Möjligheter till energieffektivisering av ishall

Transkript

1 Fakulteten för hälsa, natur- och teknikvetenskap Miljö- och energisystem Markus Karlsson Möjligheter till energieffektivisering av ishall En detaljstudie av Hammarö kommuns ishall Possibilities for increased energy efficiency of an ice rink A detail study of Hammarö municipality ice rink Examensarbete 22,5 hp Högskoleingenjörsprogrammet i energi- och miljöteknik Mars 2020 Handledare: Tim Andersson Examinator: Lena Brunzell Karlstads universitet Karlstad Tfn Fax Information@kau.se

2

3 Sammanfattning För att minska Sveriges utsläpp av växthusgaser kommer energieffektiviseringar av redan existerande anläggningar spela en viktig roll. Energieffektiviseringar av gamla system bidrar både med sänkta utsläpp av växthusgaser samtidigt som ägaren av systemen kan sänka sina driftskostnader. En av de mest energiintensiva anläggningstyperna i Sverige är ishallar. I Sverige finns i dagsläget 357 ishallar som var och en förbrukar cirka 1 GWh värme- samt elenergi årligen. Den största delen av den energin går åt till att driva anläggningarnas kyl- och värmesystem. Arbetet syftar till att undersöka möjligheten att med relativt små insatser bygga om en existerande anläggning och därmed sänka driftkostnaden för en ishall i Hammarö kommun. Det första alternativet undersökte om det var möjligt att flytta en del av den värme som idag produceras av kylmaskinens spillvärme till en för anläggningen redan befintlig värmepump. Genom att göra det kan man sänka kondenseringstrycket för systemets kylmaskin och borde därigenom kunna sänka energibehovet. Det andra alternativet syftade till att undersöka en utökning av det nuvarande systemet med ytterligare en värmepump som hade till enda uppgift att producera den värme som kylmaskinens spillvärme idag gör. Målet med arbetet var att ta fram ett underlag för Hammarö kommun som kan underlätta för framtida beslut kring förändringar gällande drift och utformning av ishallens kyl- och värmesystem. Det första alternativet visade sig i de allra flesta driftfall knappt innebära någon vidare förbättring över huvud taget, men av de två presenterade alternativa systemutformningarna skulle alternativ 1 innebära en besparing på i snitt cirka 0,6 procent jämfört med hur systemet drivs idag. Det andra alternativet sänkte energianvändningen mest. Det här fallet hade en genomsnittlig energieffektiviseringspotential om cirka 19 procent jämfört med dagens system. Den varmvattenproduktion som i dagsläget är möjligt att utvinna i form av spillvärme från anläggningen beräknades sjunka med i snitt cirka 25 procent när systemet förändrades enligt de för arbetet föreslagna utformningsalternativen.

4 Abstract In order to reduce Sweden's greenhouse gas emissions, energy efficiency improvements of already existing plants will play a significant role. Energy efficiency improvements of old systems both contribute to reduced greenhouse gas emissions while the owner of the plants can lower their operating costs. One of the most energy-intensive types of plant in Sweden is ice rinks. There are currently 357 ice rinks in Sweden, each of which consumes about 1 GWh of combined heating and electricity annually. Most of that energy is spent on running the plants' cooling and heating systems. This work aims to explore the possibility of rebuilding an existing facility with relatively small efforts, thereby reducing the operating cost of an ice rink in Hammarö municipality. The first alternative examined whether it was possible to move part of the heat currently produced by the chillers waste heat to an already existing heat pump. By lowering the condensing pressure of the system's chiller, you should thereby be able to reduce the energy demand. The second alternative was to examine an extension of the current system with a further heat pump which had the sole task of producing the heat that the chillers waste heat today does. The aim of the work was to create a basis for Hammarö municipality that can facilitate future decisions regarding changes of the operation and design of the ice rink cooling and heating system. The first examined alternative hardly showed any improvements at all, but of the two presented alternative system designs, option 1 would mean an average saving of about 0,6 percent compared to how the system is operated today. The second alternative reduced energy use the most. This case had an average energy efficiency potential of about 19 percent compared to today's system. The hot water production that is currently possible to extract as waste heat from the plant was estimated to decrease by an average of about 25 percent when the system changed according to the design alternatives proposed for the work.

5 Förord Detta examensarbete har redovisats muntligt för en i ämnet insatt publik. Arbetet har därefter diskuterats vid ett särskilt seminarium. Författaren av detta arbete har vid seminariet deltagit aktivt som opponent till ett annat examensarbete. Ett stort tack riktas till Marcus Eriksson som under arbetets gång svarat på frågor och agerat bollplank vid funderingar kring anläggningen. Ett stort tack riktas också till Lars Pettersson för hjälpen med mätvärdesinsamling på anläggningens kyl- och värmesystem. Slutligen riktas ett stort tack till Tim Andersson som under arbetets gång bidragit med hjälp och stöd som fört arbetet framåt.

6 Nomenklatur Beteckning Δt Q läktare Q vv VP1 VP2 Q RAD+FLV P I V cp m h COP ηc Förklaring Tidsperiod Effekten som krävs för läktarvärmen Effekten som erhålls för varmvatten Redan existerande värmepump En i teorin modellerad andra värmepump Effekten som uppmätts av energimätare för radiatorsystemet samt fläktluftvärmarens effektbehov Elektrisk effekt Elektrisk ström Elektrisk spänning Specifik värmekapacitet Massflöde Entalpi Coefficient of performance Isentropverkningsgrad

7 Innehållsförteckning 1. Introduktion Elproduktion Energieffektivisering Svenska ishallar Hammarö ishall Syfte Mål Metod Kyl- och värmesystem Referensutformning Alternativ Alternativ Mätvärdesinhämtning Kylmaskin Radiatorsystem och fläktluftvärmare Läktarvärme Värmepump Beräkningsmodell Kylmaskin Radiatorsystem och fläkluftvärmare Läktarvärme Värmepump Värmepump Tappvarmvatten Kylmedelskylare Beräkningsfall Referensfall Alternativ Alternativ Varmvattenproduktion Energianalys Resultat Alternativ Alternativ Varmvattenproduktion Energianalys Diskussion Resultat... 32

8 4.2 Felkällor och begränsningar Slutsats Fortsatt arbete Referenser Bilaga A. Effekt kylmaskin Bilaga B. Temperatur läktarvärme Bilaga C. Massflöde läktarvärme Bilaga D. Effekt energimätare Bilaga E. Effektbehov

9 1. Introduktion 1.1 Elproduktion Jordens klimat genomgår stora förändringar. Den vanligaste hypotesen till varför det sker är att människans frikostiga användande av fossila bränslen som olja, kol och gas sedan den industriella revolutionen vilket lett till att jordens medeltemperatur har stigit (Hansen, 2010). Parisavtalet som undertecknades av ett stort antal av världens länder 2015 syftar till att försöka hålla ökningen av den globala medeltemperaturen till som mest 2 grader Celsius över den förindustriella nivån (United Nations Framework Convention on Climate Change, n.d.). Avtalet eftersträvar också att göra stora ansträngningar för att hålla temperaturökningen under 1,5 grader för att i största möjliga mån undvika omfattande klimatförändringar (United Nations Framework Convention on Climate Change, n.d.). För att bekämpa den globala uppvärmningen behöver användningen av fossila bränslen minska, för att i förlängningen helt upphöra. Sveriges regering, samt ett antal oppositionspartier nådde 2016 en överenskommelse gällande den svenska energipolitiken. Överenskommelsen syftade till att åstadkomma en kontrollerad övergång till ett helt förnybart elsystem, med mål om 100 procent förnybar elproduktion år 2040 (Regeringskansliet, 2016). Uppgörelsen har också som mål att till 2045 inte bidra med några som helst nettoutsläpp av växthusgaser till atmosfären, för att sedermera uppnå negativa utsläpp av växthusgaser (Regeringskansliet, 2016). För att uppnå målen kommer energialstringen behöva ses över under kommande årtionden för att växla till ett mer förnybart energisystem. Sverige ligger redan idag på en bra nivå vad gäller koldioxidutsläpp förorsakade av elproduktion jämfört med snittet för omvärlden eller de övriga EU-länderna, men för att uppnå våra egna mål finns det fortfarande potential för förbättring. Sveriges elproduktion består i dagsläget av cirka 1,3 procent från rent fossila bränslen (Ekonomifakta, 2019). Kärnoch vattenkraft bidrar med cirka 40 procent vardera, vind- samt kraftvärmeverk bidrar med 11 respektive cirka 9 procent (Ekonomifakta, 2018). 1.2 Energieffektivisering En annan lösning för att sänka utsläppen som härstammar från elproduktionen är att sänka användningen av elektricitet. Det här kan i många fall vara ett enkelt samt kostnadseffektivt sätt att både sänka sin klimatpåverkan samt minska sin kostnad vad gäller drift för olika typer av anläggningar. Att sänka sina kostnader kan ofta vara den starkaste bidragande orsaken till att ägaren av anläggningen lägger ner tid på att undersöka effektiviseringar av sin anläggning gav regeringen Energimyndigheten i uppdrag att utreda hur Sverige skall uppnå målet att åstadkomma 50 procent effektivare energianvändning år 2030 i jämförelse med 2005 (Regeringskansliet, 2017). Energimyndigheten släppte 2018 den första delrapporten där de sammanfattar de strategier för de olika sektorerna där energieffektiviseringarna ska genomföras. Den första fasen på uppdraget hade som målsättning att identifiera sektorer där strategier för 1

10 energieffektivisering skall tas fram. Inom sektorn resurseffektiv bebyggelse inkluderades planering, byggande samt drift av anläggningar och byggnader (Energimyndigheten, 2018). En av de mest energiintensiva anläggningstyperna i samhället är ishallar. En ishall är en resurskrävande typ av anläggning eftersom den kräver simultan drift av kylsystem, värmesystem, ventilationssystem, belysning samt avfuktningssystem. Det här innebär att energieffektiviseringspotentialen också borde vara relativt stor. 1.3 Svenska ishallar I Sverige finns idag 357 ishallar (Svenska ishockeyförbundet, 2018). I projekt Stoppsladd, som genomfördes av Energi & Kylanalys AB tillsammans med Svenska Ishockeyförbundet beräknades det att var och en av de här hallarna årligen förbrukar cirka 1 gigawattimme eller en miljon kilowattimmar energi (Rogstam, Dahlberg, & Hjert, 2011). Begreppet energi innebär i det här fallet både termisk samt elektrisk energi. Projektet beräknade också den nationella energibesparingspotentialen för svenska ishallar till att vara cirka GWh per år (Rogstam, Dahlberg, & Hjert, 2011). Det här innebär att grovt räknat skulle det finnas en besparingspotential på cirka procent för svenska ishallar. Den procentuella uppdelningen för de system som i en ishall vanligtvis drar mest energi enligt Projekt stoppsladd redovisas i Figur 1 (Rogstam, Dahlberg, & Hjert, 2011). Energianvändning - fördelning Avfuktning; 6% Övrigt; 9% Ventilation; 6% Kylsystem; 43% Belysning; 10% Värmesystem; 26% Figur 1. En grafisk representation av en svensk ishalls förväntade fördelning av förbrukad energi. Ett relativt enkelt sätt att energieffektivisera en ishall borde därmed vara att titta på de delarna av systemet som drar mest energi, då det är där det borde finnas störst potential till förbättring. I majoriteten av alla landets ishallar finns ett liknande system på plats som tillgodoser att isen hålls fryst. Sådana system innefattar nästan alltid en kylmaskin som med hjälp av en köldkrets nedlagd under isrinken ser till att bortföra den värme som verkar för att smälta isen. En stor energibesparing bör därmed finnas att göra genom att via studier av anläggningen kunna driva dem på det sätt som är bättre anpassat för systemen. 2

11 Större variationer mellan landets ishallar är möjlig att urskilja i hur de tillgodoser sitt värmebehov. Värmebehovet kan innefatta olika delar mellan ishallarna, men i princip alla ishallar behöver producera värme för att tillgodose att luften i ishallen hålls på en komfortabel nivå. Även värme för övriga utrymmen så som omklädningsrum och kontor, tappvarmvatten för duschar, eventuell uppvärmning av ventilationsluft eller som en del av en potentiellt förekommande avfuktningsanläggning behöver på något vis tillfredsställas för anläggningen. Den värmeenergin, till skillnad från kylproduktionen, kan ha en större variation både vad gäller produktion samt distribution. I det här arbetets anläggning används i dagsläget en kombination av en värmepump samt en kylmaskin för att tillgodose ishallens behov av värme och kyla. 1.4 Hammarö ishall Hammarö ishall är en träkonstruktion ursprungligen byggd 1979, men har i omgångar genomgått vissa ombyggnationer under senare tid, ett utvändigt foto av ishallen presenteras i Figur 2. Antalet åskådarplatser är cirka 1700 stycken. Hammarö kommun äger ishallen och det är också kommunen som står för driften av anläggningen. Inomhustemperaturen i ishallen hålls vanligen kring 6 10 C, och ishallen är klassad som en publikhall av typ C. Det innebär att en hall av sådan typ ska inneha minst 500 sittplatser samt uppfylla övriga krav. Sådana krav kan innefatta hur många omklädningsrum det ska finnas i hallen, krav på belysning samt övriga villkor på utrymmen för exempelvis slipning av skridskor. För en ishall som uppfyller klassificeringen för publikhall typ C är den godkänd för seriespel i ishockey upp till och med division 2 (Svenska Ishockeyförbundet, 2014). Figur 2. Eget foto av Hammarö ishall. Anläggningen består av en större hall där isrinken återfinns. Isrinken kyls i dagsläget med en kylanläggning som består av två kompressorer, de här komponenterna kan ses i Figur 3. Den hall som isrinken återfinns i ventileras med två aggregat. Hallens fuktnivå regleras av en sorptionsavfuktare. För uppvärmning av luft till isrinkens hall utnyttjas kylanläggningens spillvärme i kombination med en värmepump. Värmepumpen tillgodoser även värme till övriga delar av anläggningen. De övriga utrymmena består främst av omklädningsrum, kontor, personalrum samt verkstäder. En spetsvärmekälla i form av en elpanna återfinns också i anläggningen som kan producera värme vid behov. Varmvatten produceras av kylanläggningens spillvärme. 3

12 Figur 3. Bilden visar de två kompressorerna som utgör en del av anläggningens kylsystem. 4

13 1.5 Syfte Syftet med studien är att undersöka och utvärdera möjligheten att minska elförbrukningen för Hammarö kommuns ishall och därmed sänka kommunens driftskostnader som är associerade med hallen. 1.6 Mål Målet med arbetet är att ta fram ett underlag för Hammarö kommun som kan underlätta för framtida beslut kring förändringar gällande utformningen av ishallens kyl- och värmesystem. Delmål under arbetet är: - Beräkna besparingspotentialen som finns att göra i anläggningens elförbrukning vid en förändrad utformning, besparingen beräknas i kwh per år. - Undersöka om produktionen av varmvatten minskar vid en förändrad utformning, förändringen i produktion beräknas i kw. 5

14 2. Metod Arbetets metod delades in i tre avsnitt. I det första avsnittet förklaras hur systemet är utformat i dagsläget. Den utformningen kommer att benämnas som referensutformning. Dessutom kommer två stycken alternativa utformningar av systemet presenteras. I det andra avsnittet redogörs det för hur vissa avgörande driftsdata för anläggningen erhölls genom mätvärdesinhämtning. I det tredje avsnittet beskrivs genomförandet för den beräkningsmodell som skapades för arbetet. 2.1 Kyl- och värmesystem Referensutformning Systemet som skall studeras i arbetet är uppbyggt kring en kylmaskin samt en värmepump som tillgodoser de kyl- samt värmebehov anläggningen har. För den produktion av kyla som krävs för att hålla isytan fryst används en kylmaskin med stor effekt. Den varma luft som finns i ishallen verkar hela tiden uppvärmande mot isytan. Det här skulle i förlängningen innebära att isen skulle smälta. För att motverka det används en kylmaskin som flyttar värme från isytan. Den oönskade värmen kallas för spillvärme och följande värme tas idag om hand och utnyttjas för att tillgodose en del av anläggningens värmebehov. Värmeåtervinningen sker idag på ett antal olika sätt. Den första typen av värmeåtervinningen som sker är att en andel av kylmaskinens spillvärme tas tillvara genom en hetgasvärmeväxlare vid kylmaskinens kondensor för att värma upp det tappvatten som bland annat används i anläggningens duschar. För att säkerställa att kylmaskinens köldmedie, som i anläggningen är ammoniak, inte har någon möjlighet att ta sig till tappvattnet finns det i kretsen två värmeväxlare som separerar ammoniaken från vattnet. Det här görs för att ammoniak är starkt frätande och att det där med är av stor vikt att säkerställa att det inte tar sig hela vägen ut till duschmunstycket. Tappvarmvattnet lagras sedan i ett flertal ackumulatortankar för distribution när behov uppstår. Ackumulatortankarna är också utrustade med resistansvärmare, även kallat elpatroner, för att säkerställa att vattnet alltid överstiger en viss temperatur. Det andra sättet kylmaskinens spillvärme kan utnyttjas är till att värma upp ishallens luft via två ventilationskanaler på vardera långsida av ishallen, placerade ovanför läktarna som blåser ut varm luft över läktarområdet. Kylmaskinens överblivna värme är relativt låggradig, vanligen någonstans mellan C och är därmed inte tillräckligt varm för att användas direkt till något av de andra värmebehoven som anläggningen har. För att kunna ta tillvara på den låggradiga värmen finns det en värmepump i systemet som kan lyfta temperaturen på spillvärmen och upparbeta den till mer värdefull höggradig värme. Värmen används sedan till att värma övriga utrymmen i hallen som exempelvis omklädningsrum och kontor via ett vattenburet radiatorsystem. Radiatorsystemet har ackumulatortankar för lagring av det varma vattnet. I radiatorsystemet finns en elpanna installerad som också kan bidra med värme för att säkerställa att tillräcklig mängd värme distribueras på radiatorkretsen vid stort värmebehov. Värmen som tillgodoses av värmepumpen används också till att värma upp ishallens luft via en 6

15 fläktluftvärmare, även kallad aerotemper, som sitter lokaliserad högt upp på väggen i hallens ena kortsida. Efter värmepumpens kondensor, alltså den komponent som radiatorsystemet samt fläktluftvärmaren hämtar sin värme från sitter det en energimätare, som kontinuerligt loggar den effekt som fördelas i de två systemen. Det sitter även monterat energimätare direkt efter elpannan samt efter radiatorsystemets ackumulatortank. De här tre energimätarna möjliggör full förståelse för och inhämtning av data för hur värmepumpens samt elpannans värmeproduktion fördelas och distribueras på radiator- respektive fläktluftvärmarsystemen. Den överblivna spillvärme från kylmaskinen som inte tas tillvara kyls bort genom en kylmedelskylare lokaliserad utomhus. Kylmedelskylaren används i stort sett året om för att säkerställa att temperaturen på köldmediet för kylmaskinen är så låg som möjligt efter att det pumpats till de övriga delarna av systemet. Det görs för att garantera att kylmaskinen uppnår den högsta möjliga effektiviteten. Kylmedelskylaren är också en mycket viktig komponent när isytan skall anläggas på hösten, eftersom det är mycket stora mängder värme som skall kylas bort. Systemets uppbyggnad redovisas grafiskt i Figur 4. 7

16 Figur 4. Förenklat principschema över anläggningens nuvarande kyl- och värmesystem. Läktarvärmen är kopplad till kylanläggningens kondensor. 8

17 2.1.2 Alternativ 1 Den första alternativa utformningen av systemet är uppbyggd på ett liknande sätt som systemet fungerar idag. I dagsläget plockas energi i form av spillvärme direkt ut från kylmaskinens kondensor som sedan distribueras via ventilationskanalerna för att värma upp hallen och då främst läktarområdet. En alternativ utformning skulle vara att värmebehovet flyttas och istället produceras av anläggningens värmepump. Det här skulle innebära att vid ett ökat värmebehov i hallen behöver inte trycket öka i kondensorn på den effektmässigt mycket stora kylmaskinen för att tillgodose ett i sammanhanget ganska litet behov av värme. När kylmaskinen i dagsläget behöver öka sitt kondenseringstryck eftersom behovet av spillvärme ökar sjunker istället maskinens COP, vilket innebär att den blir mindre effektiv och därigenom förbrukar mer elektricitet. Genom att istället flytta den delen av värmeproduktionen till värmepumpen som har en lägre effekt kan ett högre COP upprätthållas på kylmaskinen och därigenom uppnå en högre effektivitet för kylsystemet. Kylmaskinen kan således istället för att behöva ta hänsyn till vad som händer rent värmebehovsmässigt i hallen enbart styras för att se till att köldbäraren håller den temperatur som är nödvändig för att hålla isen fryst. Genom att flytta värmebehovet blir resultatet antagligen att värmepumpens COP kommer att påverkas negativt, med följd att elektricitetskonsumtionen kommer att stiga. Tanken med att flytta värmebehovet är att försöka sänka anläggningens nettokonsumtion av elektricitet. Läktarvärmen kommer antagligen att kräva en lägre framledningstemperatur än vad som krävs för de övriga två värmebehov som i det här alternativet också tillgodoses av samma värmepump. Det kommer att innebära att värmepumpen behöver höja temperaturen för läktarvärmen högre än vad som är nödvändigt för att säkerställa att radiatorsystemet och fläktluftvärmaren erhåller tillräckligt hög temperatur. Vid ett sänkt tryck i kylmaskinens kondensor är det således viktigt att undersöka hur stort tappet i form av produktion av varmvatten i hetgasvärmeväxlaren skulle bli. Eftersom kylmaskinen i det fallet går med en något lägre effekt kommer också effekten i kylmaskinens kondensor att minska. Resultatet blir att potentialen att producera varmvatten i hetgasvärmeväxlaren borde minska. Systemets uppbyggnad redovisas grafiskt i Figur 5. 9

18 Figur 5. Förenklat principschema över anläggningens första alternativa utformning för kyl- och värmesystem. Läktarvärmen är kopplad till kondensorn för VP1. 10

19 2.1.3 Alternativ 2 Den andra alternativa utformning av systemet skulle vara att installera ytterligare en värmepump till anläggningen. Den värmepumpen skulle ha som enda uppgift att producera värme till läktarvärmen. I arbetet har värmepumpen antagits till att ha en värmeeffekt i kondensorn som motsvarar den värmeeffekt som krävs för att tillgodose läktarvärmens behov för uppvärmning av ishallens luft. Fördelen med att utöka systemet med ytterligare en värmepump är att maskinen enbart behöver upparbeta temperaturen på spillvärmen i värmebäraren från kylmaskinens kondensor till den temperaturnivå som fanns för läktarvärmen. Det här innebär att istället för att upparbeta läktarvärmens effekt till den temperatur som krävs för radiatorsystemet är det istället möjligt att enbart höja temperaturen på värmebäraren till den temperatur som var nödvändig för läktarvärmen. Den lägre temperaturhöjningen skulle i sin tur innebära att följande värmepump i teorin kan arbeta med ett högre COP. Systemet skulle på det sättet kunna arbeta mer energieffektivt. Likadant som i den första alternativa utformningen kommer också här tappvarmvattenproduktionen antagligen sjunka när kylmaskinens kondensoreffekt sänks. Systemets uppbyggnad redovisas grafiskt i Figur 6. 11

20 Figur 6. Förenklat principschema över anläggningens andra alternativa utformning för kyl- och värmesystem. Läktarvärmen är kopplad till kondensorn för VP2. 12

21 2.2 Mätvärdesinhämtning För att erhålla en djupare förståelse kring hur systemet fungerar vid olika driftsfall var det nödvändigt att tillägna sig vissa för systemet tidigare okända data. För att erhålla informationen genomfördes ett antal datainhämtningar vid olika delar av anläggningen. Metoden för följande mätvärdesinhämtning förklaras i följande kapitel. Vissa för studien uppmätta data kommer att redovisas grafiskt som bilagor Kylmaskin Uppmätning av kompressorernas effekt genomfördes med hjälp av en datalogger av typ MITEC AT40, som ställdes in för att mäta och spara den ström som passerade var femte sekund. Det här genomfördes med hjälp av utanpåliggande ampereströmtänger som mätte den ström som strömkablarna till kompressorerna innehöll. Spänningen för systemet var 230 volt. Kylmaskinens eleffekt beräknas med ekvation (1). P = I V (1) Eftersom varje kompressor har tre faser uppmättes först amperetalet för alla sex faser, tre faser för respektive kompressor. Efter cirka ett dygns mätvärden kontrollerades hur faserna skiljde sig mot varandra. Efter analys kunde det anses att de tre faserna för varje kompressor inte skiljde sig mer än cirka två procentenheter mellan varandra. Det gjordes därefter ett aktivt val att i fortsättning enbart mäta på en av de tre faserna på respektive kompressor. Det genomfördes även en förändring av loggningsintervallet till var femtonde sekund. Det gjordes för att kunna utföra mätningar under en längre tidsperiod, utan att begränsas av att loggningsenhetens minne skulle ta slut. Varje uppmätt fas, en för varje kompressor, multiplicerades sedan med tre. Det genomfördes för att få fram totaleffekten för respektive kompressor. De här två effekterna adderades sedan för att få fram den effekt som de båda kompressorerna förbrukade tillsammans. Det högsta uppmätta värdet för eleffekten för de två kompressorerna summerat var cirka 65 kw under korta perioder. Den högsta effekten som var kontinuerlig under ett längre skede uppmättes till cirka 60 kw. Den lägsta effekten som uppmättes under en längre tidsperiod var cirka 20 kw. Den mätvärdesserien redovisas grafiskt som Bilaga A. Som indata för beräkningsmodellen användes värden som maximal- samt minimumeffekt för modellen. Ett medelvärde av de två användes för att kunna beräkna hur systemet agerade vid medeleffekt, vilken sattes till 40 kw. Med hjälp av ett antal i anläggningen installerade temperaturgivare samt termometrar, kunde temperaturen på värmebäraren från kylmaskinens kondensor manuellt uppskattas ligga runt 30 C vid det högre kondensortrycket, samt närmre 20 C vid det lägre kondensortrycket. Den informationen användes i arbetet för att kunna bestämma hur ofta kylmaskinens kondensortryck gick på det högre eller lägre trycket. En utförligare förklaring kring återfinns i kapitel

22 2.2.2 Radiatorsystem och fläktluftvärmare Värmebehovet i de övriga delar av anläggningen som inte hör till själva ishallen tillgodosågs till en viss del av värmepumpens kondensorvärme distribuerat genom ett varmvattenradiatorsystem. Den övriga delen tillgodosågs av en elpanna som inte har beaktats i arbetet. Den fläktluftvärmare som satt monterad i ishallen hämtade också den sin värme från värmepumpen. Effekten för kondensorn inhämtades med hjälp av en redan installerad energimätare i anslutning till kondensorn. Energimätaren mätte den mängd energi som passerade och sedan distribuerades till radiatorsystemet samt fläktluftvärmaren. Eftersom värmepumpen var den enda värmekälla kopplad till tidigare nämnda energimätare kan därmed den energi som mätaren uppmätte likställas med den energi som avgick från värmepumpens kondensor. Energimätaren loggade varje timme den energi som passerat mätaren. Därmed blir energin för varje given timme den energimängd som mätaren redovisade subtraherat med den energimängden från den föregående timmen. För att beräkna effekten som hade producerats i kondensorn för varje tidsperiod användes ekvation (2), där effekten antogs vara konstant under hela tidsperioden. Q RAD+FLV = Q efter Q före t (2) Den uppmätta effekten användes vid modelleringen som ett indata-värde för att representera den värmeeffekt som krävdes av den värmepump som skulle producera sagda mängd värme. Den högsta effekten som uppmättes under tiden för mätningarna var cirka 130 kw. Den lägsta effekten som beräknades under mätperioden var cirka 20 kw. Effekt var dock lägre än vad som kunde förväntas vid det givna driftläget. Därför valdes den lägsta värmeeffekten till 40 kw, vilket förklaras utförligare i kapitel 4.2. Medeleffekten mellan de båda uppmätta max- samt minimumeffekterna bestämdes till 85 kw. Den mätvärdesserie som behandlar den effekt som uppmättes för energimätaren och som betjänar radiatorsystemet samt fläktluftvärmaren redovisas grafiskt som Bilaga D Läktarvärme För att beräkna den effekt som distribuerades via läktarvärmen loggades effekten kontinuerligt på de två rör som leder till läktarvärmen. För att logga effekten användes en ultraljudsflödesmätare av typ Micronics Portaflow 220. Instrumentet användes för att logga det flöde för det rör som innehöll returflödet i kretsen. Här gjordes ett antagande om att flödet i retur-röret var det samma som det i framledningsröret. Temperaturen uppmättes med hjälp av en temperaturdatalogger av typ Testo 176 T4 genom att placera utanpåliggande temperaturgivare på röret och därefter isolera med rörisolering utanpå sensorerna, för att få en rättvisande mätning där inte ishallens kallare luft skulle påverkar mätresultatet. Temperaturgivarna mäter både temperaturen på det rör som står för fram- samt returledning i kretsen. Temperaturen uppmättes till att under de cirka fem dygn som mätningen pågick ligga över eller strax under 30 C i cirka 80 procent av tiden. 14

23 Det här innebar i sin tur att det med hjälp av följande information var möjligt att likställa det med att kylmaskinens kondensortryck under 80 procent av mätvärdesinhämtningen var 11 bar. Det här förklaras genom att det för värmebärarens temperatur från kylmaskinens kondensor när kondensortrycket var 11 bar i arbetet modellerades till att vara i närheten av 30 C. När kondensortrycket istället låg på 9 bar var temperaturen på värmebäraren däremot närmre 20 C. Antagandet beskrivs utförligare i kapitel Den mätvärdesserie som behandlar läktarvärmens temperaturer redovisas även grafiskt som Bilaga B. I Figur 7 är det möjligt att urskilja den temperaturmätare som uppmätte temperaturen på det flöde som tillgodosåg läktarvärmen. Figur 7. I figuren kan den temperaturlogger samt den rörisolering urskiljas under vilka temperatursensorerna var placerade och som användes för att logga temperaturerna för flödet till och från värmebatteriet för läktarvärmen. 15

24 De mätvärden som erhölls ur dataloggern var i form av en procentsats av det maximala flödet som hade ställts in. Den procentsatsen kunde sedan multipliceras med det i dataloggern inställda maximala flödet för att få fram det aktuella flödet för varje tidssteg. Den mätvärdesserie som behandlar läktarvärmens massflöde redovisas grafiskt som Bilaga C. Massflödets mätvärden redovisades efter beräkning i liter per sekund. Fluidens värmekapacitet (cp) sattes till 4,18 kj/kg. De båda temperaturerna uppmättes i C. Effekten för läktarvärmen beräknades med ekvation (3). Q läktare = m c p (T fram T retur ) (3) Den med ekvation (3) beräknade effekten användes senare vid modelleringen som ett indata-värde för att representera den värmeeffekt som krävdes av den värmemaskin som skulle producera värme. Den högsta effekt som inträffade under tiden för mätvärdesinhämtningen och som var ihållande under en längre tidsperiod, var cirka 75 kw. Den lägsta effekten som beräknades under mätperioden var cirka 35 kw. Medeleffekten mellan de båda beräknade max- samt minimumeffekt bestämdes till 55 kw Värmepump 1 För den i systemet redan existerande värmepumpen (VP1) kunde kondensorns effekt utläsas från den energimätare som sitter placerad i direkt anslutning till värmepumpens kondensor. Energimätaren mäter den effekt som går till fläktluftvärmaren samt radiatorsystemet. Det här antogs vara den effekt som hade distribuerats av värmepumpens kondensor under en given tidsperiod. Effekten som kompressorn förbrukade uppmättes med hjälp av ampereströmtänger. När en kortare uppmätning hade genomförts för att kontrollera hur faserna förhöll sig mot varandra, där det insågs att de för värmepumpen var nära nog identiska genomfördes den långvariga uppmätningen på enbart en av faserna. Den effekt som passerade i den fasen multiplicerades sedan med antalet faser för att få fram den totala effekten som värmepumpen förbrukade. Värmepumpens effekt beräknades med ekvation (1). Det högsta uppmätta värdet för effekten för värmepumpens kompressor var cirka 30 kw som kunde anses vara ihållande under en något längre tidsperiod. Den lägsta ihållande effekten som uppmättes var cirka 6 kw. Den här datan användes för att kalibrera den modellerade värmepumpen, vilket beskrivs mer ingående i kapitel Beräkningsmodell För att kunna utvärdera hur systemet skulle påverkas vid en annan utformning skapades en beräkningsmodell för att ha möjligheten att teoretiskt kunna simulera de förändringar som föreslogs i de två alternativa utformningarna av systemet. Beräkningsmodellen upprättades i Microsoft Excel. Först genomfördes en beräkningsmodell för nuvarande utformning av anläggningen. 16

25 Modellen kunde sedan med hjälp av de driftdata som inhämtats i systemet kalibreras för att simuleringarna skulle stämma väl överens med verkligheten, till den grad det var möjligt. Modellen kom sedan att ändras för att stämma överens med hur systemets utformning skall se ut i enlighet med de två alternativa utformningarna Kylmaskin För modellering av anläggningens kylmaskin användes teoretiska antaganden för hur en kylmaskin med ammoniak som köldmedie fungerar enligt teorin för värmemaskiner. För beräkningsmodellen användes ett plug-in till Microsoft Excel som heter CoolProp (Bell, Wronski, Quoilin, & Lemort, 2014). CoolProp kan redovisa tabellerade data för olika köldmedier, exempelvis entalpi eller entropi, vid olika kända tillstånd som tryck eller temperatur. Det här användes för att modellera anläggningen vid de driftförhållande som anläggningen i dagsläget är inställd att gå på. Anläggningen bestod av två kompressorer, där den ena av de två fungerar som en master och den andra som en slav. De två rollerna skiftas regelbundet för att säkerställa att de båda kompressorerna får likartade drifttider. Det här innebär att de två kompressorerna går samtidigt med varierande effektuttag ur de båda. I det här arbetet har de två kompressorerna modellerats som en enda kompressor med en kombinerad effekt av de två. I nuläget är kompressorerna inställda att vid ett behov av värme i lokalen höja trycket i kondensorn från 9 till 11 bar, för att öka temperaturen på utgående värmebäraren från kylmaskinens kondensor. Det här leder till att om den värme som idag distribueras som läktarvärme från kondensorn på kylmaskinen flyttas till efter värmepumpen, skulle inte kompressorn i kylsystemet behöva gå upp på den högre trycknivån utan kunna arbeta på den lägre nivån om 9 bar. Den informationen har använts som grund för att modellera den skillnad som kommer uppstå när en förflyttning sker av den effekt som i det här arbetet kallas för läktarvärme. Figur 8. Principskiss för en värmemaskins komponenter. För kylmaskinen bestämdes entalpin i de olika delarna med hjälp av CoolProp genom kända trycknivåer för systemet samt köldmediets ångkvalitet där programmet kunde variera mellan mättad ånga och mättad vätska. Beteckningar för de olika 17

26 entalpivärden för komponenterna redovisas i Figur 8. Entalpin efter förångaren hämtades ur CoolProp vid det givna förångartrycket som var känt till att vara 1,6 bar samt med vetskapen om att köldmediet här är en mättad ånga. Efter kompressorn bestämdes entalpin genom att låta CoolProp beräkna den entropi som köldmediet hade innan kompressorn vid 1,6 bar. Med känd entropi före kompressorn samt känt tryck efter kompressorn kunde CoolProp beräkna entalpin efter kompressorn om kompressorn förutsattes vara helt ideal. För att beräkna den verkliga entalpin efter kompressorn användes den isentropiska verkningsgraden som hämtades från boken Thermodynamics skriven av (Çengel & Boles, 2015), som hävdar att verkningsgraden för en väldesignad kompressor vanligen ligger mellan 80 90%. I arbetet valdes den isentropiska verkningsgraden (ηc) till 85 %. Med hjälp av följande kunskap beräknades den verkliga entalpin (h2a) efter kompressorn med hjälp av ekvation (4). h 2a = h 1 + (h 2s h 1 ) η C (4) Entalpin som beräknats efter kompressorn antogs vara den samma som gick in i kylmaskinens kondensor. Entalpin efter kondensorn bestämdes med hjälp av det kända kondensortrycket samt vetskapen om att köldmediet här är en mättad vätska. Med följande information kunde CoolProp beräkna entalpin. Entalpin före kylmaskinens förångare antogs vara den samma som den entalpinivå som köldmediet har när det lämnar kondensorn. Med hjälp av de modellerade värdena för entalpin före och efter maskinens kompressor samt valt fall för effekt (Q el) enligt de olika effektlägena redovisade i kapitel kunde massflödet för de båda kompressorerna bestämmas med ekvation (5). m = Q el h 3 h 2 (5) Det massflöde som beräknades vid det fall när trycket var 11 bar i kondensorn sattes till att även vara det massflöde som strömmade i kretsen vid 9 bar, vilket innebar att när kylmaskinens kondensortryck i modellen sänktes till den lägre nivån sänktes entalpin efter kompressorn. Med oförändrad entalpi före kompressorn samt tidigare nämnda oförändrade massflöde beräknades kompressorns effekt vid den lägre trycknivån med hjälp av ekvation (6). Q el = m 11bar(h 2 h 1 ) (6) Det här innebar också i sin tur att det var möjligt att modellera hur effekten skulle förändras vid ett förändrat tryckläge i kondensorn. Det här genomfördes för att säkerställa att kyleffekten i kylmaskinens förångare inte skulle förändras vid en ändrad trycknivå, alltså skulle en eventuell förändring i systemets eleffektbehov inte påverka kyleffekten och därigenom isens kvalitet negativt. I beräkningsmodellen påverkades dock förångarens kyleffekt något i vissa modelleringsfall, med en maximal förändring om cirka 3 procentenheter från referenseffekten, mellan de två olika trycklägena om 9 samt 11 bar. Den förändring som uppkom innebar dock att 18

27 kyleffekten ökade något och därmed hade en högre kylande effekt på isytan, vilket inte ansågs vara ett problem. Med ett givet kondensortryck samt ett givet tillstånd på kylmaskinens köldmedie i förångaren var det med hjälp av CoolProp möjligt att beräkna vid vilken temperatur köldmediet kondenserade. Kondenseringstemperaturen kom att användas i andra delar av beräkningsmodellen. Modellering av kylmaskinen har genomförts med antagandet om att den fungerar nästan helt idealt, vilket innebär att kylmaskinens värmeväxlare har modellerats utan att ta hänsyn till den värme- samt tryckförlust som rimligen borde ske. Det här är även sant för de rör mellan kylmaskinens olika komponenter där det även i de här delarna borde förekomma en viss värmeförlust. Den del som inte antogs fungera helt idealt var kylmaskinens kompressor, där valdes istället en för anläggningen rimlig isentropisk verkningsgrad för modelleringen. Det utfördes för att kompressorerna så långt det var möjligt skulle efterlikna en möjlig verklig variation i eleffekt som skulle uppstå vid förändrad utformning på systemet. Beräkningsmodellen kunde med hjälp av kända tillstånd vad gällde tryck samt ångkvalitet i kylmaskinens kondensor beräkna vid vilken temperatur köldmediet kondenserade. Den modellerade kondenseringstemperaturen användes i andra delar av systemet för att exempelvis utröna om hur ofta under datainhämtningsperioden som kylmaskinen faktiskt arbetade med 11 bar i kondensortryck. Det här genomfördes genom att jämföra den uppmätta temperaturen för läktarvärmen med den modellerade temperaturen och jämföra hur ofta de här två var lika. Modellen beräknade att för 11 bars kondensortryck kondenserade köldmediet vid cirka 28 C, och vid 9 bar vid cirka 21,5 C. Informationen användes i kombination med läktarvärmens temperaturdata och med hjälp av det var det möjligt att för kylmaskinen utröna att den under de fem dygnen gick med kondensortryck om 11 bar cirka 80 % av tiden. Det kunde bestämmas eftersom temperaturen på läktarvärmens värmebärare under 80 % av tiden låg knappt under eller över 30 C. Med den kunskapen gjordes ett antagande vid modelleringen av kylmaskinen att den i referensfallet alltid gick med 11 bars trycknivå i kondensorn och för de två alternativa utformningarna var kondensortrycket antaget till att alltid vara 9 bar. COP-värdet, som beskriver hur stor kyleffekt kylmaskinen kan generera för varje förbrukad enhet effekt beräknades för att få en uppfattning för hur effektiv kylmaskinen arbetade under de olika driftsfallen. COP-värdet beräknades med ekvation (7). COP KM = Q förångare Q kompressor (7) Radiatorsystem och fläkluftvärmare Den effekt som krävdes för radiatorsystemet samt fläktluftvärmaren modellerades i systemet som att följande effekt skulle tillgodoses helt och hållet av den första värmepumpen. Effekten kunde enligt kapitel varieras mellan max-, medelsamt minimumläge. Det för att kunna modellera hur värmepumpens effektbehov förändrades vid ett förändrat värmebehov. Det modellerades som en parameter för modellen via ett valbart indata-värde och någon grundligare modellering av det behövde därmed ej genomföras. 19

28 2.3.3 Läktarvärme Den effekt som krävdes för att tillgodose läktarvärmen användes för modellering av systemet genom att kunna variera var effekten skulle produceras samt hur stor effekten i sig skulle vara. För referensfallet skulle kylmaskinens spillvärme tillgodose läktaren med värme. Vid det första alternativa fallet skulle den existerande värmepumpen (VP1), producera extra effekt motsvarande vad den redan producerade för radiatorsystemet samt fläktluftvärmaren adderat med läktarvärmens effekt. För alternativutformning 2 skulle effekten produceras av en helt teoretiskt modellerad värmepump (VP2), som enbart hade läktarvärmen att tillgodose. Läktarvärmens effekt kunde enligt kapitel varieras mellan max-, medel- samt minimumläge. Det för att kunna modellera hur de olika värmeproducenternas effektbehov förändrades vid ett förändrat värmebehov i ishallen. Det modellerades som en parameter för modellen via ett valbart indata-värde, och någon grundligare modellering av det behövdes därmed ej genomföras Värmepump 1 Värmepumpens kondensoreffekt kom vid referensutformningen vara den effekt som under mätperioden uppmättes i energimätaren. Kondensoreffekten skulle även kunna adderas av den ytterligare värmeeffekt som krävdes för att tillgodose läktarvärmens effektbehov i den första av de två alternativa utformningarna. Den värmeeffekt som värmepumpen skulle avge var känd via uppmätta data för den första värmepumpen via värmemängdmätaren. Med given kondensoreffekt samt en antagen kondenseringstemperatur om 40 C kunde entalpin före samt efter kondensorn beräknas med hjälp av CoolProp. Det här genom vetskapen om vilket tillstånd köldmediet, som i den här värmepumpen var R407C, har före samt efter kondensorn. Med kända entalpinivåer före och efter kondensorn kunde massflödet som krävdes för att avge den kända kondensoreffekten beräknas med hjälp av ekvation (8). m = Q kondensor h (8) Med ett beräknat massflöde kunde värmepumpens förångareffekt beräknas. Vid modelleringen av kylmaskinen beräknades vid vilken temperatur köldmediet kondenserade vid ett givet tryck. Kondenseringstemperaturen för kylmaskinens kondensor användes som förångningstemperatur i värmepumpens förångare. Här gjordes ett antagande att den kondenseringstemperatur som beräknades i kylmaskinens kondensor var den samma som förångningstemperaturen i värmepumpens förångare och att inga värmeförluster skedde i de anslutande rören mellan de olika komponenterna. Det här medförde att värmepumpens förångningstemperatur kunde varieras mellan de två fallen där kylmaskinens kondensor hade trycket 9 respektive 11 bar, med två olika förångningstemperaturer som följd. Med känd förångningstemperatur och kända tillstånd för köldmediet kunde entalpinivåerna före samt efter förångaren beräknas av CoolProp. Det i kombination med redan känt massflöde kunde förångarens effekt beräknas med ekvation (9). Q = m dh (9) 20

29 Kompressorns effekt modellerades som skillnaden mellan kondensorns värmeeffekt och förångarens kyleffekt. Det dividerades sedan med en för värmepumpen antagen isentropverkningsgrad (ηc) om 85 % (Çengel & Boles, 2015). Kompressorns effekt modellerades med hjälp av ekvation (10). Q el = Q kondensor Q förångare η C (10) Den för arbetet modellerade värmepumpen kalibrerades något för att stämma bättre överens med de uppmätta data som inhämtats från anläggningen, där ett COP på cirka 4 hade beräknats med hjälp av uppmätta data genom att dividera värmepumpens kondensoreffekt med kompressoreffekten vid det fall kylmaskinen gick på 11 bar. Det här genomfördes genom att manuellt öka entalpin före förångaren med cirka tio procent för att modellen skulle stämma bättre överens mot beräknat COP över de tre olika effektlägena. COP-värdet beräknades med ekvation (11). COP VP = Q kondensor Q kompressor (11) Värmepump 2 Den värmeeffekt som värmepumpen skulle avge antogs till att vara den effekt som läktarvärmen krävde. Värmepumpens kondenseringstemperatur valdes till 31,5 C. Just den här temperaturen valdes eftersom det var den högsta temperatur på framledning till läktarvärmen som noterades under tiden för uppmätning av systemet. Med det kunde entalpin före samt efter kondensorn beräknas med hjälp av CoolProp, med vetskapen om vilket tillstånd köldmediet har före samt efter kondensorn. För värmepumpen antogs köldmediet till att vara R407C. Med känd kondenseringstemperatur och kända tillstånd på köldmediet kunde entalpierna före samt efter förångaren beräknas av CoolProp. Det i kombination med känt massflöde kunde förångarens effekt beräknas med ekvation (6). Med ett beräknat massflöde kunde värmepumpens förångareffekt beräknas. Vid modelleringen av kylmaskinen beräknades vid vilken temperatur köldmediet kondenserade vid ett givet tryck. Kondenseringstemperaturen användes som förångningstemperatur i värmepumpens förångare. Här gjordes ett antagande att den kondenseringstemperatur som beräknades i kylmaskinens kondensor var den samma som förångningstemperaturen i värmepumpens förångare och att inga värmeförluster skedde i de anslutande rören mellan de två komponenterna. Det här medförde att värmepumpens förångningstemperatur kunde varieras mellan de två fallen där kylmaskinens kondensor hade trycket 9 respektive 11 bar, med två olika kondenseringstemperaturer som följd. Med känd kondenseringstemperatur samt känt massflöde beräknades förångarens effekt med hjälp av ekvation (7). Kompressorns effekt modellerades genom att entalpin på det utgående köldmediet från värmepumpens förångare var känd. Entalpinivån antogs vara den samma som gick in i värmepumpens kompressor. Med känd entropi före kompressorn samt känt tryck efter kompressorn kunde CoolProp leverera entalpin efter kompressorn om kompressorn förutsattes vara helt ideal. För att beräkna den verkliga entalpin efter kompressorn användes den isentropiska verkningsgraden som hämtades från boken Thermodynamics skriven av (Çengel & Boles, 2015). I arbetet valdes den 21

30 isentropiska verkningsgraden (ηc) till 85 %. Med hjälp av följande kunskap beräknades den verkliga entalpin efter kompressorn med hjälp av ekvation 3. COPvärdet beräknades med ekvation (11). Kompressorns effekt beräknades med hjälp av ekvation (12). Q el = m (h 2a h före ) (12) Eftersom VP2 helt hade modellerats i teorin genomfördes en känslighetsanalys för att kunna se hur effekten som krävdes varierade om den skulle ha ett sämre COPvärde än det som modellerats i arbetet. Det här genomfördes genom att i första skedet beräkna vilket COP beräkningsmodellen beräknade att värmepumpen skulle ha vid de tre effektlägena. Sedan valdes tre lägre COP-värden, till 15, 10 samt 5 som sedan användes vid genomförandet av känslighetsanalysen. De tre värmeeffekterna som värmepumpens kondensor skulle tillgodose dividerades sedan med COP-värdena för att få reda på det effektbehov som värmepumpen hade vid det fall om den var mindre effektiv än vad beräkningsmodellen simulerade Tappvarmvatten För att beräkna den effekt som hetgasvärmeväxlaren hämtade från kylmaskinens kondensor utnyttjades vissa data som redan var kända för kylmaskinens kondensor. Den ingående entalpin för kondensorn är känd via modelleringen av kylmaskinen, likaså köldmediets massflöde för kylmaskinen. Därmed modellerades tappvattnets effekt som en skillnad mellan ingående entalpi för kylmaskinens köldmedie, med den entalpi som köldmediet teoretiskt hade vid en temperatur som ville uppnås när köldmediet lämnade hetgasvärmeväxlaren. Differensen i entalpi multiplicerat med massflödet ger den potentiella effekt som kan erhållas i hetgasvärmeväxlaren. Den här effekten är också den som sedan värmeväxlas mot det tappvatten som lagras i anläggningens ackumulatortankar för varmvatten. Hetgasvärmeväxlarens effekt beräknades med ekvation (13). Q VV = m (h före h utgående ) (13) Entalpin som korresponderar med den entalpi före hetgasvärmeväxlaren sattes till att vara den entalpi som köldmediet har efter kompressorn. Entalpin efter hetgasvärmeväxlaren sattes till den entalpi vid kondensortrycket samt en temperatur som ansågs vara rimligt att köldmediet håller när det samma lämnar hetgasvärmeväxlaren. Temperaturen antogs i beräkningsfallen till att vara 50 C. Korrektheten för antagandet kom att utvärderas med hjälp av en känslighetsanalys där antagen utgående temperatur jämfördes med andra temperaturer för utgående hetgastemperatur för att utröna hur stor påverkan antagandet skulle få för resultatet om det skulle visa sig vara felaktigt Kylmedelskylare För kylmedelskylaren krävdes ingen noggrannare modellering eftersom alla övriga energiflöden var givna. Kylmedelskylaren huvudsakliga uppgift är att föra bort den energi från värmebäraren som inte tas tillvara som spillvärme i någon av de andra 22