil denne være endnu koldere (< -2 °C). LMTD bliver

mindre mellem luftens temperatur og fordamperens temperatur, hvorved den transmitterede effekt bliver

mindre og belastningen på fordamperen mindskes. Herved falder fordampningstemperaturen indtil system

igen er i balance. Dette kan også ses på Figur 8-5 og Figur 8-6. Yderligere er Figur 9-3 en simplificering i for-

hold til hvad der reelt ville ske, fordi den ikke tager hensyn til den lavere fordampningstemperatur man vil

opnå i februar, pga. den lavere belastning.

Ud fra antagelserne som er taget til at fremstille Figur 9-3, er Tabel 9-3 fremstillet. Den viser belastningen

på køleanlægget, hvis man antager at luften vil have samme indgang og afgangstemperatur hele året gen-

nem fordamperen.


Side 40 af 52

Abs. Fugtighed Tind [°C]

Tud [°C]

Hind [kJ/kg]

Hud [kJ/kg]

ΔH [kJ/kg] Φ [kW]

Andel i forhold til

februar

Andel i for-hold til au-

gust g/m3 g/kg

Jan 4,3 3,62 8 -1 14,3 3,2 11,1 3,89 104% 77%

Feb 4,2 3,54 8 -1 14,3 3,6 10,7 3,75 100% 74%

Mar 4,6 3,87 8 -1 14,8 3,8 11 3,85 103% 76%

Apr 5,4 4,55 8 -1 15,6 3,7 11,9 4,17 111% 82%

Maj 7,1 5,98 8 -1 17,5 4,5 13 4,55 121% 90%

Jun 9,2 7,74 8 -1 18,5 5,1 13,4 4,69 125% 92%

Jul 10,2 8,59 8 -1 19,5 5 14,5 5,08 136% 100%

Aug 10,2 8,59 8 -1 19,5 5 14,5 5,08 136% 100%

Sep 9,1 7,66 8 -1 18,3 4,9 13,4 4,69 125% 92%

Okt 7,7 6,48 8 -1 17,1 5 12,1 4,24 113% 83%

Nov 5,9 4,97 8 -1 16 4,3 11,7 4,10 109% 81%

Dec 4,8 4,04 8 -1 14,9 4 10,9 3,82 102% 75%

Gennemsnit: 4,32 115% Tabel 9-3: Viser stigningen i belastningen på fordamperen ud fra den antagelse at luften der passerer fordamperen har samme

temperaturfald hele året rundt. Densitet på luft ved 20 °C er fundet til 1,88 kg/m3 (Lauritsen, Gundtoft, & Eriksen, 2007) og mas-

seflowet af luft er sat til 0,35 kg/s. Se evt. bilag Q.

Det som først blev antaget i molliers diagram på Figur 9-3 er ikke korrekt, det skal kun bruges til at vise at

luftfugtigheden spiller en stor rolle for belastningen på fordamperen. Hvis fordamperen belastes mindre i

februar end det anlægget er dimensioneret til, så vil fordampningstemperaturen falde, som beskrevet tidli-

gere, hermed stiger LMTD indtil anlægget igen er i balance.

Nedenstående eksempel skal vise hvordan anlægget muligvis vil indstille sig i balance om vinteren sammen-

lignet med om sommeren.

Figur 9-4: Om sommeren har man højere temperaturer udenfor, derfor får man en højere kondenseringstemperatur, hvilket sænker anlæggets ydeevne og COP. Om vinteren falder kondenseringstrykket, til det tryk som hastighedsregulatoren på blæse-

ren på kondensatoren er sat til at holde.


Side 41 af 52

Hvis sugetrykket falder som vist på Figur 9-4, har det følgende betydning for den optagede effekt i fordam-

peren.

Densitet for kølemidlet stiger med 22 %, stiger denne med 22 % betyder det et fald i masseflowet på 18 %.

Entalpi-forskellen i fordamperen stiger med 13 %, pga. af lavere kondenseringstryk i februar.

Ligning 9-8: Forhold mellem overført effekt i februar sammenlignet med august pga. mindre belastning.

Ved denne balance vil fordamperen kunne optage 93 % af hvad den kunne optage i august. Indtegner man

den nye situation med koldere fordamper, kommer forløbet til at se ud som på Figur 9-5.


Side 42 af 52

Figur 9-5: Viser nedkølingsforløbet når køleanlægget har indstillet sig i balancepunktet om vinteren. Temperaturerne er antage-de værdier og vil måske ikke se helt sådan ud i virkeligheden.

Ovenstående betragtninger skal bruges til at vise princippet i køleanlæggets dynamik, når det udsættes for

forskellige belastninger.

Betragter man Figur 9-5, kan man sige følgende omkring effektfordelingen til kondensering og køling af luft

i februar og august.

Ligning 9-9: Værdien for fordampningsvarmen er fundet i tabel 10.12a i termodynamikbogen (Lauritsen, Gundtoft, & Eriksen, 2007) ved 6,98 °C og 0,01 bar.

Ligning 9-10: Beregning af den aftagne effekt fra luften gennem fordamperen. Effekten aftaget fra luften i februar burde være mindre, som beregnet i Ligning 9-8.

Ligning 9-11: Viser hvilke elementer der udgør konstante tab (Effekterne) og den energimængde der skal fjernes fra varerne.

Hvor meget kortere nedkølingstiden for varerne vil være i februar i forhold til august afhænger af hvor stor

en del af effekten bruges til køling af varerne i august. Ligning 8-6 som viser forholdet på Advansor testan-

læg, viste at 30 % gik til nedkøling af varer og 70 % til tab ved et ON/OFF-forhold på 2,72. Advansors køle-

rum er praktisk talt ikke isoleret og vil derfor have et stort varmetab gennem vægge og loft. Man kan nok

forvente at 50-60 % af kuldeydelsen går til at fjerne energi fra varerne i august.

Antager man at 50 % af kuldeydelsen går til at fjerne energi fra varerne, resten går til konstante tab og at

fordamperen i februar optager 90 % af effekten den optager i august, Ligning 9-8. Så vil man se følgende

stigning i effekten der går til at køle varerne i køleskabet i februar.


Side 43 af 52

Ligning 9-12: viser stigningen i kuldeydelsen til at fjerne energi fra varerne i reolen. Det antages at i august går 50 % af den sam-lede kuldeydelse til at køle varerne. Dette gør at kuldeydelsen til køling af varer i februar vil vokse med 12 %.

Udover at man i de koldere måneder opnår en større overført effekt på varerne pga. en reduktion i de kon-

stante tab, kan man forestille sig at der ikke aftages så mange læskedrikke i denne periode. Kølereolen in-

deholder som sagt 2/3 læskedrikke. På Danmarks statistik kan man finde opgørelser for fremstilling af læ-

skedrikke i Danmark.

Tabel 9-4: Viser virksomheders salg af fremstillede læskedrikke gennem årets 4 kvartaler. Tallene er fra Danmarks Statistik. (DST)

Salg [mio. kr.] %-andel i forhold til 3. kvarter

Januar, februar, marts 366 81,7%

April, maj, juni 483 107,8%

Juli, august, september 448 100,0%

Oktober, november, december 408 91,1% Tabel 9-5: Viser andelen af salget af læskedrikke gennem årets 4 kvartaler i forhold til 3. kvartal.

Antager man at flowet af varer i kølereolen på tankstationen i Risskov følger salget af læskedrikke fra pro-

ducenter, kan man udtrykke det mindre salg i de kolde måneder, som at der skal fjernes en mindre mæng-

de energi fra varerne i kølereolen.

Tid,august =

Tid,februar =

%-fald =

= 27 %

Man kan se hvordan flere faktorer som en mindre mængde udskiftede varer i de kolde måneder til at en

større del af de konstante tab går til at fjerne energien fra denne mængde varer gør at nedkølingstiden i fe-

bruar falder med 27 % i forhold til i august, hvilket derfor betyder kortere perioder hvor kompressoren er

tændt og dermed dårligere COP.

Det er svært at sige præcist hvordan køleanlægget vil indstille sig i balance gennem året, pointen er at om

vinteren går en mindre andel til tab, herved falder fordampningstemperaturen, så en større effekt kan

overføres. Den større effekt brugs endda på en mindre energimængde, hvilket sænker nedkølingstiden

yderligere.


Side 44 af 52

Bruger man Tabel 9-3 som udtryk for ændringen af den optagede effekt i fordamperen gennem året og an-

tager at denne belastning er proportional med en forlængelse af ON/OFF-forholdet, beregnet i Tabel 9-1.

Kan man beregne den gennemsnitlige belastningsgrad gennem året til:


Side 45 af 52

10 Vurdering af ny tilbagebetalingstid Hvis man fjernede frekvensomformeren og erstattede den med en pressostat, vil COP falde. Hvis man bru-

ger belastningsgraden af anlægget som et udtryk for hvor meget COP vil falde og antager at der er propor-

tionalitet mellem belastningsgrad og COP. Kan man beregne forholdet mellem COP og belastningsgrad til:

γ = belastningsgrad

Tallene indsat i ovenstående ligning er fra Tabel 8-1. Antager man, at der er proportionalitet mellem be-

lastningsgrad og COP, vil den endelige COP for et anlæg med ON/OFF-styring, som er belastet som kølean-

lægget i kapitel 9 ende med:

γ = belastningsgrad

Med frekvensomformer har man en COP på 1,75 faldet i COP kan beregnes til:

Fjerner man frekvensomformeren fra MT-kondenseringsaggregatet forringer det COP med 9,1 %. En forrin-

gelse af COP svarer til en effektforøgelse på:


Side 46 af 52

Køleanlæg med HFC Kuldebehov [W]: 4000 5000 9000 10000


Montage [kr.]: kr. 12.000,00 kr. 12.000,00 kr. 12.000,00 kr. 12.000,00

Fyldning R404a 1kg/kW [kr.]: kr. 2.552,00 kr. 3.190,00 kr. 5.742,00 kr. 6.380,00


Sum: kr. 50.248,20 kr. 57.324,40 kr. 70.370,40 kr. 83.045,00

Køleanlæg med CO2 Kuldebehov [W]: 4000 5000 9000 10000


Montage [kr.]: kr. 12.000,00 kr. 12.000,00 kr. 12.000,00 kr. 12.000,00

Fyldning CO2 1kg/kW [kr.]: kr. 320,00 kr. 400,00 kr. 720,00 kr. 800,00


Merpris for større kompressor [kr.]: kr. - kr. - kr. 2.000,00 kr. 2.000,00

Ingen frekvensomformer [kr.]: kr. -3.500,00 kr. -3.500,00 kr. -3.500,00 kr. -3.500,00

Sum: kr. 82.524,00 kr. 87.340,00 kr. 97.012,00 kr. 105.924,00

Driftsomkostninger HFC-anlæg: Kuldebehov [W]: 4000 5000 9000 10000


Årlig Energiudgift [kr.]: kr. 6.351,60 kr. 8.099,50 kr. 13.535,34 kr. 15.180,32

Årlige Kølemiddeludgifter [kr.]: kr. 255,20 kr. 319,00 kr. 574,20 kr. 638,00

Årlige Diverse udgifter [kr.]: kr. 1.000,00 kr. 1.000,00 kr. 1.000,00 kr. 1.000,00


Driftsomkostninger CO2-anlæg: Kuldebehov [W]: 4000 5000 9000 10000

Årligt Energiforbrug m. VLT [kWh]: 5219 6506 11721 13052

Årligt Energiforbrug u. VLT [kWh]: 5741 7157 12894 14359

Årlig Energiudgift u. VLT [kr.]: kr. 4.616,15 kr. 5.754,48 kr. 10.367,09 kr. 11.544,34

Årlige Kølemiddeludgifter [kr.]: kr. 32,00 kr. 40,00 kr. 72,00 kr. 80,00

Årlige Diverse udgifter [kr.]: kr. 800,00 kr. 800,00 kr. 800,00 kr. 800,00


Tilbagebetalingstid m. VLT [år]: 13,87 10,01 5,85 4,48

Tilbagebetalingstid u. VLT [år]: 14,95 10,63 6,88 5,21

Figur 10-1: Beregning af simpel tilbagebetalingstid ved fjernelse af frekvensomformeren. Der regnes med en årlig stigning i ef-fektforbruget på 10 % og en besparelse i anlægsinvestering på 1500 kr.


Side 47 af 52

Tilbagebetalingstiden forlænges hvis man fjerner frekvensomformeren, derfor er der ikke noget incitament

til at gøre det. Andre ting som også ville tale imod at gøre det, er at den hyppige start og stop af kompres-

soren, som vil slide hårdere på denne og derfor forringe levetiden.

Det kriterium som gør at ovenstående slutning er sand, er at belastningsgraden på køleanlæg generelt set

er som jeg har beregnet i kapitel 0. Hvis køleanlæg er dimensioneret, så den gennemsnitligt er belastet hår-

dere, så kompressoren er tændt i længere tid i forhold til den er slukket, så vil man få en bedre gennemsnit-

lig COP.

Man kan regne hvor stort ON/OFF-forholdet gennemsnitligt skal være gennem året, før man får en tilbage-

betalingstid lige så kort som ved brug af frekvensomformer. Dette er gjort i bilag S. Det beregnede ON/OFF-

forhold er 4,72, hvilket betyder at kompressoren skal være tændt 4,72 gange længere tid end den er sluk-

ket.

De største belastninger på køleanlægget er i månederne juli og august. I disse måneder oplever man en

stigning på belastningen i forhold til gennemsnittet på:

ON/OFF-forholdet vil i disse måneder stige til:

Man skal altså dimensionere sit anlæg så det kører 85 % af tiden om sommeren. Til sammenligning vil en

normal dimensionering (Nielsen, 2006) betyde:

At anlægget dimensioneres til at køre i 75 % af tiden. Det øger risikoen for at dimensionere anlægget for

småt og man får mindre tid til afrimningsintervaller. Derfor vil det ikke på nogen måde kunne forkorte til-

bagebetalingstiden at fjerne frekvensomformeren.


Side 48 af 52

11 Konklusion En mulighed for optimering med fokus på en lavere anlægsinvestering blev fundet ved at fjerne frekvens-

omformeren. Denne anlægsændring ville være simpel at lave og krævede ikke at man skulle til at starte for-

fra med tests på anlægget. En anden mulighed var f.eks. en simplere styring af gaskøleren, en sådan æn-

dring ville ikke være realistisk at gennemføre, da man herved ændrer hele konceptet og derfor ville sætte

udviklingsprojektet tilbage. Kondenseringsaggregatet bliver i øjeblikket testet i marken, så kun ændringer

man kan spå udfaldet af, vil blive implementeret.

Fjerner man frekvensomformeren er man nødt til at bruge en større kompressor for at kunne yde sammen

kuldeydelse, det betyder at besparelsen på anlægsinvesteringen minimeres.

I stedet for at styre kompressoren med en frekvensomformer, skulle den styres af en pressostat. Forsøg

med de to forskellige styringsmetoder til kompressoren (ON/OFF og omdrejningsregulering) viste at COP

blev dårligere, når man skiftede fra omdrejningsregulering til ON/OFF-styring, fordi man herved ikke længe-

re kan tilpasse kuldeydelsen til behovet. Da man i dimensioneringsfasen overdimensionerer køleanlægget,

vil kompressoren altid kunne flytte mere kølemiddeldamp fra fordamperen end det er nødvendigt. Kølean-

lægget vil altid finde en balance. Hvis kompressoren fjerner mere damp end det er nødvendigt, så vil su-

getrykket falde, hvormed man får en dårligere COP. For at kunne styre temperaturen i et kølerumbruges en

termostat, som kan lukke for kølemiddeltilførslen til fordamperen. Når denne ventil lukker foretager an-

lægget en pump-down. Disse pump-down perioder, vil også forringe COP.

Fjernelsen af frekvensomformeren resulterede i et billigere anlæg, men også en dårligere COP. Når COP bli-

ver dårligere stiger udgiften til elektricitet til anlægget.

Konklusionen bliver efter en analyse af effektoptaget på tankstations kondenseringsaggregat i Risskov i

Aarhus, som er styret med ON/OFF-styring, at en fjernelse af frekvensomformeren betyder en længere til-

bagebetalingstid. Derfor kan derfor ikke betale sig at fjerne frekvensomformeren.


Side 49 af 52

12 Perspektivering Et andet projekt der kunne have været interessant at kigge på er varmegenvinding fra gaskøleren. CO2-

køleanlæg opnår højere temperaturer efter kompressoren sammenlignet med HFC-anlæg. Hvis denne var-

me kan bruges til noget hos brugerne enten til opvarmning af rum eller brugsvand, kan man muligvis spare

penge på varmeudgifter og dermed også sænke tilbagebetalingstiden. Når man bruger strøm til opvarm-

ningsformål, kan man ikke få godtgjort så stor en del af el-udgiften, som når man bruger strømmen til pro-

cesformål. Derfor er besparelsen på varme måske ikke så stor.

Energien der bruges til at blæse luft gennem gaskøleren vokser eksponentielt med volumenflowet, dog

sænker man trykket i gaskøleren ved at gøre det og derved kommer kompressoren til at arbejde ved bedre

virkningsgrader. Det kunne være interessant at undersøge om der vil være en optimal temperaturdifferens

mellem omgivelsestemperatur og temperaturen i gaskøleren.

Man kunne også undersøge om der er mulighed for at benytte andre blæsere til gaskøleren. På nuværende

tidspunkt bruger man en AC-fan, på andre anlæg bruger man EC fans. De konstante tab er mindre i EC-fans,

men til gengæld dyrere i indkøb.


Side 50 af 52

13 Efterskrift Jeg har i arbejdet med dette projekt fundet ud af, at Advansors nyudviklede kondenseringsaggregat kører

bedst med omdrejningsregulering. Jeg har fundet ud, at det er svært at sige noget helt præcist om hvordan

en enkelt ændring vil have indflydelse på den gennemsnitlige COP.

For det første skal man være opmærksom på at belastningsændringer på fordamperen kan forekomme i

løbet af året, enten ved at tabene mindskes på grund af lavere fugtindhold i luften eller fordi vareflowet

ændrer sig i løbet af året. Man kan derfor ikke sige noget om et køleanlægs COP ved bare at måle på en en-

kelt dag, man er nødt til at måle det over flere dage fordelt ud på hele året, og herved beregne den gen-

nemsnitlige COP.

Andre faktorer som udetemperaturen vil også have indflydelse på COP, da varmere dage gør at kondensa-

tortrykket stiger, hvilket medfører dårligere virkningsgrader for kompressoren. COP er dynamisk og dette

skal man huske, når der måles på køleanlæg. Det er denne dynamik som jeg har fået et meget større indblik

i, ved at arbejde med køleanlæg i mit projekt.

Andre ting jeg har fået åbnet øjnene op for er at metoderne man bruger til at styre de forskellige delele-

menter i køleanlægget har stor indflydelse på energieffektiviteten. F.eks. er man nødt til i HFC-anlægget at

have en stor trykdifferens over den termostatiske ekspansionsventil for at kunne levere nok kølemiddel til

fordamperen. Derfor styrer man anlægget, så man har et stort tryk i kondensatoren om vinteren, man kan

herved ikke udnytte den kolde luft om vinteren til at forbedre sin COP. Det kan man i CO2-anlægget, fordi

man her har større trykforskelle ved samme fordampningstemperaturer, hvormed man kan tillade et min-

dre tryk i gaskøleren om vinteren og dermed opnå en bedre COP. Måske ville man kunne sænke trykket i

kondensatoren i HFC-anlægget om vinteren, hvis man skiftede den termostatiske ekspansionsventil til en

elektrisk styret AKV-ventil.

Pointen er at når mange dele i et dynamisk anlæg er afhængige af hinanden må man virkelige tænke sig om

før man kan drage konklusionen at en billigere komponent vil kunne betale sig.


Side 51 af 52

14 Litteraturliste Beierholm. (u.d.). Hentede 29. 11 2012 fra http://www.beierholm.dk/seneste-nyt/artikelarkiv/skat-moms-

og-afgifter/godtgoerelse-af-elafgift-og-energispareafgift-co2-afgift.html

Brøndum, F. (u.d.). Brøndum Elektro. Hentede 3. 12 2012 fra http://broendum-

elektro.dk/shop/koelemiddel-1230p.html

CFC-afgiftsloven. (u.d.). skat.dk. Hentede 3. 12 2012 fra

http://www.skm.dk/tal_statistik/satser_og_beloeb/184.html

Danfoss. (u.d.). Hentede 3. 12 2012 fra

http://www.danfoss.com/Denmark/BusinessAreas/Refrigeration+and+Air+Conditioning/Articles/Interessen

+for+CO2+k%C3%B8leanl%C3%A6g+stiger.htm

Dansoss listepriskatalog 2011. (u.d.).

DST. (u.d.). Danmark Statestik. Hentede 12. 12 2012 fra http://www.statistikbanken.dk/FIKS44

Elpristavlen. (u.d.). Hentede 29. 11 2012 fra http://www.elpristavlen.dk

Hansen, M. L. (2. November 2012). Tekniker Vibocold. (D. Christensen, Interviewer)

Heilmann, T. (2009). Praktisk regulering og instrumentering 6. udgave. Holte: Heilmanns Forlag.

Lauritsen, A. B., Gundtoft, S., & Eriksen, A. B. (2007). Termodynamik 2. udgave. København: Nyt Teknisk

Forlag.

Laursen, E. V., Thomsen, R. S., & Cappelen, J. (1999). Technical Report 99-5. København: Dansk

meteorologisk institut.

Nielsen, E. (2006). Noget om køleteknik 3. udgave. Teknidata.

Rasmussen, L. (20. 09 2012). Ingeniør, Advansor. (D. Christensen, Interviewer)

SKAT. (u.d.). Hentede 29. 11 2012 fra http://www.skm.dk/tal_statistik/satser_og_beloeb/206.html

Skovrup, M. J. (u.d.). IPU. Hentede 29. 11 2012 fra http://www.ipu.dk/IPU-Teknologiudvikling/Koele--og-

energiteknik/Downloads/PackCalculation.aspx

Vibocold. (u.d.). Vibocold. Hentede 06. 12 2012 fra http://www.vibocold.dk/1893/argus-xp


Side 52 af 52

15 Bilag

Af Dennis Christensen - campus.aams.dkcampus.aams.dk/pluginfile.php/3581/mod_data/content/1049/Endelig... · fået sin renæssance, da det nu er muligt at fremstille komponen-ter,

Documents