Studie av energilager och förångare i en värmepump integrerad i en diskmaskin

Transkript

1 Studie av energilager och förångare i en värmepump integrerad i en diskmaskin Study of energy storage and evaporator in a heat pump integrated in a dishwasher Carl Jansson Fakulteten för teknik- och naturvetenskap Högskoleingenjörsprogrammet i energi- och miljöteknik 22,5 högskolepoäng Handledare: Lars Nilsson Examinator: Lena Stawreberg Datum:

2 Sammanfattning Detta examensarbete har utförts i samarbete med Asko Appliances AB i syfte att energieffektivisera en diskmaskinsprototyp som företaget har tagit fram för att minska elenergiåtgången vid uppvärmning av diskvatten och disk. För att åstadkomma denna elenergiminskning har en värmepump - med tillhörande energilager - integrerats i diskmaskinen. Värmepumpen överför värme till diskvattnet från ett energilager som består av en rektangulär tank, fylld med vatten. När detta energiuttag sker från energilagerstanken sjunker först temperaturen längs med värmepumpens förångare till fryspunkten, och därefter fryser vattnet och is byggs succesivt på förångaren. Den av köldmediet upptagna värmen består således av sensibel värme, som resultat av vattenmassans temperatursänkning, samt latent värme, som härrör från vattnets fasomvandling till is. Målet med föreliggande rapport var att undersöka om vatten var den bäst lämpade energilagersfluiden, eller om det fanns andra attraktiva alternativ. Vidare att studera möjligheterna att dimensionera förångaren med avseende på rörlängd. För att svara på dessa frågor genomfördes först en litteraturstudie med fokus på att identifiera intressanta energilagersfluider och vilka egenskaper hos dessa som bör eftersträvas vid den aktuella typen av applikation. De energilagersfluider som valdes var två stycken etylenglykol- /vattenblandningar samt en salthydratlösning. Detta i syfte att undersöka hur dessa ämnens förändrade materialegenskaper påverkade effektuttaget ur energilagret i förhållande till när vatten används. Därefter undersöktes två metoder att dimensionera värmepumpens förångare, varav den ena baserades på värmetransportsberäkningar mellan energilagret och köldmediet. Den andra metoden grundade sig på att bestämma friktionstryckfallet som blandfasflödet i förångaren orsakade, och därefter bestämma längden, över vilket detta tryckfall sker med hjälp av kända samband. Resultatet av studien påvisade att vatten gav bäst resultat av de undersökta fluiderna, och av litteraturstudien att döma är det svårt att hitta någon fluid som har mer passande egenskaper. Med egenskaper menas både termiska och andra egenskaper som tillgänglighet, hanterbarhet, kostnad, återanvändbarhet och kompabilitet med material. Gällande förångarslingan kunde det fastställas att denna inte var underdimensionerad. De undersökta metoder visade sig dock inte vara tillräckliga för att ge tillförlitliga svar på hur lång förångaren behövde vara.

3 Abstract This degree project was conducted in cooperation with the kitchen appliances manufacturer Asko Appliances AB. The purpose of this work was to investigate the possibilities to reduce the electricity required for water heating in a dishwasher prototype, developed by Asko Appliances AB. The dishwasher prototype was equipped with an integrated heat pump with attached energy storage. The heat pump transferred energy to the dish water from the energy storage, which consisted of a rectangular water tank. When energy is transferred from the energy storage, the temperature along the evaporator first decreases to the waters freezing temperature, then ice gradually builds along the evaporator tube. Therefore, the energy supplied to the heat pumps working fluid is the sum of the sensible heat, due to the waters temperature drop, and the latent heat, due to the waters phase change to ice. The goal of this work was to establish if water was the best energy storage fluid, or if better suited fluids where available for the application. Another goal was to determine the required length of the evaporator tube to ensure full evaporation. To answer these questions an initial literature study was performed, focusing on identifying interesting energy storage fluids and which fluid properties were desirable for the application. The chosen energy storage fluids for evaluation consisted of two ethylene glycol-/water mixtures and one salt hydrate solution. The purpose of this was to determine how the fluid properties of these substances affected the energy transfer to the heat pumps working fluid, in relation to water. Then, two methods for determining evaporator tube length were analyzed. The first method was based on thermal heat transfer calculations between the energy storage and the working fluid. The second method was based on frictional pressure drop calculation for two phase flow in pipes. The strategy was to determine this pressure drop, and then use known correlations to establish the length, over which the pressure drop occurred. The result of the study shows that water gave the best result among the evaluated energy storage fluids and according to the literature study - it is hard to find a better fluid with more suited properties than water for the application. Only did water not have the best thermal properties - it is also hard to beat waters availability, reliability, low cost, and compatibility with other materials. Regarding the evaporator - It was concluded that it was sufficiently long, but the investigated methods was not accurate enough to determine a minimum length for full evaporation.

4 Innehåll 1. Inledning... 1 Bakgrund och syfte... 1 Mål Teori... 2 Kompressionsvärmepumpen... 2 Värmelagring Metod Beskrivning av material och mätutrustning Testförlopp Jämförelse av energilagersfluider Dimensionering Dimensioneringsmetod Dimensioneringsmetod Approximation av dimensionerande längd på förångare Resultat Jämförelse av energilagersfluider Testförsök: salthydratslösning Testförsök: glykol - 25 volymprocent Testförsök: glykol - 10 volymprocent Dimensionering Diskussion Energilagringsmaterial Dimensionering Felkällor Fortsatt arbete Slutsats Referenser Bilaga 1: Nomenklatur... a

5 Förord Jag skulle vilja rikta ett stort tack till Nils Julin på Climator Sweden AB, för att han tog sig tid att framställa den salthydratlösning som användes i detta projekt. Jag vill också tacka Lars Nilsson, Peder Bengtsson och Lars Pettersson för er hjälp och ert stöd genom arbetets gång. Tack även till Kristoffer Kingsvik och Tobias Gunnarsson för vårt samarbete i inledningen av detta projekt. Detta examensarbete har redovisats muntligt för en i ämnet insatt publik. Arbetet har därefter diskuterats vid ett särskilt seminarium. Författarna av detta arbete har vid seminariet deltagit aktivt som opponent till ett annat examensarbete. Karlstads universitet, juni 2012 Carl Jansson

6 1. Inledning Bakgrund Miljömedvetenheten får en allt mer central roll i utvecklingen av vitvaror, och ingen sten lämnas ovänd i jakten på kilowattimmarna. Detta kommer till uttryck i form av nya miljömärkningar som ska hjälpa kunden att välja produkter med låg miljöbelastning. Av hushållens totala elenergiförbrukning svarar diskmaskinerna för omkring sju procent. En stor del av denna elenergi åtgår till uppvärmning av disk och diskvatten. (Energimyndigheten 2004) Förutom att reducera den totala energikonsumtionen är ett tillvägagångsätt för att gå mot en mer hållbar utveckling att minska användningen av högförädlad energi - så som just elenergi. I syfte att minska denna elkonsumtion har vitvarutillverkaren Asko Appliances AB tagit fram en diskmaskinsprototyp där uppvärmning av diskvatten och disk sker med hjälp av en kompressorvärmepump. Traditionellt har denna uppvärmning skett med ett enkelt element, men med hjälp av värmepumpsteknik kan denna elförbrukning flerfaldigt minskas, beroende på värmepumpens COP-värde (coefficient of performance). Diskmaskinsprototypen som Asko Appliances AB tagit fram bygger på principen att en intern kompressorvärmepump flyttar energi från en rumstempererad vattentank till diskvattnet, som i sin tur värmer upp diskmaskin och disk. Allteftersom energi hämtas ur energilagret (vattentanken), sjunker temperaturen och isbildning sker succesivt längs med förångaren (den komponent som tar upp värmen i en värmepump). Energiuttaget ur vattentanken blir således summan av energiåtgången för att sänka vattnets temperatur samt stelningsvärmen - den enermängd som åtgår för att genomföra vattnets fasomvandling (från vatten till is). När diskprocessen är slutförd värmer den omkringliggande rumsluften is-/vattenlagret, och ger därmed tillbaks energin som överförts till diskvattnet - energilagret laddas om. Resultatet är att lågvärdig energi i form av värme från rumsluften i köket har ersatt en del av den elenergi som annars skulle förbrukats för uppvärmningen. Diskningsförloppet för prototypen består av en fördiskning, huvuddisk samt två eftersköljningar. I detta arbete har endast uppvärmning av diskvatten och disk för huvuddiskningen studerats. För huvuddisken tas 3,4 liter vatten med temperaturen 15 C in i maskinen och värms upp till måltemperaturen 55 C. Mål och syfte Målsättningen med föreliggande rapport är att undersöka om det finns några attraktiva substitut till vatten i energilagret. Dessutom ingår i arbetet att fastställa huruvida förångaren är över- eller underdimensionerad, och därefter undersöka metoder att dimensionera den samt ge svar på hur mycket längden kan behöva justeras. Syftet är att resultatet av detta arbete ska kunna användas av Asko Cylinda AB i utvecklingen av nästa generations diskmaskinsprototyp. 1

7 2. Teori Eftersom denna rapport främst behandlar dimensionering av förångare och fluidval till värmelager, ges nedan en mycket övergriplig beskrivning av en ideal värmepumpcykel. Därefter ges en beskrivning av förångningsprocessen och hur tryckfall över en förångare beräknas, då denna teori delvis ligger till grund för dimensioneringen. Kompressionsvärmepumpen En kompressorvärmepump består huvudsakligen av fyra komponenter: kompressor, kondensor, expansionsventil och förångare. En ideal värmepumpcykel fungerar enligt principen som beskrivs nedan enligt punkterna och figur 1. Punkt 1-2: Kompressorn komprimerar överhettad ånga. Trycket höjs från P1 till P2. Punkt 2-3: I kondensorn avger köldmediet energi när det kondenserar vid konstant temperatur och tryck. Köldmediet har här en högre temperatur än omgivningen. Punkt 3-4: Köldmediet passerar en expansionsventil där tryck och temperatur återigen sänks till P1. Punkt 4-1: I förångaren förångas vätskan genom att köldmediet tar upp värme av omgivningen, som har högre temperatur. Tryck P 2 Hög temperatur P1 Låg temperatur 3, Entalpi Figur 1. Beskrivning av en ideal kompressionsvärmepumpcykel i ett tryckentalpidiagram. Punkt 4 och punkt 1 befinner sig på kretsens lågtryckssida och motsvarar köldmediets tillstånd före respektive efter förångaren. Punkt 2 och 1 motsvarar köldmediets tillstånd innan respektive efter kondensorn, och befinner sig på lågtryckssidan av systemet. Källa: avritad från Dossat (1997, s.105) 2

8 När köldmediet kommer in i förångaren befinner det sig i ett blandfastillstånd - en del av köldmediet befinner sig i vätskeform och resterande i gasform. När värme tillförs förångaren, förångas köldmediet under konstant tryck och temperatur tills hela dess volym befinner sig i överhettat tillstånd. (Dossat 1997) Under förångningen varierar värmeövergångstalet kraftigt beroende på vilket skede av förångningen köldmediet befinner sig i (se figur 2). Värmeövergångstalet når sitt maximala värde vid en ånghalt omkring procent. (Çengel 2006) När värmeövergångstalet passerat denna topp, sjunker det drastiskt, varför förångaren dimensioneras på så vis att endast en liten överhettning sker. Överhettningen måste dock vara tillräckligt stor för att säkerställa att ingen vätska kommer in i kompressorn, vilket kan orsaka vätskeslag, som innebär risk för skada på komponenterna. En överdimensionering av slingan leder till dåligt utnyttjande av material och tillgängligt utrymme. (Dossat 1997) Hög Låg x=1 Vätskedroppar Påtvingad konvektion Dimmflöde Övergångsflöde Ångkärna Ringflöde Ånghalt Bubblor i fluiden Klumpflöde Vätskekärna x=0 Bubbligt flöde Värmeövergångstal α Påtvingad konvektion Figur 2. Beskrivning av hur värmeövergångstalet varierar under förångning. Källa: avritad från Çengel (2006, s.577) En verklig process skiljer sig dock från det ideala fall som illustreras i figur 1, detta till följd av tryckförluster i rörledningar samt värmeförluster till omgivningen. Tryckfallet över en förångare är summan av tre tryckfallskomponenter: friktionstryckfall mot rörväggen, hydrostatiskt tryckfall (på grund av höjdskillnader) samt tryckfall till följd av vätskans accelererande hastighet då den förångas, och den specifika volymen ökar. Har konstruktionen rörböjar tillkommer även tryckfallet som dessa orsakar. (Paliwoda 1989) Tryckfallet över en väldimensionerad förångare överstiger vanligtvis inte kpa. (Dossat 1997) 3

9 Ett flertal försök har genom tiderna gjorts för att skapa modeller för tryckfall i tvåfasflöde. Det har visat sig vara mycket svårt att bestämma träffsäkra samband som är allmänt applicerbara, istället gäller dessa för väldigt specifika förutsättningar, med avseende på parametrar som ånghalt, massflöde, köldmedietyp och rördimensioner. (Paliwoda 1989) En enkel metod för att bestämma friktionstryckfall vid tvåfasflöde togs empiriskt fram av H. Müller-Steinhagen och K. Heck år 1986 (se ekvation 1 till 6) (Muller-Steinhagen & Heck 1986). I tabell 1 ges en överblick över vilken felmarginal som kan förväntas med denna metod samt med ett flertal andra metoder. Nomenklatur finns tillgänglig i bilaga 1. ( ) (1) ( ) (2) ( ) (3) ( ) ( ) (4) Där (5) Och (6) 4

10 Tabell 1. Jämförelse mellan beräknade och uppmätta friktionstryckfall. Källa: Muller- Steinhagen och Heck (1986, s.302) RE RE < 10 RE < 20 RE <30 procent procent procent procent Bandel 32,6 25,8 44,7 59,9 Bankoff ,8 7,5 12,6 16,4 Chawla 8 697,6 5,5 10,5 15,3 Chawla - Bankoff 142,3 18,1 32,6 40,9 Chisholm - Baroczy ,5 28,9 38,2 Cicchitti 65,7 15,8 30,0 42,0 Dukler 37 14,7 29,0 43,9 Friedel 111,6 18,1 32,6 44,6 Gronnerud 44,6 16,0 31,4 46,5 Kesper - Moussalli 69,9 12,5 22,3 29,9 Lockhart - Martinelli 62,8 21,0 38,0 52,4 Lombardi - Pedrocchi 152,3 14,2 22,2 29,5 Reza - Chavez 35,5 18,1 37,4 54,6 Storek - Brauer 36,5 22,2 41,9 58,7 Müller-Steinhagen - Heck 41,9 17,3 34,5 49,5 RE i tabellen ovan står för Relative Error och beräknades av Muller-Steinhagen och Heck (1986) enligt ekvation 7 nedan. ( ) ( ) ( ) (7) År 1989 presenterade A. Paliwoda en vidareutveckling av ovanstående metod, i syfte att göra den mer applicerbar vid dimensionering av förångare och kondensorer för vanliga driftsfall. Paliwoda bestämde en faktor, β, för förhållandet mellan tryckfallsgradienter i gas- respektive vätskeflöde (ekvation 8). Denna faktor möjliggör enligt Paliwoda (1989) omvandling av gasfas-tryckgradienter till tvåfas-tryckgradienter för alla temperaturer och ånghalter inom mättnadszonen för köldmedier. [ ( ) ] ( ) (8) Där förhållandet mellan vätske-/ångtrycksgradienten,, beräknas med ekvation 9. ( ) (9) 5

11 Genom att integrera ekvation 8 ovan med avseende på ånghalt,, och sedan dividera denna med differensen mellan ingående och utgående ånghalt, erhålls ett medelvärde för tvåflödesfaktorn, (ekvation 10 och 11). ( ) ] [ ( ) { ( ) } ( ) (10) (11) För att bestämma tvåfastryckfallet över längden, L, multipliceras sedan tvåfas-flödesfaktorn,, med Müller-Steinhagens och Hecks uttryck för gastryckfallsgradienten enligt ekvation 12. ( ) (12) 6

12 Värmelagring Med värmelagring menas möjligheten av lagra energi i ett material. Värmelagring kan huvudsakligen ske på tre sätt: termokemisk värmelagring, sensibel värmelagring och latent värmelagring. (Sharma et al. 2009) Denna rapport behandlar endast de två senare. Nedan följer en översiktlig beskrivning av de båda. Sensibel värmelagring innebär att temperaturen höjs eller sänks när värme bortförs eller tillförs materialet. Mängden energi som kan lagras i ett sensibelt energilager beror av dess värmekapacitet hur mycket energi som går åt att sänka eller höja en viss mängd av ämnet en grad kelvin. (Sharma et al. 2009) I tabell 2 kan egenskaperna hos ett urval vanliga sensibla värmelager avläsas. Tabell 2. Ett urval ämnen som kan användas för sensibel värmelagring. Källa: (Sharma et al. 2009, s.321) Ämne Densitet [kg/m 3 ] Temperaturintervall [ C] Sten Omkring Tegel Omkring Betong Omkring Vatten Motorolja Upp till Etanol Upp till Butanol Upp till Isopentanol Upp till Oktan Upp till Specifik värmekapacitet [kj/kg K] Med latent värmelagring menas att energi lagras i ett ämne som genomgår en isoterm tillståndsförändring, exempelvis fasövergång mellan vatten och is. Energiinlagringen eller energiuttaget är således inte mätbart med en termometer. Latent värmelagring kan ske enligt följande: solid-solid, solid-vätska, solid-gas, vätska-gas. (Sharma et al. 2009) I detta arbete har endast typen solid-vätska behandlats. Material som används till latent värmelagring benämns ofta Phase Change Material eller PCM, som det hädanefter kommer kallas i denna rapport. Figur 3 (nedan) ger en bild över hur latent värmlagring skiljer från sensibel. 7

13 Temperatur Fasändringstemperatur Sensibel Latent Sensibel Sensibel Lagrad värme Figur 3. Beskrivning av hur latent värmelagring förhåller sig till sensibel. Källa: avritad från Mehling, Cabeza (2008, s.6) De egenskaper som eftersträvas hos ett PCM är hög smältentalpi i kombination med hög densitet, vilket innebär att en stor energimängd kan lagras i en liten volym materialet har då hög energilagringsdensitet. För att kunna utnyttja den latenta värmen hos ett PCM, krävs att smältning sker i ett lämpligt temperaturintervall. För att förtydliga: vatten stelnar exempelvis vid 0 C. Om då har värmesänkan har en temperatur på 3 C innebär det att ingen stelning kommer att ske, och därmed lämpar sig vatten inte för denna applikation. Utöver detta behöver materialet ha en god termisk konduktivitet för att värme skall kunna ledas genom materialet, och överföras till värmesänkan på ett fullgott sätt. Vidare eftersträvas mer eller mindre uppenbara egenskaper som låg kostnad, god tillgänglighet, låg giftighet, låg brandfarlighet, kompabilitet med andra material och god återanvändningsgrad. (Sharma et al. 2009) I tabell 3 redogörs för smälttemperaturer och energilagringsdensiteter för ett antal PCMgrupper, både organiska såväl som oorganiska. Figur 4 visar samma egenskaper för en mängd kommersiellt tillgängliga PCM:er. Ett idag vanligt förekommande PCM är salthydratlösningar, som är blandningar av salter och vatten (Sharma et al. 2009). Dessa har fördelen av att ha hög energilagringsdensitet, låg kostnad (1-3 /kg) och förhållandevis god värmeledningsförmåga (0,5-1,2 W/m K). (Mehling & Cabeza 2008) Salthydrater lider av fenomenet deskomposition, vilket är irreversibel fasseparation som kan uppstå vid stelning av blandningar av ämnen. Det som sker är att blandningen delar upp sig i två tillstånd under fasomvandlingen, som får olika densitet och därmed sedimenterar och avskiljs. Detta förändrar den ursprungliga kompositionen hos blandningen därav namnet dekomposition. Det finns möjligheter att förhindra denna process genom att exempelvis tillsätta ytterligare komponenter till blandningen som ger den en högre viskositet. Detta förhindrar de två faserna att åtskiljas innan hela PCM-volymen stelnat. Ytterligare en metod är genom mekanisk omrörning av PCM:et. (Mehling & Cabeza 2008) 8

14 Ytterligare ett problem som förekommer vid användning av salthydrater är underkylning. Detta innebär att temperaturen på PCM:et sjunker under stelningstemperatur, utan att stelning inträffar i tillräcklig hög takt för vad som krävs. Detta får som följd att effektuttaget ur PCM:et minskar, då temperaturdifferensen mellan denna och värmesänkan blir lägre. Tabell 3. Översiktlig bild av smälttemperatur och energilagringsdensitet hos ett antal fluidsolid-pcm:er. Källa: Mehling, Cabeza (2008, s.14) Energilagringsdensitet [kj/m 3 ] Smälttemperatur [ C] Oorganiska Salthydrater Saltlösningar Vatten Gashydrater Eutektiska salter Nitrater Hydroxider Klorider Karbonater Fluorider Organiska Paraffiner Fettsyror Sockeralkoholer

15 Smältentalpi [MJ/m 3 ] Energilagringsdensitet [MJ/m 3 ] Smälttemperatur [ C] Figur 4. Beskrivning av energilagringsdensitet och smälttemperaturer för ett antal kommersiellt tillgängliga PCM:er. representerar smältentalpi per volymsenhet och representerar smältentalpi per viktsenhet. Källa: avritad av Mehling, Cabeza (2008, s.42) 10

16 3. Metod Beskrivning av material och mätutrustning Den studerade prototypen byggde på diskmaskinsmodellen D5654W HWC tillverkad av Asko Appliances AB, som utrustats med ett värmepumpssystem för uppvärmning av diskvatten och disk. Tidigare sköttes denna uppvärmning primärt genom värmeväxling mot fjärrvärmevatten. Maskinen var även utrustad med ett traditionellt elelement på 1600 W, som satt kvar i prototypen, men var frånslaget under körningarna med värmepump. Värmepumpen bestod av en rotorkompressor från Hitachi med cylindervolym 12,2 kubikcentimeter, med en uppmätt effektförbrukning mellan 300 W och 460 W vid försöken. Kondensorn utgjordes av en motströmskopplad värmeväxlare av typen tub-i-tub, och expansionsdonet bestod av en enkel skruvventil. Värmepumpens värmekälla bestod av en energilagerstank med vatten (inledningsvis). Denna utgjordes av en rektangulär behållare med baksida, botten och sidor i rostfri plåt, framsida i plexiglas, och öppen ovandel. Innermått på denna var 27 mm x 450 mm x 500 mm. I behållaren var värmepumpens förångare monterad, som utgjordes av två stycken parallelldragna 4 meters kopparör av dimension 9,52 x 0,85 mm. En bild av rördragningen ges i figur 5. Köldmediet som användes var 134a. Under samtliga försök kördes maskinen med en godslast på 12-kuvert. 1 Figur 5. Bild på värmepumpens energilager och förångare. Kopparöret av grövre modell hör till ett annat projekt, och har således inte haft någon funktion under detta arbete. 1 Peder Bengtsson Asko Appliances AB, informationsmöte den 31 januari

17 För temperaturmätning användes sex termoelement, typ K Klass 1, med tolerans 1,5 C, som kalibrerades i isvatten och kokande vatten innan försöken inleddes. Mätvärden från dessa registrerades i programvaran LabVIEW 8,6. 2 Placeringen av termoelementen var följande: 1. Centrerat i framdelen av övre diskkorgen. 2. Högt upp i mitten av vattenlagret (synligt i figur 5). 3. Vid inloppet av förångare in i vattenlageret (innan slingan delar sig itu). Termoelementet fästes utanpå röret med eltejp, och med ett utanpåliggande lager isolering på ca 1 cm. 4. Vid utloppet av förångare ut ur vattenlageret (efter att slingan återgått till att vara ett rör). Fästning skedde enligt samma princip som i punkt Vid inloppet av kondensor in i diskutrymmet. Fästning skedde enligt samma princip som i punkt Vid utloppet av kondensor ut ur diskutrymmet. Fästning skedde enligt samma princip som i punkt 3. För mätning av tryck användes en fabrikskalibrerad Testo Tryck uppmättes innan och efter kompressorn. Tryckdata registrerades i medföljande programvara. Loggning av effekt för kompressor och elelement utfördes i LabVIEW 8,6 med en energimätare av typen Carlo Gavazzi WM Testförlopp Testförloppet för en körning var följande: 1. Energilagerstanken fylldes med 5,7 liter aktuell energilagersfluid. (rumstempererad) 2. Maskinen fylldes med 3,4 liter vatten med temperaturen 15 C. 3. Diskmaskinens cirkulationspump startades. Den cirkulerade vattnet i maskinen med hjälp av en roterande spridararm, monterad i botten på diskutrymmet. 4. Tryck och temperaturloggning startades. 5. Kompressorn startades. Detta skedde omkring sekunder efter starten av cirkulationspumpen. 6. När temperaturgivaren inne i diskmaskinen nått 55 C stängdes kompressorn av, därefter cirkulationspumpen. 7. Energilagret tappades på kylvätska som ej stelnat, i syfte att fastställa hur stor volym av energilagret som stelnat. 2 Lars Pettersson Karlstads universitet, informationsmöte den 16 maj

18 Massflöde av r134a (kg/s) En analys av systemet som helhet genomfördes inledningsvis, där godtycklig inställning av värmepumpens strypventil låg i centrum. En serie med tester ledde fram till att ett ventilläge som gav ett massflöde enligt figur 8, gav den lägsta energiförbrukningen. Med denna inställning uppgick energiförbrukningen för att nå måltemperaturen 55 C inne i diskmaskinen till 0,34 kwh, vilket kan jämföras med 0,6 kwh i det fall diskmaskinens elelement användes istället för värmepumpen. Värmepumpens COP sjönk förhållandevis linjärt från starten till slutet av körningen, vilket illustreras i figur 9. På grund av problem som uppstod i samband med utlåning av tryckutrustning, kunde inte alla försök inte utföras under samma förutsättningar. 3 När tryckutrustningen flyttades mellan systemen, följde en mängd kylmedium med från det andra systemet. Detta resulterade i att dimensioneringen av förångarslingan skett under det önskvärda massflödet, medan utvärdering av energilagersfluider genomfördes med ett något lägre massflöde i systemet. I figur 7 och 8 presenteras hur massflödet stabiliserar sig under körningarna som ligger till grund för jämförelsen av energilagersfluider, respektive dimensionering av förångarslingan. 0,014 0,013 0,012 0,011 0,01 0,009 0,008 0,007 Salthydratlösning Glykol, 10 Glykol, 25 Vatten 0,006 0,005 0, Tid (min) Figur 7. Teoretiskt framräknat massflöde av R134a vid körning som ligger till grund för jämförelsen av energilagersfluider. Notera att massflödet hos vattenkörningen är något högre än hos de övriga. Orsaken till detta är i skrivande stund okänd. 3 Peder Bengtsson Asko Appliances AB, e-post den 11 maj

19 COP Mssflöde av r134a (kg/s) 0,012 0,0115 0,011 0,0105 0,01 0,0095 0,009 Vatten 0,0085 0,008 0,0075 0, Tid (min) Figur 8. Teoretiskt framräknat massflöde av R134a vid det ventilläge som gav bäst resultat med avseende på energiförbrukning. 3,5 3 2,5 2 COP-variation över tid 1,5 1 COP 0, Tid (min) Figur 9. COP-värdets försämring under körningsförloppet vid den körnings som gav lägst energiförbrukning. 14

20 För att bestämma energiflödena i systemet användes temperatur- och tryckdata från mätpunkterna 4 och 5 (se Beskrivning av material och mätutrustning ) för att, via programvaran Engineering Equation Solver, få tillgång till entalpier vid dessa punkter i systemet. Genom att sedan göra antagandet att all effekt som tillsattes kompressorn tillgodogjordes köldmediet, i form av ökad tryck och temperatur, kunde sedan ett teoretiskt massflöde räknas fram med ekvation 13. (13) Med det teoretiska massflödet blev det även möjligt att räkna fram entalpierna i punkterna 3 och 4 (se figur 1). Detta gjordes enligt ekvation 14, där är diskvattnets temperaturökning från föregående mätvärde, viket togs sekunden innan. Observera att ( ) är det energiflöde som motsvarar avgiven effekt i kondensorn. ( ) (14) ( ) ur ekvationen ovan är ett medelvärde som beskriver hur mycket energi som erfordras för att höja diskmaskinens invändiga temperatur(mätpunkt 1) med en grad Kelvin. ( ) -värdet erhölls från en körning där elelementet läts höja innetemperaturen från 15 C till 55 C, varefter den, av elelementet, totalt förbrukade energimängden dividerades med denna temperaturdifferens, enligt ekvation 15. ( ) (15) Ovanstående beräkningar genomfördes i Microsoft Excel. En beräkning genomfördes varje minut under körningens förlopp, och indata till räknades först om till medelvärden för varje minut. Jämförelse av energilagersfluider För att utvärdera eventuella för- och nackdelar med alternativ till vatten i energilagret, genomfördes inledningsvis en litteraturstudie i syfte att ge ökad förståelse för vilka vätskor eller tillsatser som kunde te sig lämpliga för uppgiften, samt vilka egenskaper hos dessa som bör eftersträvas. De alternativ som valdes var två stycken etylenglykol-/vatten-blandningar och en salthydratlösning. Etylenglykol/vatten-blandningarna valdes efter önskemål från Asko Cylinda, samt för att få en bild över hur lägre fryspunkter påverkar systemet. Förhoppningen var även att stelningen skulle vara mer slurry-liknande än vid vanlig isbildning. Salthydratlösningen var ett PCM som saluförs under namnet ClimSel C10 av Climator Sweden AB. ClimSel C10 är en produkt, främst ämnad för temperaturstabilisering av mediciner, och som i grundutförande har en tjock och geléliknande konsistens. För att underlätta fyllning och tömning av energilagret, modifierades denna PCM av Climator genom att utesluta en förtjockningstillsats vid framställning, vilket medförde att materialegenskaperna skiljde sig något från originalprodukten. 15

21 Enligt Climator hade den nya blandningen egenskaper enligt tabell 4, i denna redovisas även glykolblandningarnas materialegenskaper. Samtliga försök skedde i enlighet med beskrivningen av testförloppet under rubriken Genomförande. Ett avvikande var dock körningen med PCM. Tanken kunde inte tömmas när processen var slutförd, hur stor mängd PCM som stelnat fick därför istället uppskattas genom observationer av tanken. Anledningen till detta var igensättning av tömningsslangen till följd fasseparation vid stelning av PCM:et. Tabell 4. Materialegenskaper för testade ämnen. Ämnesegenskaper Fasändringstemperatur (Stelning/smältning) [ C] Salthydratlösning 4 Glykolblandning, 10 volymprocent Glykolblandning, 25 volymprocent Vatten 8,5-9/10, ,7 C* -12,4 C* 0 (Çengel 2006, s.843) Smältentalpi [kj/kg] 150 Antas vara som vatten. Specifik värmekapacitet [kj/kgk] Antas vara som vatten. 333 (Mehling, Cabeza 2008, s.15) 0,83 3,937** 3,679** 4,22 (Çengel 2006, s.843) Konduktivitet [W/mK] 0,5 0,512*** 0,445*** 0,569 (Çengel 2006, s.852) Densitet [kg/m 3 ] ** 1 044** 1000 (Çengel 2006, s.843) *(2009 ASHRAE handbook [Elektronisk resurs] : fundamentals.2009, s31.5) **(2009 ASHRAE handbook [Elektronisk resurs] : fundamentals.2009, s31.7) ***(2009 ASHRAE handbook [Elektronisk resurs] : fundamentals.2009, s31.8) 4 Nils Julin Research and development manager Climator Sweden AB, e-post den 19 april

22 Dimensionering För att fastställa huruvida förångarens längd var anpassad för de rådande förhållandena i processen undersöktes först om köldmediet som lämnade förångaren befann sig i överhettat tillstånd. Detta gjordes genom att granska tryck och temperatur i punkt 1, figur 1. Resultaten av denna analys visade att köldmediet befann sig i överhettat tillstånd, vilket innebar att slingan antingen var korrekt dimensionerad, alternativt överdimensionerad. Därefter undersöktes två metoder för att bestämma den längd som krävdes för att fullständigt förånga det framräknade massflödet av köldmedium. Den första undersökta metoden, dimensioneringsmetod 1, var att genom värmetransportsberäkningar fastställa hur stor energimängd som kunde transporteras genom isen in till köldmediet, och hur mycket röret kunde kortas av för att ändå kunna ta upp tillräckligt med värme från energilagret. Den andra metoden, metod 2, var genom att bestämma det friktionstryckfall som blandfasflödet av gasen orsakade, och därigenom bestämma en längd, över vilket detta tryckfall inträffade. Vid dimensionering av förångaren gjordes inledningsvis ett grundantagande, nämligen följande: massflöde, ånghalt och upptagen effekt av köldmediet var samma i de båda rören. Dimensioneringen har avsett ett rör vars längd slutligen multiplicerats med två. Dimensioneringsmetod 1. Mot bakgrund av teoriavsnittet, med avseende på variationer i värmeövergångstal under kokning i rör, och det faktum att isbildning sker på förångaren, inses att den viktigaste parametern vid en värmetransportsberäkning av detta slag är värmeövergångsmotståndet mellan köldmedium och energilager. Att identifiera dessa var därför en prioritet. Eftersom värmeövergångstalen beror på ett antal olika parametrar, så som ånghalt, massflöde, tillförd effekt, typ av kokning och orientering av rör, innebär detta stora svårigheter med att hitta applicerbara värmeövergångstal i litteraturen. Dessutom var massflödet i testsystemet förhållandesvis lågt till vad som påträffades i litteraturen. Eftersom upptagen effekt av förångaren kunde beräknas med ekvation 15, undersöktes möjligheten att beräkna ett medelvärde på värmeövergångstalet,, på rörets insida(ekvation 16), under förutsättningarna att mättnadstemperaturen i röret,, samt det termiska motståndet från gränsskiktet mellan is och vatten till förångarrörets insida var kända. ( ) (15) ( ) (16) Där ( ) (17) 17

23 Och (18) Det termiska motståndet genom isen,, beräknades genom att anta att isens utbredning längsmed förångaren skedde linjärt från 0 till 5 meter under körningens första 31 min, för att sedan stanna av vid denna längd. Samma antagande gjordes om isen tjocklek som beräknades genom att fördela den uppmätta isvolymen jämt över isbildningens längd, 5 meter. För konvektionsmotståndet mellan vattnet i energilagret och förångarröret, gjordes beräkningarna baserat på ovanstående isbildningslängd subtraherat från den totala förångarlängden, 8 meter. Beräkningarna utfördes i Microsoft Excel, och det genomfördes en beräkning för varje minutvärde. Dimensioneringsmetod 2 För att kringgå problematiken med att bestämma värmeövergångsmotståndet ovan, undersöktes möjligheterna att istället beräkna det tryckfall som blandfasflödet i förångaren orsakar. Detta gjordes genom att fastställa tryckfallet för tvåfasflöde,, i förångaren med ekvation 19, och sedan beräkna över hur lång del av röret som detta tryckfall sker genom att tillämpa A. Paliwodas Generalized method of pressure drop and tube length calculation with boiling and condensing refrigerants within the entire zone of saturation (Paliwoda 1989), vilken beskrivs i teoridelen av denna rapport. (19) Där Totalt tryckfall över förångaren. Tvåfastryckfall enligt ekvation 12. Enfastryckfall enigt ekvation 1. Tryckfall från böjar. Accelerationstryckfall Tryckfall till följd av höjdskillnader. Inledningsvis fastställdes det totala tryckfallet över förångaren ( i ekvation 19). Eftersom entalpin i inloppet vid förångaren beräknats, och temperaturen in i förångaren uppmätts, kunde ånghalten in i förångaren bestämmas. Ånghalten understeg aldrig 67 procent, vilket innebar att köldmediet befann sig i blandfas eller mättat tillstånd under hela testförloppet och därmed motsvarade det ingående trycket mättnadstrycket för temperaturen vid förångarens inlopp. Tryckförlusten över förångaren erhölls därför genom att subtrahera mättnadstrycket för temperaturen vid inloppet med det uppmätta trycket vid utloppet av förångaren. Tryckfallet noterades som mest omkring 50 kpa, och som minst omkring 43 kpa, med medelvärde på 45,6 kpa. 18

24 Tryckfall till följd av i rörböjar i systemet,, erhölls av Tran et al. (2000, s.48), som undersökt tvåfasflöde i 180-graders böjar. Förhållandena, under vilka dessa tester genomfördes, stämde väl överens med prototypens förhållanden. Tran et al. (2000) undersökte massflöden från 65 kg/m 2 till 400 kg/m 2 och ingående ånghalter från 5 70 procent. Ingående ånghalt i testsystemet var 82,6 procent (medelvärde) och massflödet, när detta stabiliserat sig, 67,8 kg/m 2 s (se figur 8). Rördiameter i tryckfallsstudien var 8,52 mm, och i prototypen var rördiametern 8,67 mm (innermått). Eftersom tryckfallet tycktes öka linjärt med ånghalten, interpoleras tryckfallet över rörböjarna fram. Eftersom det uppmätta tryckfallet över förångaren förhöll sig konstant, gjordes antagandet att tryckfallet över rörböjarna och låg konstant under hela körningens förlopp. Tryckfallet över samtliga 13 rörböjar blev Pa. Eftersom in- och utlopp på förångaren sitter på samma höjd, försummades i dessa beräkningar tryckfallet. Detsamma gällde för accelerationstryckfallet,, då detta sällan överstiger 1-5 procent av det totala tvåfastryckfallet (Paliwoda 1989). Enfastryckfallet,, beräknades med ekvationerna 1, 5 och 6. För att få ut ett totalt tryckfall för enfas-flödet krävdes en rörlängd, över vilken tryckfallet sker. Eftersom denna längd är okänd, gjordes denna tryckfallberäkning för tre fall: vid en längd av 1, 1,5 och 2 meter, i syfte att undersöka dess inverkan på slutresultatet. När ovanstående tryckfall beräknats, återstod att lösa ut tvåfastryckfallet ur ekvation 19, och därefter beräkna längden, L, med ekvationerna 1 till 12 (med undantag av ekvation 7). För att undersöka hur H. Müller-Steinhagens och K. Hecks empiriska samband förhöll sig till det uppmätta tryckfallet över förångaren, gjordes en överslagsberäkning med denna metod. Tvåfaslängden antogs i dessa vara 5 meter och ånghalten i tvåfasflödet sattes till 82,6 procent vilket var medelvärdet på den ingående ånghalten i förångaren. Resultatet av denna överslagsräkning visade att det teoretiskt beräknade tryckfallet endast utgjorde ca 25 procent av det uppmätta. Approximation av dimensionerande längd på förångare Baserat på observationer från isbildningsförloppet, kunde det fastställas att isbildningens utbredning längs med röret avstannar efter ca 31 min (täckt rörlängd: ca 5 meter). Med figur 2 i åtanke, antogs det vara rimligt att köldmediet når det mättade tillstånden någonstans i samma region som avstannandet av isbildningen. Detta på grund av den drastiska minskningen av värmeövergångstalet, och därmed den överförda effekten till köldmediet. 19

25 Förångareffekt (W) 4. Resultat Jämförelse av energilagersfluider Nedan presenteras resultatet av körningarna med den undersökta salthydratlösningen, vatten samt de undersökta vatten-/etylenglykolblandningarna. Testförsök: salthydratslösning Körningen med salthydratslösningen från Climator fortgick i 37 minuter innan den avbröts i syfte att förhindra vätskeslag i kompressorn, då mättnadstemperaturen innan kompressorn var på väg att understigas. När försöket avbröts hade temperaturen inne i diskmaskinen uppnått 43 grader, och omkring 70 procent av PCM-volymen hade stelnat. Energiåtgången vid stoppet var 221 Wh, vilket kan jämföras med vattenkörningens 198 Wh vid motsvarande invändig diskmaskinstemperatur. I figur 10 presenteras en jämförelse av salthydratlösningens prestanda i relation till vattenkörningens prestanda, med avseende på upptagen effekt av köldmediet som funktion av tid. En översiktlig bild av frysningsförloppet illusteras i figur 11. Baserat på uppskattningen om att 70 procent av PCM-volymen stelnat kan omkring 140 Wh tillräknas den latent överförda energin. Total upptagen energimängd av köldmediet var 147 Wh. Vid körning uppstod även en viss korrosion på förångaren Vatten vs. salthydratlösning Tid (min) Vatten Salthydratlösning Figur 10. Jämförelse mellan salthydratlösningen och vatten med avseende på förångareffekt. 20

26 Bild 1 Bild 2 Bild 3 Bild 4 Bild 5 Bild 6 Figur 11. Stelningsförloppet under körningen med PCM. Bilderna är tagna med jämna intervall fram till körningens slut, efter 37 min. Den röda rektangeln i bild 6 markerar approximativt den del av PCM-volymen som inte hade hunnit stelna. Notera även den inkongruenta stelningen hos PCM:et som är ett tecken på prestandaförsämring, och som kännetecknas av fasseparation. 21

27 Förångareffekt (W) Testförsök: glykol - 25 volymprocent Försöket med glykol-/vattenblandning fortgick i 42 min innan det avbröts på grund av samma skäl som salthydratkörningen avbröts temperaturen ut ur förångaren var för låg för att överhettning kunde säkerställas. Vid avbrottet hade den invändiga temperaturen uppnått 48 C till en energiåtgång av 271 Wh, vilket kan jämföras med vattenkörningens 260 Wh. Ingen stelning skedde, vilket innebär att hela den upptagna energimängden är ett resultat av glykol- /vattenblandningens temperaturminskning, och till viss del även minskning av temperatur av omkringliggande luft. Figur 12 visar förångningseffekten i förhållande till vatten, fram tills den tidpunkt då förångareffekten understeg 0 W. Vatten vs. glykol (25 volymprocent) Tid (min) Vatten Glykol (25 volymprocent) Figur 12. Jämförelse mellan glykol-/vattenblandning (25 volymprocent glykol) och vatten med avseende på förångningseffekt. 22

28 Förångareffekt (W) Testförsök: glykol - 10 volymprocent I figur 13 presenteras resultatet av körningen med en vatten-/etylenglykolblandning på 10 volymprocent fram till den tidpunkt då nettoenergiuttaget ur energilagret understeg 0 W (efter 45min). Vid körningens slut hade 2,68 liter av blandningen stelnat, gentemot körningen med vatten där 2,54 liter hade stelnat. För att uppnå temperaturökningen på diskvattnet till 55 C åtgick det en elförbrukning av 415 Wh. Samma temperaturhöjning från vattenkörningen erfordrade 378 Wh. Vatten vs. glykol (10 volymprocent) Tid (min) Vatten Glykol (10 volymprocent) Figur 13. Jämförelse mellan glykol-/vattenblandning (10 volymprocent glykol) och vatten med avseende på förångareffekt. Dimensionering Mätning av temperatur och tryck efter förångaren visar att denna inte var överdimensionerad. Eftersom ingen av de undersökta metoderna för dimensionering visade sig kunna anbringa pålitliga resultat, görs en hänvisning till efterföljande kapitel - diskussion - där problem diskuteras och förslag ges på fortsatt arbete. En approximativ bedömning av den dimensionerande längden kunde dock göras grundat på observationer av isbildningen. Eftersom denna upphör att breda ut sig i längdriktningen efter omkring 31 min, är det sannolikt att isens slut är en markör för minskat energiupptag av köldmediet, till följd av uttorkning från blandfas till mättad ånga. Stämmer detta resonemang ligger den dimensionerande längden för förångaren mellan 5 meter och den aktuella längden 8 meter. Resultatet är dock högst spekulativt. 23

29 5. Diskussion Energilagringsmaterial En granskning av resultaten från körningen med etylenglykol-/vattenblandningen med högre koncentration påvisar att ett energilager som helt baseras på sensibel värmelagring kräver en större energilagersvolym och/eller någon form av omrörning för att kunna tillgodose förångarens energibehov. Materialegenskaperna i tabell 2 visar att vatten högst sannolik är ett av de bättre sensibla värmelagringsmedierna som finns. Eftersom etylenglykol- /vattenblandningen bara har marginellt sämre egenskaper med avseende på sensibel värmelagring än vatten, se tabell 2, innebär detta att sensibel energilagring troligen inte är tillräcklig för applikationen som den ser ut idag. Detta innebär att latent värmelagring förmodligen är ett krav. Att salthydratlösningen i energilagret påvisade lägre resultat än vatten berodde huvudsakligen på en lägre energilagringsdensitet i kombination med en lägre värmekonduktivitet. Det faktum att stelningen inträffar vid 8 C istället för 0 C, som i fallet med vatten, tycks inte vara tillräckligt för att överväga dessa nackdelar. Detta på grund av att den högre effektöverföringen till köldmediet, som den ökade temperaturdifferensen medför, till viss del, motverkas av den lägre värmeledningsförmågan hos PCM:et. Dessutom upprätthålls differensen mellan PCM:ets smälttemperatur och köldmediets mättnadstemperatur - som är drivkraften för värmeöverföringen - under en kortare tidsperiod eftersom energilagringsdensiteten var drygt hälften av vattnets. Detta innebär att samma effekt endast kan överföras under hälften så lång tid som för vatten, då stelningen sker med dryga dubbla hastigheten. När stelningen är fullbordad, beror förångareffekten av rumstemperaturen och konvektionsmotståndet mellan energilager och rumsluften samt ledningsmotståndet genom den stelnade PCM-volymen. Det står klart att vatten är det bästa utav de undersökta alternativen för denna applikation. Att döma av figur 5, finns inte heller några starka utmanare med avseende på termiska egenskaper som eftersträvas för de förutsättningar som råder. Vägs dessutom vattnets oslagbara egenskaper i form av tillgänglighet, kostnad, kompabilitet med material, sensibla värmelagringsegenskaper, harmlöshet mot människa och natur, hanterbarhet och cykliska tålighet - är det svårt att se några fördelar med att välja något annat till fördel mot vatten. 24

30 Dimensionering Det visade sig vara mycket problematiskt att lösa uppgiften med dimensionering av förångarslingan genom med hjälp av traditionella värmetransports-beräkningar. Svårigheten låg i att identifiera de motstånd som uppstod till följd av isbildning och variationer av värmeövergångstal. Eftersom isfronterna mötte varandra och även energilagrets väggar efter en tids drift, kunde inte beräkningar göras under antagandet att isbildningen sker radiellt från röret och att isfronten hela tiden är i kontakt med vattenyta med temperaturen 0 C. Även i de fall då detta antagande kunde göras, infinner sig problem i form av att värmeövergångstalet på förångarens insida är okänt. För att fastställa detta krävs kännedom om exakt yttemperatur på rörets insida och exakt mättnadstemperaturen på köldmediet, samt hur dessa varierar längs med förångaren. Den dimensionerande förångarlängden kunde inte heller fastställas med hjälp av tryckfallsberäkningar. Anledningen var troligtvis att engångsförluster, till följd av rörets inre geometri, i förångaren bidrog till det höga totala tryckfallet,, i ekvation 19. Eftersom dessa oidentifierade engångsförluster inte kom till uttryck i ekvation 19, hamnade tryckfallsskulden på tvåfastryckfallet, vilket resulterade i längder för tvåfas-flödet som överskred den aktuella längden i prototypen, som tidigare fastställts vara tillräcklig för förångningen. Med detta nämnt kvarstår fortfarande det faktum att denna typ av tryckfall är mycket problematiskt att fastställa med kända samband i dagsläget, vilket kan avläsas tabell 1. Det är därför svårt att säga om tryckfallsmetodiken är något att förlita sig på även i det fall då, till synes, rimliga resultat erhålls av denna. Felkällor Under arbetets gång har ett flertal antaganden och förenklingar gjorts. Nedan diskuteras de felkällor som troligen haft störst inverkan på resultatet. Antagande om kompressoreffekt: Antagandet om att all effekt tillsatt kompressorn tillgodogjordes köldmediet var ett antagande som tidigt gjordes för att möjliggöra massflödesberäkningarna. Detta antagande får som konsekvens att massflödena som presenteras i figur 7 och 8 i realiteten är något lägre. Ett lägre massflöde innebär entalpierna som räknades fram i ekvation 13 också blir något lägre. Antagande om jämt fördelat flöde i förångarören: Eftersom köldmediet passerar en T- koppling med utgångarna i vertikalriktning, sker troligen en viss vätskeavskiljning i denna koppling innan köldmediet kommer in i energilagret. Detta innebär troligen att röret som kommer ifrån det nedåtriktade utloppet har en högre andel vätska än det som härrör från det uppåtriktade utloppet. Detta styrks av det faktum att det förstnämnda röret hade en kraftigare isbildning än det andra, vilket förmodligen beror på det högre energiupptaget en lägre ingående ånghalt medför. Exakt hur fördelningen av totalt massflöde och förhållandet mellan ånghalterna i rören ser ut var omöjligt att svara på, varför detta antagande om lika fördelning gjordes. 25

31 Feltolerans på termoelement: Mättnadstrycket vid -5 C är 243,5 kpa, och vid -3,5 är det 258,35 kpa (Çengel 2006, s.855). Jämförs denna tryckdifferens, 14,85 kpa, med det totalt uppmätta medeltryckfallet i förångaren, 45,6 kpa, kan slutsatsen dras att en felmätning på 1,5 C - som är termoelementets feltolerans - får en signifikant påverkan på det ingående trycket i förångaren. Varierad köldmediemängd: Det faktum att jämförelsen av energilagersfluider genomfördes under sämre förhållanden än de som rådde för dimensioneringen är givetvis olyckligt, men för själva jämförelsen har detta mindre betydelse. Fortsatt arbete Vidare studier skulle kunna beröra modellering för isbildningen - för att numeriskt lösa problemen med de termiska motstånden. Även om vatten ser ut att vara den bästa lösningen i dagsläget finns mycket att undersöka inom detta område. Exempelvis skulle ökad värmeöverförande yta på förångaren kunna undersökas kanske skulle flänsar kompensera för den låga värmeledningsförmågan hos PCM:er? Kanske skulle en slurry eller inkapslad PCM vara effektivare? Eftersom COP för värmepumpen minskar desto högre temperaturen inne i maskinen måste höjas, skulle möjligheten att värma denna till en något lägre temperatur kunna ge en god energivinst. 26

32 6. Slutsats Vatten är den fluid som påvisade bäst resultat som energilagersfluid, med avseende på effektupptag hos köldmediet och elförbrukning av värmepumpen. Vatten har även ett flertal andra fördelar, utöver dess termiska egenskaper, så som kostnad, tillgänglighet, återanvändbarhet, kompabilitet med material samt harmlöshet mot människa och natur. Angående dimensionering av förångaren kunde det fastslås att denna var överdimensionerad, och att den med fördel kan kortas av utan att förlänga processen eller öka energiåtgången. Hur överdimensionerad förångarslingan var kunde dock inte bestämmas, då studien visar att ingen av de två föreslagna metoderna var tillämpbara på uppgiften. Orsaken till detta var att svårigheten att fastslå hur stort värmeövergångsmotståndet var och hur det varierade under körning. Vidare att identifiera de engångsmotstånd som gav upphov till tryckfallet över förångaren. Utan tillräcklig kännedom om dessa, är tryckfallet över tvåfaslängden ej möjlig att beräkna med undersökta metoder. 27