Effektivare Kyla. En inventering. Jaime Arias Joachim Claesson Samer Sawalha Jörgen Rogstam

Transkript

1 Effektivare Kyla En inventering Jaime Arias Joachim Claesson Samer Sawalha Jörgen Rogstam 2004

2 SAMMANFATTNING Rapporten omfattar en förstudie inom området butikskyla för den svenska marknaden. Innehållet är baserat på tre pågående projekt vilka drivs av IUC i samarbete med KTH samt ett antal externa företag. Flera faktorer har påverkat energiförbrukningen i livsmedelsbutiker under de senaste åren såsom ökad försäljningen av dagligvaror, ersättning av CFC och HCFC köldmedier och krav på energieffektivisering. Livsmedelsbutiker är stora användare av energi i alla länder. I Sverige är den totala elanvändningen från livsmedelsbutiker cirka 1,8 TWh/år. År 2003 ökade försäljningen av livsmedel med 3.2 % i löpande priser i jämförelse med år Även försäljningen av djupfrysta livsmedel ökade år 2002 med 7 % i jämförelse med år Dessa ökningar kräver flera diskar, kylrum och kylanläggningar vilket ökar energikonsumtionen från livsmedelsbutiker. Förutsättningarna inom butikskylaområdet förändras ständigt vilket bl.a. märks på nyetableringarna. Storleken på nya butiker har varit ökande på bekostnad av de små under de sista decennierna men trenden bröts år 2003 när Lidl och Netto etablerade sig i Sverige. Värmeåtervinning från kylsystem är intressant ur ett energieffektiviseringsperspektiv. Det finns dock många fällor vid dimensionering och beräkningar på dessa system. Ofta överskattas den värme kylsystemen kan avge på vintern eftersom kyleffektbehovet minskar vid låga utomhustemperaturer på grund av de låga relativa fuktigheterna som förekommer i butikerna. Detta i sin tur påverkar kondensorvärmen och värmeåtervinningen. Kyleffektbehovet kan minska med 50% till 60% i jämförelse med den dimensionerade kyleffekten under de kalla dagarna på vintern när värmebehovet är som störst. Ett annat område med stor förbättringspotential är styr- och reglerområdet där bl.a. avfrostningsstrategier har visat sig intressant. Avfrostning sker ofta utan att det behövs och behovet minskar då vatteninnehållet i luften inne i butiken är lågt. Det visas i en undersökning att det är mer energieffektivt att låta luftkonditioneringsanläggningen torka tilluften än att låta detta ske i diskarna. Energiförbrukningen minskade med ungefär 1% per 1% minskad relativ fuktighet. Metoden för avfrostning är också avgörande. Att använda hetgasavfrostning istället för elavfrostning har visat sig kunna minska kostnaden för avfrostning med över 80 %. Koldioxid som köldbärare och köldmedium är högaktuellt och en snabb utveckling sker just nu. Det finns ett stort antal förslag på systemlösningar och här betraktas några av dem. Erfarenheterna så här långt är positiva med driftsäkra system som visat god ekonomi. Att CO 2 är effektivt vid lågtemperaturapplikationer är relativt väl befäst, men kombinationen med kyl och frys i ett och samma kaskadsystem är inte så väl utforskat. Rapporten ger en överblick över de erfarenheter som finns samt säkerhetsaspekter som gäller för användningen. i

3 FÖRORD Denna rapport är den första officiella rapporteringen från forskningsprogrammet Effektivare Kyla som drivs av IUC i samarbete med KTH. Inriktningen på de tre projekten i programmet är butikskyla, vilket möjliggjort en gemensam förstudie/inventering. Den här typen av samarbete och utbyte av information mellan projekten gör arbetet betydligt effektivare än om var och en gör sitt. Forskarna har och också jobbat ihop med planeringen av testsystemen, vilket öppnar för mer standardiserade lösningar och snabbare byggnation. Programmet är delfinansierat av energimyndigheten (STEM), vilket i detta fall betyder bidrag med 50% av medlen, under förutsättning att deltagande företag bistår med så kallade naturabidrag. I praktiken betyder det att företagen kan bidra med egna timmar, komponenter, rabatter, utrustning, etc. och projekten kan därmed tillgodoräkna sig motsvarande antal kronor från STEM. Den ekonomiska verkligheten är en utmaning och av ovanstående framgår att utan deltagande företag så är det en omöjlighet att bedriva den här typen av forskning. Vi i projekten måste således göra vad vi kan för att attrahera företag och generera intressanta resultat, eftersom vi inte har någon annan hållhake på inblandade parter. Om vi inte lever upp till förtroendet tappar vi deltagare och därmed de ekonomiska förutsättningarna. Samtidigt är det av största vikt att deltagarna framför sina synpunkter för att vi ska ägna oss åt rätt saker. Vår ambition med dessa projekt är att de ska vara marknadsnära och effektiva, och jag välkomnar läsarna att komma med synpunkter på innehållet. Förhoppning är att resultaten i denna skrift ska vara av intresse för er läsare, och att ni i fortsättningen finner ännu mer läsvärda nyheter från oss. Slutligen så vill jag framföra ett stort tack till KTH, forskarna, STEM och deltagande företag för ett gott samarbete! Jörgen Rogstam Projektledare, IUC December 2004 ii

4 INNEHÅLLSFÖRTECKNING SAMMANFATTNING I FÖRORD II INNEHÅLLSFÖRTECKNING III 1 INTRODUKTION 1 2 ENERGIANVÄNDNING I LIVSMEDELSBUTIKER BUTIKSPROFILER ENERGIFÖRBRUKNING KYLSYSTEM DIREKT SYSTEM FULLSTÄNDIGT INDIREKT SYSTEM DELVIS INDIREKT SYSTEM INDIREKT KASKADSYSTEM KÖLDMEDIEMÄNGDEN OCH KÖLDMEDIELÄCKAGE I LIVSMEDELSBUTIKER REFERENSER 19 3 PROJEKT 1: EFFEKTIVARE SYSTEMLÖSNINGAR, STYRNING OCH DRIFTÖVERVAKNING KONTROLLHÅRDVARA PC/PLC PID ON/OFF MANUELL / ANNAN FJÄRRSTYRNING / FJÄRRÖVERVAKNING KONTROLLSTRATEGIER/PRIORITETSSTYRNING KYLA AVFROSTNING Behovsindikering för avfrostning 22 iii

5 Utförande av avfrostning VÄRME ENERGIEFFEKTIVT REGLERPRINCIPER PID/Traditionell reglering Neurala nätverk KOMPONENTER EXPANSIONSANORDNING Fast strypning / kapillärrör Flottörtyper Termostatisk expansionsventil Elektrisk expansionsventil Ejektor KOMPRESSOR OCH KAPACITETSREGLERING On/Off Suggasreglering Varvtalsreglering PUMPAR & FLÄKTAR Pumpar Kapacitetskontroll Fläktar Kapacitetskontroll VÄRMEVÄXLARE Direktexpansionsförångare (DX) Flödande förångare SYSTEM OCH ÖVERGRIPANDE KONTROLL, NU OCH FRAMTIDA SLUTSATSER REFERENSER 36 4 PROJEKT 2: MILJÖVÄNLIGA KÖLDMEDIER CO CO 2 IN SUPERMARKET REFRIGERATION SYSTEM SOLUTIONS Indirect Arrangement 41 iv

6 Cascade Systems CO 2 Only systems COMPARATIVE ANALYSIS DEFROST SYSTEM SAFETY CONSIDERATIONS CO 2 SUPERMARKET REFRIGERATION TECHNOLOGY IN SWEDEN SYSTEM SOLUTIONS Indirect Arrangement Cascade Systems CO 2 Only systems INSTALLATIONS SPECIFICATIONS SYSTEM COMPONENTS DEFROST SYSTEMS EXISTING TECHNIQUES SAFETY CONSIDERATIONS CONCLUSION REFERENCES 66 5 PROJEKT 3: VÄRMEÅTERVINNING FRÅN KYLANLÄGGNINGAR SAMT SYSTEM MED FLYTANDE KONDENSERING INTRODUKTION VÄRMEÅTERVINNING FLYTANDE KONDENSERING VÄRMEÅTERVINNING OCH FLYTANDE KONDENSERING BLANDNINGSPUNKTER CYBERMART TEORETISK JÄMFÖRELSE MELLAN VÄRMEÅTERVINNING OCH FLYTANDE KONDENSERING SLUTSATSER REFERENSER 81 v

7 1 INTRODUKTION Tillsammans med KTH och branschföretag har IUC startat forskningsprogrammet Effektivare Kyla med fyra delprojekt. Den gemensamma nämnaren är energieffektivisering och kunskapsöverföring. I den föreliggande rapporten presenteras en gemensam förstudie för tre av projekten. Målet med programmet är att utveckla effektivare kylprocesser genom att bedriva tillämpad forskning i IUC s fullskalelaboratorium, samt att kommunicera forskningsresultaten snabbt och effektivt till kylbranschens företag och slutanvändare. De tre forskningsprojekten har titlarna: Effektivare systemlösningar, styrning och driftövervakning, Miljövänliga köldmedier CO 2 och Värmeåtervinning ur kylanläggningar samt flytande kondensering. Projekten är företagsneutrala och resultaten tillgängliga för allmänheten där förhoppningen är en snabb överföring till slutanvändarna. På sikt ska detta också ge förutsättningar till nya svenska företag med nya tjänster och komponenter samt även goda möjligheter till export av kunskap. Projekten genomförs i samarbete mellan IUC och KTH/Energiteknik där IUC har det övergripande ansvaret. KTH ansvarar för forskare och det vetenskapliga innehållet. Projektgrupperna består av representanter för IUC, KTH och kylbranschen. Nedan ges en kondenserad introduktion till de tre projekten. Projekt 1. Effektivare systemlösningar, styrning och driftövervakning Dagens komplexa kylsystem har sällan en övergripande reglering utan styrs av många individuella kontrollsystem. Injustering och övervakning blir ofta svår och tidsödande. Bakgrund Det finns i Sverige ca 7000 butiker med kommersiell kyla. Övervakning och reglersystemen är inte särskilt sofistikerade. Modern reglerteknik och senaste informationsteknologi ger stora möjligheter att spara energi. Mål Att utveckla styr- och reglersystem som sparar energi och arbetskraft genom effektivare driftsövervakning och elanvändning. Att utvärdera funktionen hos på marknaden förekommande komponenter till styr- och reglersystem för kyl- och frysanläggningar. Att föreslå förbättringar, standardiserade lösningar och allmänna rekommendationer för systemlösningar. Att utvärdera möjligheterna till att på distans, via digital dataöverföring, övervaka, styra och feldiagnostisera kyl- och frysanläggningar. Organisation Projektet genomförs i samarbete mellan IUC och KTH/Energiteknik. IUC har det övergripande ansvaret. KTH ansvarar för forskare och det vetenskapliga innehållet. Projektet har en styrgrupp med representanter för IUC, KTH och kylbranschen. Tidplan Projektet som löper under tre år startades 1:a juli 2004 och ska vara avslutat 1:a juli

8 Projekt 2. Miljövänliga köldmedier CO2 Trenden mot naturliga köldmedier är tydligare än någonsin. Koldioxid som funnits på marknaden några år erbjuder intressanta möjligheter för både indirekta och direkta system. Bakgrund Kylsystemen i Sveriges butiker använder i första hand syntetiska köldmedier, HFC-medier. Starka krafter agerar för att de ska förbjudas på grund av dess kraftiga växthuseffekt. Under den senaste tioårsperioden har intresset för koldioxid som köldmedium ökat markant. Mål Att utveckla systemlösningar för miljövänliga och energieffektiva system med koldioxid som köldmedium eller köldbärare (indirekta och direkta system). Att finna tumregler för högsta effektivitet såsom pumpeffekter och cirkulationstal för maximal värmeöverföring. Att rekommendera lösningar för avfrostning samt säkerhetssystem. Organisation Projektet genomförs i samarbete mellan IUC och KTH/Energiteknik. IUC har det övergripande ansvaret. KTH ansvarar för forskare och det vetenskapliga innehållet. Projektet har en styrgrupp med representanter för IUC, KTH och kylbranschen. Tidplan Projektet som löper under tre år startades 1:a juli 2004 och ska vara avslutat 1:a juli Projekt 3. Värmeåtervinning från kylanläggningar samt system med flytande kondensering Kylsystemen står för en stor del av energikostnaden i Sveriges butiker. Denna skulle kunna minskas betydligt genom värmeåtervinning eller sänkt temperatur för värmeavgivningen beroende på årstid. Bakgrund Sveriges kylanläggningar avger omkring 18 TWh värme årligen. Denna värme skulle kunna användas för att värma lokaler eller tappvarmvatten. När värmeåtervinning inte är lämplig kan man sänka kondenseringstemperaturen. Nya expansionsventiler har öppnat nya möjligheter. Mål Att utvärdera komponenter och systemlösningar för värmeåtervinning från kylanläggningar och föreslå förbättringar, standardiserade lösningar och allmänna rekommendationer. Att utvärdera komponenter och systemlösningar för att åstadkomma lägsta möjliga kondenseringstemperatur vid varje driftfall och föreslå förbättringar, standardiserade lösningar och allmänna rekommendationer. 2

9 Organisation Projektet genomförs i samarbete mellan IUC och KTH/Energiteknik. IUC har det övergripande ansvaret. KTH ansvarar för forskare och det vetenskapliga innehållet. Projektet har en styrgrupp med representanter för IUC, KTH och kylbranschen. Tidplan Projektet som löper under tre år startades 1:a juli 2004 och skall vara avslutat 1:a juli

10 2 ENERGIANVÄNDNING I LIVSMEDELSBUTIKER 1 Flera faktorer har påverkat energiförbrukningen i livsmedelsbutiker under de senaste åren som ökning av försäljningen av dagligvaror, ersättning av CFC och HCFC köldmedier och energieffektivisering. År 2003 ökade försäljningen av livsmedel med 3,2% i löpande priser i jämförelse med år 2002 (Supermarket 2004). Även försäljningen av djupfrysta livsmedel ökade år 2002 med 7% i jämförelse med år 2001 (Swedish Frozen Food Institute. 2002). Dessa ökningar kräver flera diskar, kylrum och kylanläggningar vilket ökar energikonsumtionen från livsmedelsbutiker. Ersättningen av CFC och HCFC köldmedier har också påverkat energiförbrukningen i livsmedelsbutiker. Nya kylanläggningar har utvecklats för att minska köldmediemängden och läckage från kylsystem. Fullständigt indirekt system, och delvis indirekt system är några av de systemlösningar som används mest i livsmedelsbutiker idag. Energieffektivisering har också påverkat energiförbrukningen i livsmedelsbutiker. Energieffektiva komponenter och system, som belysning, ventilation, kylmaskiner, diskar, belysning, pumpar, fläktar mm., har installerats i många butiker för att minska deras energiförbrukning. 2.1 BUTIKSPROFILER Livsmedelsbutiker finns i olika storlekar och typer beroende på butikskedja. Antal butiker i Sverige har varierat från cirka år 1970 till ungefär 6100 år Fyra butikskedjor (ICA, KF, Axfood och Bergendahl) dominerade marknaden tills förra året när lågpriskedjorna Netto och Lidl etablerade sig i Sverige. Dagligvarumarknaden 2003 presenteras i Tabell 2-1 (Supermarket 2004). De 2310 övriga dagligvarubutikerna är fristående dagligvarubutiker och trafik- och service butiker utan kopplingar till de sex säljgrupperna. Tabell 2-1: Dagligvarumarknaden (Källa: Supermarkets 2004) Dagligvarumarknaden 2003 ICA-handlarna 1791 Kooperationen 879 Axfood-sfären 890 Bergendahlsgruppen 129 Netto 28 Lidl 28 Övriga dagligvarubutiker 2310 Total 6060 Den största butikskedjan i Sverige, med avseende på omsättningen, är ICA Sverige AB med cirka 1790 butiker. De butiksprofiler som finns i ICA Sverige visas i Tabell Författare: Jaime Arias 4

11 Tabell 2-1: Butiksprofiler i ICA Sverige 2003 ICA Sverige ICA Maxi 34 ICA Kvantum 124 ICA Supermarket 532 ICA Nära 978 ICA Express 123 Total 1791 Den andra största butikskedjan i Sverige är Kooperationen med cirka 880 butiker. De butiksprofiler som finns i Kooperationen visas i Tabell 2-2. Tabell 2-2: Butikstyper i Kooperationen 2003 Kooperationen COOP Forum 43 COOP Konsum/Extra 355 Föreningsägda butiker 481 Total 879 Den tredje största butikskedjan i Sverige är Axfood AB med cirka 890 butiker. De butiksprofiler som finns i Axfood AB visas i Tabell 2-3. Axfood AB Tabell 2-3: Butiksprofiler i Axfood 2003 Hemköps/Billhälls 88 Spar/Eurospar 129 Vivo Stockholm 84 Övriga allivsbutiker 26 Willys 81 Willys Hemma 46 Rätt Pris 13 Övriga lågprisbutiker 19 Spec. Servicebutiker 404 Total 890 Den fjärde butikskedjan i Sverige är Bergendahlsgruppen med cirka 32 butiker. De butiksprofiler som finns i Bergendahlsgruppen visas i Tabell

12 Tabell 2-4: Butiksprofiler i Bergendahlsgruppen 2003 Bergendahlsgruppen Ags Favör 17 City Gross 5 Eko 10 Total 32 Nybyggandet av nya butiker präglades av de stora säljande butikerna på bekostnad av de små under de sista decennierna. Under år 2002 öppnades 27 nya butiker med en snittyta på cirka 2400 m 2. Trenden avbröts år 2003 när Lidl och Netto etablerade sig i Sverige. Under år 2003 byggdes 59 nya butiker med en snittyta på cirka 1600 m 2 (av dessa byggde Lidl och Netto 38 butiker). Lidl och Netto är lågprisbutiker med begränsade säljytor. Lidls butiker har en snittyta på 1200 m 2 medan Nettos butiker har en snittyta på 700 m 2 (Supermarket 2004). I Figur 2-1 presenteras genomsnittlig säljyta och antal nyetableringar mellan 1997 och 2003 Nyetablering av livsmedelsbutiker Genomsnittlig säljyta Antal nyetableringar 60 Yta m nya butiker per år År 0 Figur 2-1: Nyetablering av livsmedelsbutiker (Supermarket 2004). Den totala omsättningen från livsmedelsbutiker ökade med 4,9 % under 2003 i jämförelse med Det är framför allt de stora butikerna som omsätter mest. 6

13 Tabell 2-5: Procent av den totala omsättningen för fyra olika butiksgrupper. Omsättning högre än 50Mkr Omsättning 20-50Mkr Omsättning 10-20Mkr Omsättning mindre än 10Mkr % 27% 11% 16% % 27% 11% 15% % 26% 10% 15% % 24% 9% 14% % 23% 8% 13% % 23% 8% 12% % 20% 7% 12% % 19% 6% 12% Under 1995 hade de 700 större butikerna, med en omsättning högre än 50 miljoner per år, ungefär 46% av den totala omsättningen från butikerna. Under 2002 hade de butiker med en omsättning högre än 50 miljoner per år växt till närmare 900 butiker och hade ungefär 63% av den totala omsättningen från butikerna. Å andra sidan hade de 3400 butikerna med en omsättning lägre än 10 miljoner per år ungefär 12 % av den totala omsättningen av butiker år Antal butiker med en omsättning lägre än 10 miljoner per år minskade med ungefär 440 butiker under perioden (Supermarket 2000; Supermarket 2002). Tabell 2-5 visar procent av den totala omsättningen för fyra butiksgrupper. En mellanstor butik har en årlig omsättning på cirka 35 miljoner kronor. I en representativ butik kan kostnader och vinst delas upp enligt diagrammet som visas i Figur 2-2 (Furberg 2000). Kostnaderna av den totala omsättningen för varuinköp är ungefär 76%, löner 11%, hyror 3%, marknadsföring 2%, andra kostnaderna 4% och energikostnaderna 1%. Vinsten ar ungefär 3% av den totala omsättning. Energikostnaderna verkar marginella i jämförelse med de andra kostnaderna men en halvering av energikostnaderna motsvarar en vinstökning på 17%. Kostnadsstruktur och vinst Marknadsföring 2% Energi 1% Andra 4% Vinst 3% Hyror 3% Löner 11% Varuinköp 76% Figur 2-2: Kostnadsstruktur och vinst i livsmedelsbutiker. 7

14 2.2 ENERGIFÖRBRUKNING Livsmedelsbutiker är stora användare av energi i alla länder. I Sverige är den totala elanvändning från livsmedelsbutiker cirka 1,8 TWh/år. Energiförbrukning i en mellan stor butik kan delas upp enligt Figur 2-3. Ungefär 47% av den totala energiförbrukningen används för kyl- och frysändamål, 27% används för belysning, 13% används för fläkt och klimat, 3% används i köket, 5% utomhus och 5% är övrigt (Furberg 2000). Energianvändning i en livsmedelsbutik Kök 3% Utomhus 5% Övrigt 5% HVAC 13% Kylsystem 47% Belysning 27% Figur 2-3: Fördelning av energiförbrukning i en livsmedelsbutik I en utredning som ICA Fastighets AB gjorde år 1996 noteras att energiförbrukningen i en genomsnittlig livsmedelsbutik är 421 kwh/m 2 och år, och att denna varierar beroende på butikens storlek och roll på dagligvarumarknaden. För en stormarknad (7000 m 2 ) är den totala energiförbrukningen 326 kwh/ m 2 och år, medan för en liten områdesbutik (600 m 2 ) är den totala energiförbrukningen 471 kwh/ m 2 och år. I Tabell 2-6 presenteras den totala energiförbrukningen för respektive butikstyp. Tabell 2-6: Energiförbrukning i olika butikstyper. Butikstyp Antal Genomsnittlig uppvärmd yta Energiförbrukning/ m 2 uppvärmd yta Områdesbutik liten m kwh/m 2 år Områdesbutik mellan m kwh/m 2 år Områdesbutik stor m kwh/m 2 år Storbutik m kwh/m 2 år Stormarknad m kwh/m 2 år Lågpris m kwh/m 2 år Det finns en avsevärd potential i energieffektivisering i butiker. Det kan röra sig om effektivare kylmaskiner, värmeåtervinning, flytande kondensering, anpassning av belysning, nattäckning av diskar, bättre styrning, effektivare, pumpar och fläktar mm. Återvinning av kondensorvärme för uppvärmning av byggnaden är ett sätt att optimera energiförbrukningen i butiker. Värmeåtervinning minskar kostnaderna för uppvärmningen samt minskar användningen av fossila 8

15 bränslen. Nackdelen med värmeåtervinning är den höga kondenseringstemperaturen som krävs för att utnyttja kondensorvärme som i sin tur ökar energiförbrukningen från kylmaskinerna. Ett alternativ till värmeåtervinning är flytande kondensering där kondenseringstemperaturen varierar med utetemperaturen. Vid låga utetemperaturer minskar kondenseringstemperaturen och därmed energiförbrukningen från kylmaskinerna. Belysningen står för ungefär % av energiförbrukning i livsmedelsbutiker. Genom att planera bättre, och använda effektiva armaturer, ljuskällor, högfrekvensdrift (ca 35 khz), och tidsstyrning kan belysningen göras mycket bättre och effektivare (Öfverholm 1999) Kyldiskar är också stora energianvändare i livsmedelsbutiker, särskilda öppna vertikala kyldiskar. Anledning till detta är den stora öppna ytan mot omgivningen och de stora varuvolymer som denna typ av disk kan lagra och exponera på en liten butiksyta. I Figur 2-4 visas en öppen vertikal kyldisk. Fukt och värmeöverföring mellan varorna i disken och butikens klimat påverkar kylbehovet, avfrostningar och kondens på varor och väggar i disken. Mellan 60 till 70% av kylbehovet från öppna vertikala kyldiskar kommer från infiltrationen. Om dörrar skulle installeras på diskarna, skulle kylbehovet från diskarna minska avsevärt. Orsaken till dörrarnas frånvaro på vertikala kyldiskar är att dessa utgör ett hinder mellan kunderna och varorna. Dörrarna kan stoppa kundens impulsen att köpa en ny vara. Resultatet från ett laboratorietest som utfördes på en vertikal kyldisk med och utan dörrar visar att kylbehovet från disken minskar med 68% (Faramarzi 2002). Figur 2-4: Öppen vertikal kyldisk. 2.3 KYLSYSTEM Avveckling av CFC och HCFC köldmedier har påverkat kylanläggningar i livsmedelsbutiker. Nya systemlösningar med såväl delvis som fullständigt indirekt kylsystem har utvecklas för att minimera köldmediemängden och köldmedieläckage från kylsystemet. Ett exempel på det finns på ICA Fokus i Lund där 36 kg ammoniak ersatt sammanlagt 500 kg köldmediet CFC. HFC köldmedier har introduceras i de flesta butiker för att ersätta de ozonskadliga köldmedierna. Några butiker har också börjat använda koldioxid som köldmedium i anläggningar med såväl kaskad som transkritiska system Direkt system Direkt centraliserade system har varit dominerande på marknaden under de senaste decennierna. Fram till år 1995 var nästan alla kylsystem i livsmedelsbutiker direkt centraliserade system. Det största problemet med DX system är de stora köldmediemängder som finns i kylmaskinerna. I ett DX system cirkulerar köldmediet från maskinrummet, där kompressorerna finns, till kyldiskar i säljområdet, där köldmediet förångas, och till 9

16 kondensorerna på taket, där köldmediet kondenseras. Systemet kräver långa rör med köldmedium för att koppla de olika komponenterna i kylsystemet. I Figur 2-5 presenteras ett DX system. Direct system Condensers Racks of Compressors Machine room Sales Area Evaporator Deep-freeze display cabinet Display cabinet Evaporator Figur 2-5: Direkt System. Fördelar och nackdelar med direkt system beskrivs med hjälp av SWOT - metoden (Strengths Weaknesses, Opportunities and Threats) i Tabell 2-7 Tabell 2-7: SWOT av direkt system. Styrkor - Bra verkningsgrad - Mindre komponenter än Indirekt system - Lägre investerings kostnader än indirekta system - Tätare system Möjligheter - Det går att reducera köldmediemängden genom att decentralisera systemet Svagheter - Stor köldmediemängd - Stor risk för läckage - Ingen ammoniak eller HC köldmedier Hot - En skärpt miljölagstiftning som reglerar läckagens storlek och köldmediemängden En annan typ av DX system är det så kallat distributed system där kompressorerna finns nära diskarna och kondensorerna på taket. Systemet minskar köldmediemängden med ungefär 25% (Bivens 2004) i jämförelse med centraliserade DX system. Systemet presenteras i Figur

17 Distributed System DX Condensers Sale Area Refrigerant Racks of Compressors Evaporator Deep freeze display cases Display cases Figur 2-6: Distributed system DX Fullständigt Indirekt System Nya kylanläggningar med indirekt system har introducerats i livsmedelsbutiker för att minska köldmediemängden och köldmedieläckage. Indirekta system finns i olika former. En av dem är fullständigt indirekt system som visas i Figur 2-7. I systemet finns det två olika vätskekylaggregat med olika köldbärare, kylmedel och temperaturer. Köldbärare på kylsidan har ofta en framledningstemperatur på ungefär -8 C och en returtemperatur på ungefär - 4 C. Köldbärarens framledningstemperatur på fryssidan är ungefär -32 C och returtemperaturen är ungefär - 29 C. Köldbärare kan vara en enfasig köldbärare som propylenglykol, etylalkohol eller potasium format eller en fasändrande köldbärare som koldioxid eller issörja. Kylmedel används för att transportera värmen från kondensorerna som finns i maskinrummet till en kylmedelkylare som finns på taket. Kylmedel har ofta en dimensionering framledningstemperaturen på ungefär 38 C och en returtemperatur på ungefär 32 C. De extra temperaturdifferenser som erhålls i indirekta system kräver större energi från kompressorerna än DX system. Systemet kräver också fler komponenter som värmeväxlare och pumpar som också ökar investeringskostnaderna. Eftersom köldmediet endast cirkulerar i maskinrummet kan man utnyttja naturliga köldmedier som ammoniak, propan eller propen. Fördelar och nackdelar med fullständigt indirekt system beskrivs med hjälp av SWOT-metoden i Tabell

18 Completely Indirect System Dry Coolers Coolant fluids Chillers Pump Machine room Brine 1 Brine 2 Sales Area Deep-freeze display cases Display cases Figur 2-7: Fullständigt indirekt system Tabell 2-8: SWOT av Fullständigt Indirekt System Styrka - Mindre köldmediemäng-den än DX system - Enklare och billigare service - Naturliga köldmedier Möjligheter - Fasändrande köldbärare: Issörja och CO 2. Svagheter - Lägre verkningsgrad än DX system. - Högre pumparbete - Risk för korrosion - Högre investeringskostna-derna än DX system Hot - Förbättrade DX system Fullständigt indirekta system kan förbättras genom att underkyla köldmediet efter kondensorn på fryssidan med hjälp av köldbäraren på kylsidan. Köldmedietemperaturen efter underkylning kan vara ungefär 5 C. Fullständigt indirekt system med underkylning visas i Figur

19 Dry coolers Coolant Fluid Mechanical Subcooling Evaporator Machine Room Pump Brine 2 Sales Area Brine 1 Deep-freeze display cases Display cabinet Figur 2-8: Fullständigt indirekt system med underkylning Inverkan från underkylning på fryssidan presenteras i en h log P diagram för R404A i Figur P [kpa] R404A 0,9 Subcooling 1 kj/kg-k 40 C C About 30% of Q C h [kj/kg] Figur 2-9: H log P diagram för R404A som visar inverkan från underkylning på fryssydan. 13

20 2.3.3 Delvis Indirekt System Systemlösningen med Delvis indirekt system som används mest i livsmedelsbutiker presenteras i Figur Partially Indirect System Dry Coolers Coolant Fluid Refrigerant Machine Room Sale Area Brine Evaporator Deep-freeze display cases Display cases Figur 2-10: Delvis indirekt system Systemet har ett fullständigt indirekt system på kylsidan och ett delvis indirekt system på fryssidan det vill säga direkt system på förångare sidan och indirekt system på kondensor sidan. Fördelar och nackdelar med delvis indirekt system beskrivs med hjälp av SWOT-metoden i Tabell 2-9. Tabell 2-9: SWOT av Delvis Indirekt System Styrka - Mindre köldmediemängd än DX system - Enklare och billigare service Möjligheter - Underkylning av kylsystemet på fryssidan. - Fasändrande köldbärare: Issörja Svagheter - Större köldmediemängd än Fullständigt indirekt system. - Risk for korrosion - Högre investeringskostna-derna än DX system Hot - Ett skärpt miljölagstifning som reglerar läckagens storlek och köldmediemängden Indirekt Kaskadsystem Indirekt kaskadsystem är en intressant lösning för att minska tryckförhållanden på fryssidan. Köldbärare på kylsidan har en framledningstemperatur på ungefär -8 C och en returtemperatur på ungefär -4 C. Köldbärarens framledningstemperatur på fryssidan är ungefär -32 C och returtemperaturen är ungefär -29 C. Kylmedlet har en 14

21 framledningstemperatur på ungefär 38 C och en returtemperatur på ungefär 32 C. Kondensorvärme från kylsystem på fryssidan transporteras bort med hjälp av köldbäraren på kylsidan. Kondensortemperaturen på fryssidan är ungefär 0 C som ökar COP för kylmaskinen. Nackdelen är den ökningen av kylbehovet och kompressoreffekten från kylmaskinen på kylsidan för att ta hand om värmen från kondensorerna på fryssidan. Cascade System A Dry Cooler Machine Room Coolant Fluid Chiller Pump Chiller Brine 1 Brine 2 Sales area Deep-freeze display cases Display cases Figur 2-11: Indirekt Kaskadsystem A. Fördelar och nackdelar med indirekt kaskadsystem A beskrivs med hjälp av SWOT-metoden i Tabell 2-10 Tabell 2-10: SWOT av Indirekt Kaskadsystem A Styrka - Mindre köldmediemängd än DX system - Enklare och billigare service - Naturliga köldmedier - Lägre tryckförhållande på frysidan Möjligheter - Fasändrande köldbärare: CO 2. Svagheter - Lägre verkningsgrad än DX system. - Högre dimensionering av kylsystemet på kylsidan - Risk för korrosion - Högre investeringskostnader Hot - Förbättrade DX system En annan kylanläggning med Indirekt kaskadsystem presenteras i Figur I systemet har varje frysdisk och frysrum sitt kylsystem vars kondensor kyls med köldbärare på kylsidan. 15

22 Cascade System B Coolant Fluid Dry Cooler Chiller Sale Area Machine Room Pump Brine 1 Brine 2 Deep-freeze display cases Display cases Figur 2-12: Indirekt Kaskadsystem B Fördelar och nackdelar med indirekt kaskadsystem A beskrivs med hjälp av SWOT-metoden i Tabell Tabell 2-11: SWOT av Kaskadsystem B Styrka - Mindre köldmediemängd än DX system - Enklare och billigare service - Naturliga köldmedier - Lägre tryckförhållande på frysidan Svagheter - Lägre verkningsgrad än DX system. - Högre dimensionering av kylsystemet på kylsidan - Risk för korrosion - Högre investeringskostna-derna - Lägre pumparbete på fryssidan Möjligheter - Fasändrande köldbärare: CO 2. Hot - Förbättrade DX system Köldmediemängden och köldmedieläckage i livsmedelsbutiker. Karolin Engsten och Jenny Lindh genomförde en studie om köldmedieläckage i ungefär 500 livsmedelsbutiker i Sverige under perioden (Engsten 2004). I studien ingick alla COOP butiker och några butiker från ICA och VIVO från Stockholm. Resultat från studien visar bland annat på hur köldmediedistribution har ändrats i livsmedelsbutiker från 1996 till Figur 2-13 presenterar köldmediedistribution från 496 COOP butiker år Figuren visar att ungefär 40% av de 496 butikerna använde R22 som köldmedium och att 65 % av dessa butiker använde CFC eller HCFC köldmedier. 16

23 Refrigerant distribution 1996 R404A 17% Other 0% R12 10% R502 15% R134a 18% R22 40% Figur 2-13: Köldmediedistribution från 496 livsmedelsbutiker i Sverige år 1996 (Engsten 2004). Köldmediedistributionen ändrades drastisk från 1996 till 2003 i COOPs butiker. Figur 2-14 presenterar köldmediedistributionen från 371 COOP butiker år Figuren visar att det dominanta köldmediet år 2003 var R404A. Ungefär 70% av de 371 COOP butikerna använde R404A år Ett annat HCF köldmedium som var installerat i ungefär 4% av dessa butiker år 2003 var R134a. Figuren visar också att CFC köldmedier var borta från de 371 COOP butikerna år 2003 och att R22 fanns kvar i ungefär 4% av butikerna. Refrigerant distribution 2003 Other 2% R22 4% R134a 24% R404A 70% Figur 2-14: Köldmediedistribution från livsmedelsbutiker i Sverige år 2003 (Engsten 2004). 17

24 Köldmedieläckage från 508 butiker (488 butiker från COOP och 20 butiker från ICA och VIVO i Stockholm) år 1996 och 403 butiker (371 butiker från COOP och 32 butiker från ICA och VIVO i Stockholm) år 2003 presenteras i Tabell Tabell 2-12: Köldmedieläckage från ungefär 450 butiker i Sverige mellan (Engsten 2004). År COOP butiker ICA - VIVO butiker Antal Butiker Köldmediemängd [Kg] Läckage [Kg] Läckage [%] Mängd /Butik [kg] Läckage /Butik [kg] ,2% 128,3 15, ,1 125,2 17, ,2 122,1 16, ,6 117,8 14, ,5 126,0 15, ,6 121,8 10, ,6 118,0 10, ,2 117,2 13,1 Den totala köldmediemängden i de 508 butikerna år 1996 var ungefär 65 ton. Den totala köldmediemängden i de 403 butikerna år 2003 minskade till cirka 47 ton. Den totala köldmediemängden per butik minskade från ungefär 128 kg år 1996 till cirka 117 kg år Total leakage (~ 450 stores) ,0% Leakage per total installed amount 14,0% 12,0% 10,0% 8,0% 6,0% 4,0% 12,2% 14,1% 13,2% 12,6% 12,5% 8,6% 8,6% 11,2% 2,0% 0,0% Figur 2-15: Köldmedieläckage från ungefär 450 butiker mellan (Engsten 2004) Köldmedieläckage, från de butiker som ingick i studien, minskade från 14,1% av den totala köldmediemängden år 1997 till 8,6% av den totala köldmediemängden år Anledningen till detta var ett nytt avtal mellan COOP och deras service företag som gav ansvar för köldmediefyllning och förebyggande av köldmedieläckage till serviceföretagen. År 2003 ökade köldmedieläckage till 11,2% av den totala köldmediemängden. Anledningen till detta är oklar (Engsten 2004). Figur 2-15 visar köldmedieläckage från de butiker som ingick i studien mellan år 1996 och år

25 2.4 REFERENSER Christensen, K. G. and P. Bertilsen (2003). Refrigeration System In Supermarkets With Propane And CO 2 - Energy Consumption And Economy. 21st IIR International Congress of Refrigeration, Washington, D.C., USA. Bivens, D., Gage, C. (2004). Commercial Refrigeration System Emissions. The Earth Technologies Forum. Washington, D.C. Engsten, K., Lindh,L., (2004). Refrigerant Management: The Issue of Minimizing Refrigerant Emissions. Department of Energy Technology. Stockholm, Royal Institute of Technology: 131. Faramarzi, R. T., Coburn, B.A., Sarhadian R., (2002). Performance and Energy Impact of Installing Glass Doors on an Open Vertical Deli/Diary Display Case. ASHRAE Transaction. 108(1): Furberg, R., Norberg, C., (2000). Energy efficiency in Supermarkets. Project work in Business, Technology and Leadership. Stockholm, Royal Institute of Technology. Supermarket (2000). Vem är Vem D. Jansson. Västerås, Sweden, ICA Förlaget AB. 5-6: 214. Supermarket (2002). Vem är Vem D. Jansson. Västerås, Sweden, ICA Förlaget AB. 5-6: 214. Supermarket (2004). Vem är Vem D. Jansson. Västerås, Sweden, ICA Förlaget AB. 4-5: 222. Swedish Frozen Food Institute. (2002). Statistic for Frozen Food Stockholm: 22. Öfverholm, E., Holmberg, J., (1999). Lighting in Supermarkets. Eskilstuna, Sweden, Swedish Energy Agency:

26 3 PROJEKT 1: EFFEKTIVARE SYSTEMLÖSNINGAR, STYRNING OCH DRIFTÖVERVAKNING KONTROLLHÅRDVARA För att livsmedelsbutiken skall kunna tillhandahålla kunderna de varor som de eftersöker måste kylmaskiner användas. Dock behövs de kanske inte dygnet runt. Det kan således vara energi- och kapitalslöseri att kontinuerligt köra kylmaskinerna. Hur mycket skall de köras då? Ja, det kanske mest kända svaret är tillämpligt även här: Det beror på. Hur mycket kylmaskinerna skall användas beror på olika saker, t.ex. årstid och kundgenomströmning för att nämna två. För att anpassa driften av maskinerna kan ett eller flera av dessa parametrar användas. I alla avseende måste maskinerna i enklaste fallet startas och stoppas. Detta utförs av kontrollhårdvaran. Flera typer av kontrollhårdvara finns tillgänglig. Vi tänker kortfattat redogöra för dessa här och indikera vilka som är vanligt ute bland butikerna PC/PLC Den mest avancerade styrlösningen är att installera ett komplett PLC system, där ett stort antal indata och utdata kan användas. Dessa typer av system används sedan länge inom processindustrin. PLC kan vara ganska dyr, i förhållande till andra enklare lösningar. Dock är kontrollmöjligheterna avsevärt bättre än enklare lösningar. PLC/PC lösningar börjar förekomma mer frekvent i nyinstallationer, och får väl anses vara den mest flexibla och lovande lösningen PID On/Off Med PID avses regulatorer som utifrån ett mätvärde justerar utsignalen så att mätvärdet strävar mot ett önskat börvärde. PID-regulatorer finns det ett antal av i en PLC. En PID-regulator styr ofta enbart ett objekt, t.ex. varvtalet på en fläkt eller pump, en shuntventil eller liknande. Dessutom kan den styra kompressorns varvtal för att anpassa kyleffekten. Den lösningen är ännu inte speciellt vanlig. Istället används oftast on/off reglering av kylmaskinerna. Om ett antal kylmaskiner finns parallellt kan detta ge en ganska god reglering av kyleffekten. Generellt kan sägas, ju fler komponenter som parallellt kan on/off-regleras desto bättre blir regleringen. Om oändligt antal små parallella komponenter kan on/off-regleras fås just en kontinuerlig reglering, som ju också erhålls vid PID-reglering. En vanlig lösning i butikskyla är att on/off reglera kylkapaciteten genom att använda två eller flera parallella kylmaskiner. Samtidigt regleras fläktvarvtal och kondenseringstemperatur genom PID-regulatorer. Pumpar brukar inte regleras Manuell / Annan Den enklaste, men inte vanligt förekommande, lösningen är att manuellt starta och stanna kylmaskiner. Någon reglering är ju inte då att tala om, utan maskinerna körs likadant hela dagen Fjärrstyrning / Fjärrövervakning PLC/PC styrning av butikskylan möjliggör att även fjärrstyra och fjärrövervaka. Detta är kanske inte frekvent förekommande men börjar dyka upp lite oftare, t.ex. RADAR från York Refrigeration och ADAP-KOOL från Danfoss. Anledningen kan vara att drift och service av maskinerna läggs ut på entreprenad och dessa servicefirmor övervakar då maskineriet central, och skickar ut personal vid behov. Detta kan förväntas att öka i framtiden då kostnaden på tekniken sjunker och energikostnaden ökar. Specialiserade drift- och servicefirmor kan förväntas vara bättre på energieffektiv drift än den lokale butiksägaren. 2 Författare: Joachim Claesson 20

27 3.2 KONTROLLSTRATEGIER/PRIORITETSSTYRNING Den absolut viktigaste parametern är att hålla varorna kalla, dvs. producerande av kyla är viktigast. Detta är ju självklart, syftet med butiken är att sälja varor, bland dessa även kylda varor. Men, efter kylda varor kan man tänka sig ett antal parametrar som kan kontrolleras eller styras Kyla Som redan nämndes är kyla det absolut viktigaste parametern. Däremot behövs lagom mycket kyla, vilket generellt kan sägas varierar över dygnet och året. Hur mycket kyla som behövs är ju oftast också en parameter som används för att bestämma hur många kylmaskiner som skall vara i drift och hur länge. Kapacitetskontroll av en kylmaskin är ett brett område och kommer att beröras senare i denna rapport Avfrostning Avfrostning utförs på grund av att vattnet i luften kondenserar och fryser fast på kyl- och frysbatterierna i diskarna. Islagret som bildas fungerar som isolationsmaterial, vilket försämrar värmeövergångstalet. Disken kyls alltså inte lika effektivt och temperaturen ökar sakta i disken. Avfrostning är således inget som är önskvärt, men likafullt absolut nödvändigt för att dels hålla varorna kylda, dels att hålla varorna kylda energieffektivt. Tabell 2: Totalt årlig energiförbrukning för 8 valda butiker i USA för olika relativ fuktighet (Howell, Rosario, Riiska and Bondac 1999). Avfrostning sker oftast utan att faktiskt veta om avfrostning faktiskt behövs eller inte. Typiskt avfrostas kyl- och frysdiskarna åtminstone en till två gånger per dygn. Behovet av avfrostning ökar då vatteninnehållet i luften inne i butiken är högt. Oftast är vatteninnehållet inne i butiken nära vatteninnehållet i uteluften. Detta innebär att under kalla vinterperioder blir vatteninnehållet lågt och därmed också den relativa luftfuktigheten. Således minskar behovet av avfrostning under vintern. Detta tas det sällan hänsyn till. Potentialen för energibesparing vid minskad fukthalten i luften inne i butiken har också undersökts i litteraturen (Howell, Rosario, Riiska and Bondac 1999). Det indikeras i den undersökningen att det är mer energikrävande att torka luften i diskarna, som traditionellt sker idag, än att låta luftkonditioneringsanläggningen torka luften, se Tabell 2. Energiförbrukningen minskade med ungefär 1% per 1% minskad relativ fuktighet. 21

28 temp[ C], RH[%] Sala - Hedemora Aug Feb 2001 Indoor Temp. Hedemora RH. Hedemora RH. Sala Outdoor temp. Hedemora Indoor Temp. Sala Outdoor Temp. Sala -20 a-00 a-00 s-00 o-00 o-00 n-00 n-00 d-00 j-01 j-01 f-01 Time Figur 1: Ute- och innetemperaturer och relativa fuktigheter för butik i Sala och Hedemora. Ett annat exempel är mätningar från butik i Sala och Hedemora, utförda av J. Arias, se Figur 1. Som synes finns ett starkt samband mellan utetemperatur och relativ fuktighet i butiksluften. En avsevärd energibesparing kan således göras om den relativa fuktigheten i butiken kan hållas på samma låga nivå som under januari februari hela året runt. Givetvis skall klimatet i butiken vara behagligt för de anställda i butiken, vilket begränsar vilka relativa fuktigheter som praktiskt kan användas Behovsindikering för avfrostning Det finns självklart lösningar på behovsprövad avfrostning, t.ex. mätning av lufttemperaturen till och från kyloch frysdisken. Andra lösningar kan innefatta temperaturgivare som sitter nära flänsbatteriet, där kylan alstras i kyl- och frysdisken. Andra tänkbara lösningar kan vara isindikatorer, t.ex. finns förslag på att använda peltierelement för is-indikering, (Norling 1993; Norling 1997). Figur 2: Principiell mätuppställning för indikering av ispåbyggnad (Norling 1997). 22

29 Figur 3: Respons för torr respektive isbelagd sensor (Norling 1997). Inom bilindustrin används bilens hastighet, daggpunkt och förångningstemperatur för att teoretiskt uppskatta frostpåväxten i värmeväxlarbatteriet. Samma princip kan användas på kyl- och frysdiskar. Ytterligare en lösning är att använda neurala nätverk för prediktering av avfrostning (Datta and Tassou 1999). Ett problem med dessa behovsanpassade lösningar är ju att avfrostning kan inträffa då butiken är öppen och smältvattnet kan ge disken ett mindre attraktivt utseende. Det skall påpekas att även detta kan hanteras genom lämplig diskutformning Utförande av avfrostning Principen för avfrostning är enkel, att smälta bort islagret som bildats på värmeväxlarytorna. Disken måste självklart stängas av under själva avfrostningen. Avsmältningen av is kan ske på ett antal sätt. Vanligast är att tillföra värme elektriskt vid islagret. Denna princip kan användas på både frys- och kyldiskar. För diskar med direktexpansion (DX-diskar) kan även hetgasavfrostning användas. Principen bakom denna teknik är att ett delflöde av köldmedie tappas av efter kompressorn och tillförs förångaren (kylbatteriet). Givetvis tillförs inget köldmedie till den aktuella disken från expansionsventilen. Den varma hetgasen smälter isen inifrån, vilket kan vara en fördel då ytorna kan bli isfria snabbare än om värmen tillförs utifrån. Vid konstruktionen av denna typ av avfrostning måste det säkerställas att inga vätskedroppar av köldmedie åker med till kompressorn. Genom lämplig konstruktionslösning kan detta enkelt säkerställas (Eklund 2004). Genom att låta kylmaskinerna gå, samtidigt som den disken som skall avfrostas stängs av innan expansionsventilen och öppnar ventil från hetgasledningen till kylbatteriet, erhålls avfrostning. Att strypa köldmediet innan det kommer till kyldisken säkerställer att ingen kondensering av köldmediet inträffar inne i kylbatteriet, vilket lätt inses genom att inspektera ett h-log(p)-diagram för det aktuella köldmediet. Figur 4: Förslag på hur hetgasavfrostning av kyl- och frysdiskar kan konfigureras (Eklund 2004). Besparingen att avfrosta med hetgasen jämfört med elektrisk avfrostning har visat sig vara avsevärd, se Tabell 3. Som synes, kan kostanden för avfrostningscykeln minska med över 80 %. 23

30 Tabell 3: Jämförelse mellan hetgasavfrostning och elektrisk avfrostning (Rizvi and Heggs 2003). Utöver dessa två sätt av avfrosta en DX-disk förekommer också att en separat brinekrets finns i installerad för att sköta avfrostningen. För indirekta diskar används även brinefluiden som aktivering av avfrostning. I detta fall stängs alla kylmaskiner av och brinefluiden tillåts värmas upp av pumparbetet. Brinefluiden höjer sakta men säkert sin temperatur, vilket så småningom leder till att isen smälter. För att snabba upp förloppet kan även fluiden på kondensorsidan låtas avge värme till brinefluiden, antingen genom värmeväxling eller helt enkelt genom att brinefluid och kylmedelfluid på kondensorsidan är samma vätska och att en ventil öppnas mellan dessa båda system. Nackdelen att ha samma vätska på brinefluid och kylmedelfluid är att den inte har optimala ämnesegenskaper vid lågrespektive högtemperaturnivå. Fördelen är enkelheten Värme Efter kyla och avfrostning, vilket anses vara prioritet ett och två för butikskyla, finns det ingen given trea. Till butikerna behövs oftast någon form av uppvärmning av lokaliteterna, vilket mycket väl kan till stor del tillgodoses med kondensorenergi från kylmaskinerna. Det är dock viktigt att värmeåtervinningen inte stör kylan. Dessutom är kanske kylbehovet mindre under vinterperioden, dels p.g.a. minskat behov av avfrostning men också av lägre temperaturer i butiken. Dock är ju värmebehovet som störst då det är kallt ute. Åtminstone två speciellt framtagna lösningar finns för kombinationen av butikskyla/butiksvärme, Alvin Evolution från Ahlsell och ECO-Pump från Refrico. Tyvärr är de ganska dyra, erfarenheterna är begränsade då de också är ganska nya på marknaden. Flera sådana här lösningar är att vänta. Ett problem som ofta förekommer, beroende på butikstyp, är att uppvärmning och ventilation sköts av fastighetsbolag/fastighetsägare medan butikskylan sköts av butiksägaren eller på uppdrag av denne. Dels innebär det att samkörning av dessa två system inte alltid är möjlig. Även om de fysiskt kan kopplas ihop (rören) så kan ofta inte styrsystem för butikskyla kommunicera med styrsystemet för uppvärmning och ventilation. Detta faktum begränsar möjligheterna att driva butiken så energieffektivt som möjligt. En nyligen publicerad artikel som behandlar problematiken med olika standarder indikerar att drivkraften att samordna alla system är låg, eftersom kostnaden är hög och vinsten anses låg (Åslund 2004) Energieffektivt Så länge kyleffekten är tillräcklig finns det en mängd sätt som maskinerna kan styras. Ett tänkbart scenario i framtiden är att kylmaskinerna styrs på ett så energieffektivt sätt. Detta förekommer inte, såvitt vi känner till, men då elpriserna stiger kan även energieffektiv styrning vara ekonomiskt lönsamt. Framför allt handlar det kanske om att kombinera el-tariff styrning, d.v.s. köra kyl- och frysmaskinerna då det är billig el, för att minska utnyttjandet av maskinerna tider på dygnet som elen är dyr. En sådan lösning kräver också utnyttjandet av någon form av energilager (kyl-lager), båda dygnslager såväl säsongslager kan tänkas 24

31 förekomma. Ett exempel på säsongslager är frikyla på Sundsvalls sjukhus, där snön från vinterväghållningen lagras fram till sommaren (Johansson 1999). Figur 5: Säsongslager av snö för kylning av sjukhus (Johansson 1999). Dyngslagring kan användas på flera sätt, t.ex. kan varorna i sig vara energilager. Varorna kyls då ned extra mycket under perioder med billig el för att sedan kylas mindre. Speciellt dedikerade PCM (Phase Change Materials) kan också användas där fasändring sker vid önskat temperaturnivå. Denna typ av material används kanske oftast i transportkyla, men kan även användas till energilagring för komfortkyla i fastigheter Reglerprinciper Vi har redan varit inne på olika principer för att styra systemet. Även om PLC/PC används så består dessa av ett antal reglerloopar, (PID-regulatorer). I detta kapitel skall vi lite mer ingående behandla vilka hur PID-regulatorn fungerar och även ge en utblick på möjliga framtida kontrollkoncept PID/Traditionell reglering PID-reglering har funnits länge. Bokstäverna PID beskriver hur själva regulatorn är uppbyggd. Bokstaven P betyder att regulatorn innehåller en Proportionell del, bokstaven I betyder att regulatorn innehåller en integrerande del och slutligen betyder bokstaven D att regulatorn innehåller en deriverande del, se Figur 6. Figur 6: Principiell uppbyggnad av en PID-regulator. En PID-regulator använder mätsignalen (är-värde) och det önskade värdet (bör-värde) för att beräkna felet (avvikelsen). Den proportionella delen förstärker detta felet med en faktor, P-parametern, som bestäms innan regulatorn tas i drift (kan givetvis ändras även efter regulatorn tagits i drift). Den integrerande delen summerar ihop felet och ändrar dess utsignal så länge en avvikelse finns. Hastigheten, I-parametern, för hur snabbt utsignalen skall öka programmeras in i regulatorn innan den tas i drift. Slutligen så tar den deriverande delen och deriverar avvikelsen, dvs lutningen bestämmer lutningen på felet. Utifrån lutningen så justerar den utsignalen med en förprogrammerad faktor, P-parametern. 25

32 Dessa PID-parametrar är inte helt enkelt att bestämma, och de styr helt och hållet hur reglerloopen beter sig. Om dessa faktorer har stark inverkan fås ett snabbt reglersystem, men med risk för instabiliteter. Däremot om de har liten inverkan fås ett långsamt reglersystem, men utan instabiliteter Neurala nätverk Neurala nätverk är en relativt ny företeelse för styrning av utrustning. Tekniken passar bra för komplicerade system där det kan vara svårt att med traditionella lösningar få godtagbar styrning. Neurala nätverk har experimentellt undersökts för behovsprövad avfrostning (Datta and Tassou 1999). I den undersökningen användes flödesförsämringen som parameter för att indikera avfrostning. Det neurala nätverket kunde läras att prediktera denna. I förlängningen kan man tänka sig att leverantören av disken lär upp det neurala nätverket, som sedan användaren av disken kan utnyttja. Figur 7: Förenklad skiss av ett multilager feedforward neuralt nätverk (Kalogirou 2001). En genomgång av neurala nätverk i olika energisystem har också utförts (Kalogirou 2000; Kalogirou 2001). Fördelarna med denna typ av algoritm är att den kan hantera komplexa och dåligt definierade problem. Allmänt är neurala nätverk en struktur som använder sig av ett antal lager, där varje nod och lager i sig är väldigt enkel. Men genom kombinera ett antal lager av olika typer kan komplicerade system efterliknas, se Figur 7. För detta skall fungera måste det neurala nätverket läras upp, liknande det mänskliga lärandet. Utifrån de ingående parametrarna lärs nätverket upp vilket respons som skall ges. Ju mer omfattande detta lärande är desto bättre fungerar sedan nätverken att ge korrekt respons vid normalt användande. 3.3 KOMPONENTER Varje kylsystem består av ett antal komponenter plus åtminstone ett köldmedie men ofta även en brine och kylmedel. Kylteknik inte är någon ny teknik, hur ju funnits i över hundra år. De flesta olika sätt att sätta ihop de olika komponenterna har således redan testats. På senare år har det dock kommit en del nyheter, framför allt elektriskt styrda komponenter, såsom elektriska expansionsventiler, frekvensstyrda pumpar, fläktar och kompressorer. Dessa har ju funnits relativt länge men priserna har sjunkit allteftersom priset på elektronik sjunker. I detta kapitel går vi igenom de komponenter som är nödvändiga för att en kylmaskin skall fungera. Olika varianter av samma komponent kommer också att beröras Expansionsanordning Syftet med expansionsdonet är framför allt att upprätthålla tryckskillnaden mellan förångare och kondensor. Utan expansiondonet skulle ingen mekanisk kylmaskin fungera då ingen tryckskillnad skulle erhållas, vilket är en förutsättning för att flytta energi från en kall omgivning till en varm omgivning. Utöver detta fundamentala syfte har expansionsdonet även uppgiften att förse förångaren med lagom mycket köldmedie, så att kompressorn arbetar med gas utan några vätskedroppar. Att portionera ut lagom mängd köldmedie kan göras på flera sätt. Nedan kommer några ofta förekommande anordningar att kort beskrivas. 26

33 Fast strypning / kapillärrör Denna lösning är billig, enkel och den mest använda lösningen om alla kylmaskiner räknas in. Detta eftersom denna lösning används i hushållskylskåp. Fördelarna med kapillärrör är just dess låga pris. Tyvärr så fungerar den bara tillfredsställande inom ett relativt begränsat område. Speciellt dålig är den på att hantera varierande kompressorvarvtal, kapacitetsreglering. Bäst är den om den används under konstanta förhållanden utan variationer av vare sig last eller förångnings- eller kondenseringstemperaturer. För kylmaskiner till butikskyla är den sällsynt Flottörtyper Dessa typer används till flödande förångare, där ingen överhettning ges köldmediet innan det lämnar förångaren. Dessa ventiler är mekaniska, en kula flyter på en vätskeyta och på så sätt ges förångaren rätt mängd köldmedie. Ökar nivån stiger kulan och öppnar ventilen så att ett större köldmedieflöde till förångaren erhålls. Inte heller denna expansionsventil är vanlig i butikskyla, men flödande förångare har en potential att ge en effektivare kylmaskin, eftersom ingen överhettning (med dåligt värmeövergångstal) sker i förångaren. Samtidigt har traditionella flödande förångare låga massflöden, om inte separat köldmediepump används för att öka cirkulationstalet. Låga massflöden kan resultera i lägre kokvärmeövergångstal Termostatisk expansionsventil Termostatisk expansionsventil är den absolut vanligaste ventilen i mekaniska kylmaskiner. Den har flera fördelar som har gjort att den är så vanlig, den är relativt billig, klarar kapacitetsförändringar och variationer på förångnings- och kondenseringstemperaturer. Den principiella uppbyggnaden består av en spindel, säte, en fjäder, ett membran och en extern känselkropp, se Figur 17. I enklaste fallet är det samma köldmedie i bulben som i kylsystemet. Som ses i figuren sker regleringen mekaniskt, i form av en kraftbalans. Fjäderkraften kan justeras via en skruv. Trycket på köldmediet som lämnar förångaren leds in under membranet, där den samarbetar med fjädern. Ovanför membranet finns samma köldmedie som används i kylsystemet. Mängden köldmedie anpassas så att det alltid finns köldmedie i gas- och vätskefas. Således befinner sig köldmediet i bulben i det fuktiga området. Från grundläggande termodynamik vet vi då att trycket är entydigt bestämt av temperaturen. Bulben placeras så att den känner av köldmedietemperaturen i sugröret. Således kommer trycket i bulben motsvara köldmediets mättnadstryck vid den temperaturen. Detta tryck balanserar fjäderkraften plus trycket av köldmediet som lämnar förångaren. Således kan överhettningen av köldmediet som lämnar förångaren justeras genom att ändra fjäderkraften. Figur 8: Principiell uppbyggnad av expansionsventil. 27

34 Eftersom det är en kraftbalans och inte en faktisk temperaturdifferens som regleras kommer inte en given inställning på fjäderkraften att resultera i samma överhettning om förångartrycket ändras. Detta beror på det olinjära förhållandet mellan tryck och temperatur för mättnadslinjen. Vidare visar erfarenheter att en nivå på tryckdifferensen mellan kondensor och förångare måste råda för att den termostatiska expansionsventilen skall fungera tillfredsställande. Vidare är det som sagt en mekanisk reglering, vilket innebär att reglerkarakteristiken inte kan ändras Elektrisk expansionsventil Det mest flexibla alternativet är att använda sig av en elektrisk expansionsventil. Fördelarna med att använda en sådan är många, nackdelen är priset. Framför allt är det små kylkapaciteter som det kan vara svårt att hitta en lämplig elektrisk expansionsventil. På KTH/Energiteknik har vi använt Siemens (Staefa Landis Gyr) elektriska expansionsventil i snart sju år för en testanläggning simulerande en villavärmepump. Erfarenheterna är utomordentligt goda. Framför allt möjligheten att använda en PID-regulator, där reglersystemets karakteristik kan justeras genom PID-parametrarna ger möjlighet till stabil överhettning även vid riktigt låga överhettningar, som inte kan fås via en termostatisk expansionsventil. Givetvis finns andra fabrikat med elektriska expansionsventiler, t.ex. Carel. Denna leverantör har vi endast använt under kort tid. Carels stora fördel är att den är bra mycket billigare än Siemens, men är inte lika flexibel då Carels reglerutrustning måste användas. Användningen av ventilen efterliknar också en klassisk termostatisk expansionsventil. En nackdel som erhålls vid stabil drift kan vara att snabba förändringar av driftsförutsättningarna ger väldigt höga överhettningar eller ingen överhettning under relativt lång tid. Men, det är ett reglertekniskt problem som troligen går att avhjälpa genom att använda olika PID-parametrar beroende på regleravvikelsen. Alla de ovan nämnda typerna av expansionsanordning går att erhålla med en elektrisk expansionsventil. Det handlar enbart om att välja lämplig mätutrustning för att ge rätt signal till regulatorn. Inom butikskyla kommer mer och mer elektriska expansionsventiler. Det går att få DX-diskar med elektrisk expansionsventil, även om standard fortfarande är termostatisk expansionsventil. Figur 9: Föreslagen lösning med ejektor som expansionsdon (Disawas and Wongwises 2004) Ejektor En annat sätt att reglera flödet till förångaren och samtidigt bibehålla tryckdifferensen mellan kondensor och förångare är att använda en ejektor. Detta har testats och beskrivits i litteraturen (Disawas and Wongwises 2004). Det föreslagna systemet ser ut enligt Figur 9. I figuren finns två olika sätt att kontrollera flödet till förångaren, 28

35 dels med ejektor och dels på klassiskt vis med termostatisk expansionsventil. Varierande temperaturer på kylmedel och brine testades. Den nya föreslagna lösningen med ejektor (TPERC) hade högre köldfaktor (COP 2 ) än den traditionella lösningen med termostatisk expansionsventil (CRC), se Figur 10. Anledningen till den högre köldfaktorn föreslogs bero på det ökade kölmedieflödet i förångaren, vilket skulle ge ett högre värmeövergångstal i förångaren. Figur 10: Köldfaktorn för olika kombinationer av brine och kylmedeltemperatur (Disawas and Wongwises 2004) Kompressor och kapacitetsreglering Kompressorn flyttar köldmediet från förångaren till kondensorn och, tillsammans med expansionsventilen, åstadkommer den tryckdifferens mellan dessa båda värmeväxlare. Det finns ett stort antal olika typer av kompressorer, och dessa skall inte redovisas här. Nämnas bör dock att kolv- och scrollkompressorer är vanligast i dessa tillämpningar. Vilken typ av kompressor som skall väljas beror på ett antal parametrar, såsom kapacitet, tryckförhållande, köldmedie osv. Vilken kompressor som än väljs körs dessa nästan uteslutande med konstant varvtal. Undantag finns givetvis. Eftersom kylbehovet varierar över dygnet och året bör inte kylmaskinerna gå för fullt hela tiden, utan någon form av kapacitetsreglering krävs. I detta kapitel skall olika lösningar redovisas On/Off Den absolut vanligaste reglermetodiken är att ha ett antal parallellkopplade kylaggregat, och anpassa antalet aggregat i drift samtidigt efter det kylbehov som råder för tillfället. Något av aggregaten kommer att behövas ibland och ibland inte. Detta kommer då att startas och stoppas allt efter behov, så kallad on/off reglering. Fördelen är denna lösning är billig, enkel att implementera och lång erfarenhet för denna lösning finns i kylbranschen. Nackdelen kan vara, beror på hur många parallella aggregat som finns, att kylmaskinerna faktiskt går med lägre förångningstemperatur än vad som skulle vara nödvändig om exakt matchning av kylbehov och kyleffekt kunde åstadkommas. Lägre förångningstemperatur innebär lägre verkningsgrad på kylsystemet. Typiskt förbättras COP ca 1-3% per höjd grad av förångningstemperaturen. Detta värde beror på köldmedie och temperaturnivåer, men angiven siffra kan användas som grovt riktmärke Suggasreglering Suggasreglering är ett annat sätt att reglera förångningstemperaturen genom att införa en strypning i sugröret mellan förångare och kompressor. Kapaciteten regleras genom det faktum att kompressorn, grovt sett, hela tiden suger i sig en viss volym köldmedie per tidsenhet. Om köldmediet som tillförs kompressorn då har ett lägre tryck, har den samtidigt en lägre densitet. Samma volymsflöde men lägre densitet ger att kompressorn suger i sig lägre massflöde, vilket direkt avspeglar sig på kyleffekten som kan transporteras bort från förångaren. Trycket i 29

36 förångaren stiger, men detta leder inte till högre effektivitet hos kylmaskinen eftersom trycket in i kompressorn sjunker. Det är trycket in i kompressorn som är det viktiga ur energieffektivitetssynpunkt för kompressorn. Figur 11: Principiell systemlösning med individuell disktemperaturreglering, med antingen Mekanisk tryckhållningsventil (MEPR) eller elektrisk tryckhållningsventil (EEPR) (Tahir and Bansal 2005). Däremot kan det vara praktiskt att använda denna typ av reglering individuellt på DX-diskar där flera parallella diskar används. Det kan ur produktkvalitésynpunkt vara viktigt att inte ha för kallt i diskarna, och om flera diskar används med olika temperaturnivåer men fortfarande använder samma kylmaskiner är detta ett vettigt alternativ. Dessa ventiler kan vara antingen mekaniska eller elektriska. Fördelen med elektriska illustreras i figuren, där temperaturen ut från kylbatteriet är mer konstant för den elektriska ventilen än för den mekaniska ventilen (Tahir and Bansal 2005). Även minskat avfrostningsbehov erhålls då värmeväxlarytan inte är lika kall med en elektrisk ventil. Figur 12: Lufttemperaturer för kyldisk då elektrisk och mekanisk reglerventil används (Tahir and Bansal 2005) Varvtalsreglering Det mest energieffektiva sätt att variera kylkapaciteten är att använda sig av frekvensstyrda kompressorer. Tyvärr har detta inte slagit igenom på bred front än. Frekvensomriktningstekniken har blivit betydligt billigare på senare år och ett ökat antal av frekvensstyrda kompressorer är att vänta. Det finns dock ett par varningstecken som måste åtgärdas först. För det första måste kompressorerna anpassas för varierande varvtal, bl.a. m.a.p. ventiler. Dagens kompressor som inte är avsedda att varvtalsreglera utan optimeras för bästa verkningsgrad vid nominellt varvtal. Körs kompressorn vid annat varvtal kan betydligt sämre kompressorverkningsgrad erhållas. En annan viktig faktor är de elmotorer som sitter i de hermetiskt tillslutna kompressorerna, som inte är anpassade för varierande frekvens. En klar försämring av elverkningsgraden kan erhållas om inte bättre anpassade elmotorer används. Båda dessa begränsningar är inget stort problem att lösa, varvtalsreglerade kompressorer för bilindustrin finns avsedda för ett stort spann av varvtal. Dessutom finns sedan länge elmotorer som används för frekvenskörning 30

37 av pumpar och fläktar. Det handlar om att få kompressortillverkarna till att vara intresserade av att förbättra kompressorerna på just dessa punkter. En kompressor som varierar varvtalet så att kyleffekten avpassas för det rådande kylbehovet kommer att ha det lägsta tryckförhållande, vilket ger möjlighet till högre totalverkningsgrad för kylsystemet Pumpar & Fläktar Det finns i varje livsmedelsbutik ett antal pumpar för att erhålla cirkulation av kylmedel och brine. Utöver detta finns även ett antal fläktar, dels i kyl- och frysdiskarna men också på kylmedelkylaren och i kylbatterier i kylrum Pumpar Det finns ett antal olika pumptyper och varje typ har sin tillämpning. I livsmedelsbutiker, och även i andra kyltillämpningar, tillkommer förutom pumptyp även material i pumpen som viktig parameter. Detta eftersom det normalt inte är rent vatten som pumpas utan ett fryspunktsnedsättande medie som pumpas. Flera leverantörer finns att tillgå, men två stora tillverkare på svenska marknaden är Grundfos och Wilo Kapacitetskontroll Pumpar i livsmedelskyla kapacitetsregleras generellt inte, de går med konstant varvtal då ett flödesbehov föreligger. På senare år har dock priserna rasat för frekvensstyrda pumpar. Trenden för pumpar är att frekvensstyrningen, elmotor och pumpdelen är att dessa tre delar är integrerade och levereras som en kompakt produkt. Fördelen med detta är att dessa tre delar är optimerade tillsammans. Tyvärr är det svårt för leverantörerna att nå ut till butiksägaren med sitt budskap om energibesparingarna som kan göras genom att installera en frekvensstyrd pump. Kostnaden är trots allt större än en enkel traditionell konstantvarvtalig pump (ca dubbelt upp). Pay-off tiden för frekvensstyrda pumpar anses än så länge vara för lång Fläktar Som tidigare nämndes används fläktar på flera positioner i kylsystemet, i kyl- och frysdiskar, i kylmedelkylare och i kylbatterier i kylrum. Fläktar köps generellt inte separat som pumpar, utan är ofta inkluderad i leverans av ovan nämnda komponenter. Brukaren är således beroende av komponentleverantören när det gäller fläktval Kapacitetskontroll Kapacitetsreglering av fläktar är vanligt förekommande i kylmedelkylare, där kylkapaciteten avpassas med att styra fläktvarvtalet (fast kondensering). I kyldiskar och kylbatterier för kylrum är frekvensstyrning inte lika ofta förekommande. Precis som för fläktar är pay-off tiden allt för lång för att butiksägaren skall finna det lönsamt att köpa den lite dyrare, men energieffektivare, lösningen Värmeväxlare För att transportera värme från ett medie till ett annat, utan att blanda dessa, behövs en värmeväxlare. Ett stort antal typer av värmeväxlare finns att tillgå på marknaden, t.ex. plattvärmeväxlare, tube-and-shell värmeväxlare och flänsade korsströms tubvärmeväxlare. Alla dessa har sitt givna användningsområde. Inom butikskyla används framför allt två typer, plattvärmeväxlare och flänsade korsströms tubvärmeväxlare. Plattvärmeväxlare används framför allt i indirekta kretsar, där köldmediet växlar värme med en vätska. Flänsade korsströms tubvärmeväxlare används framför allt där luft växlar värme med antingen en vätska eller med köldmediet. I indirekta kretsar används uteslutande plattvärmeväxlare, se Figur 13. Dessa används då som kondensor och förångare. För att tåla de tryck som råder i köldmediekretsen används lödda plattvärmeväxlare. Plattvärmeväxlare är små, har hög effektivitet och relativt billiga. Att de är små är fördelaktigt ur miljösynpunkt, då de har liten inre volym (liten köldmediemängd). Att de är effektiva är fördelaktigt ur energi och miljösynpunkt eftersom kylmaskinen får en bra köldfaktor. Sverige är ledande då det gäller kunskap och tillverkning av plattvärmeväxlare, där tillverkare som Alfa-Laval, SWEP International AB, Cetetherm och AIA är några aktörer på marknaden. 31

38 Figur 13: Plattvärmeväxlare, principiell uppbyggnad. Figur 14: Flänsad korsströms tubvärmeväxlare. För direkta system och där värmeväxling sker till eller från luft, är inte plattvärmeväxlare lämpligt att använda. I dessa system är den flänsade korsströms tubvärmeväxlaren mer lämplig att använda, se Figur 14. Eftersom värmeövergångstalet på luft normalt är mycket sämre än motsvarande på köldmediesidan har tuberna på luftsidan försetts med flänsar. En bra dimensionerad värmeväxlare skall ha ungefär samma motstånd för värmetransport på båda mediesidorna. Genom att förstora värmeöverförande ytan på luftsidan kan detta erhållas. Utseendet på dessa värmeväxlare kan variera avsevärt, beroende på tillämpning. Leverantörer är bl.a. AIA och ABB Coiltech Direktexpansionsförångare (DX) Förångare kan installeras som antingen flödande eller med direkt expansion. Det vanligaste i mindre kylsystem, som livsmedelskyla är, är att använda sig av direkt expansion. En schematisk skiss av en sådan uppställning visas i Figur 15. Traditionellt till dessa används termostatisk expansionsventil. Föredelar med denna uppställning är ett enkelt robust system, om inställningen på expansionventilen är tillräcklig. Nackdelen är att värmeövergångstalet i förångaren i den överhettande delen är riktigt lågt, i förhållande till kokdelen. Detta innebär också att den överhettande arean kan vara relativt stor i förhållande till hur mycket energi som överförs (Claesson and Palm 1999). En annan nackdel är att även om värmeväxlaren väljs stor, kan inte temperaturdifferensen bli hur liten som helst, då inställningen på expansionsventilen sätter begränsning (Claesson, Afghani and Palm 2003). 32

39 Figur 15: Förångare med direkt expansion (DX) Flödande förångare Som alternativ till direktexpansion kan förångaren installeras som en flödande förångare. De nackdelar som fanns med DX finns inte i denna konfiguration, eftersom ingen överhettning förekommer. Nackdelar finns dock, t.ex. kan det uppstå problem med oljeåterföringen till kompressorn. Dessutom kan det förekomma problem med flödesinstabiliteter om ingen påtvingad cirkulation (köldmediepump) används. Termostatiska expansionsventiler kan inte användas eftersom köldmediet inte överhettas. Istället används flottörventiler, alternativt elektrisk expansionsventil med nivåmätning istället för att använda utgående köldmedietemperatur ur förångaren. En typisk uppställning av en flödande förångare visas i Figur 16. Flödande förångare har potentialen att ge högre COP på kylmaskinen, eftersom temperaturdifferensen kan hållas låg. Dessutom kan en bättre fördelning av köldmediet i förångaren erhållas, om denne består av flera parallella kanaler. Figur 16: Flödande förångare, pumpen är optional. 33

40 Tabell 4: Jämförelse mellan DX och flödande förångare (Rizvi and Heggs 2003). En jämförelse mellan direkt expansion och flödande förångare har experimentellt utförts och resultaten visade att kostnaderna för den mer komplicerade lösningen med en flödande förångare med råge kompenseras för, eftersom effektiviteten är mycket bättre, se Tabell 4. Beroende på driftspunkten erhålls en reduktion i driftskostnaden mellan 16 % till 48 %. 3.4 SYSTEM OCH ÖVERGRIPANDE KONTROLL, NU OCH FRAMTIDA Det finns givetvis en uppsjö med lösningar på hur kylsystemet i butiker byggs upp. Det är inte möjligt att redovisa alla olika varianter, utan här redovisas den lösning som ansågs vara representativ av projektgruppen. Det anses således att kyldiskkretsen är indirekt, dvs en brine hämtar kyla i kylmaskinen och distribuerar sedan denna till respektive kyldisk. Fördelarna med en sådan lösning är att liten köldmediemängd kan användas. Dessutom minskas läckagerisken då kylmaskinen kan prefabriceras på fabrik och en tät köldmediekrets kan säkerställas. Nackdelen är att en extra krets används vilket innebär en extra värmeväxlare och en extra temperaturdifferens. Således kommer kylmaskinen att ha något lägre förångningstemperatur jämfört med direkt expansion i disken. Det indirekta systemet blir också något dyrare eftersom en vätskepump behövs. För fryssystemet är den mest vanliga lösningen direkt förångning av köldmediet i frysdiskarna. Samma för- och nackdelar som för kyldisksystemet gäller för frysdisken, dock med tillägget att vid de låga temperaturer som används kan det vara problem med att finna lämplig brinelösning som har goda ämnesdata. För varma sidan används traditionellt fast kondensering, dvs. kylmedelkylaren kyler enbart så mycket att en viss förutbestämd temperatur erhålls efter kylmedelkylaren. Praktiskt leds ett biflöde av kylmedel förbi kylmedelkylaren och blandas med avkylt kylmedel efter kylmedelkylaren. Ett traditionellt system visas i Figur

41 Figur 17: Typiskt kylsystem i en livsmedelsbutik. Ett kylsystem byggs upp av de tidigare beskrivna komponenter och vilka komponenter som väljs beror dels på vilken tillämpning som avses, men också hur billigt system som eftersträvas. Med billigt avses här båda inköpspris och driftskostnader. Generellt kan sägas att dyrare system är billigare i drift. Tyvärr är det ofta så att inköpspriset, inte totalekonomin över anläggningens livslängd, som avgör prisnivån på systemet. Således väljs dyrare energieffektiva lösningar bort till förmån för billigare och mer energikrävande lösningar. Vilka komponenter som väljs avgör sedan hur sofistikerad kontrollstrategi som kan användas. Vanligast är att endast kylmedelkylaren har frekvensstyrning. Detta innebär att kapacitetsreglering av kylan i diskarna görs med att köra fler eller färre kylmaskiner i diskreta steg. För avancerade styrsystem (PLC) finns idag flera leverantörer med liknande lösningar, t.ex. Danfoss ADAP- COOL, Ahlsell Alvin Evolution och Refrico ECO-Pump. För fjärrövervakning finns även York Refrigeration RADAR. Eftersom elektroniken blir allt billigare är det troligt att förvänta sig en kraftig ökning i användandet av frekvensstyrda kompressorer, fläktar och pumpar. Även elektriskt styrda ventiler, expansionsventiler såväl som andra ventiler, kan förväntas öka. Allt detta innebär nya utmaningar eftersom systemen kan styras och drivas på ett mer flexibelt sätt. Samtidigt ökar då komplexiteten på styrsystemet. Detta innebär troligen att nya (nygamla) systemlösningar kommer att användas. T.ex. kan elektriska expansionventiler bana väg för en utbredd användning av flödande förångare även för små system, vilket kan leda till energieffektivare kylmaskiner. Billigare elektronik innebär också att mätinstrument blir billigare, vilket innebär att kylsystemet kan mätas mer detaljerat. Samtidigt ökar informationsmängden, vilket kan leda till att operatören drunknar i information. Om detta sker leder den ökade detaljgraden inte till något gott. Det är således viktigt att all information behandlas av övervakningssystemet och att detta i sin tur endast redovisar relevant data om hur systemet fungerar. Hur informationen skall presenteras är en viktig del av föreliggande projekt. Allteftersom detaljgraden om systemet ökar, kan optimering av systemet ske automatiskt, eller manuellt online. Tekniken kan också användas till att erhålla snabbare idriftsättning där smarta övervakning- och kontrollsystem hjälper installatören att ställa in kylsystemet. En fördel är då om alla inställningar kan göras elektriskt, dvs kan utföras online. Ett problem som förekommer idag är att kylmaskinen ställs in så att den funkar, sedan finns inte tid och pengar för mer idrifttagning. Således fungerar maskinen, men endast i en driftpunkt. Det är ju inte alls säkert att kylsystemet är effektivt utanför denna punkt. 35

42 Figur 18: Exempel på uppställning av kontroll och fjärrövervakning (Danfoss 2004). 3.5 SLUTSATSER Butikskyla är relativt traditionell, dvs. det finns inte speciellt mycket ny teknik implementerad. De flesta butiker styrs via on/off reglering av kylaggregaten, med enskilda PID-regulatorer på t.ex. shuntventiler. PLC-styrning och övervakning börjar breda ut sig, men är ännu inte den dominerande tekniken. Framtidsscenariot är att mer elektriska komponenter kommer att implementeras, t.ex. frekvensstyrning av kompressorer, fläktar och pumpar. Detta ställer nya krav på driftstrategier, hur dessa regleras och vad deras styrparametrar är. Projektet avser att undersöka dessa nya möjligheter och vilka komponenter som är lämpliga att använda. Allteftersom fler mätkomponenter monteras i anläggningen finns risk att operatören drunknar i information. Detta ställer krav på mer genomtänkta system med avseende på relevant presentation av systemet. Projektet avser att undersöka vilken information som är relevant och hur den skall presenteras. Nya komponenter ger möjlighet till nya systemlösningar, vilka kan ge ett mer energieffektivt kylsystem. Exempel på detta är användandet av flödande förångare, hetgasavfrostning och behovsprövad avfrostning. PLC-styrning ger möjligheter till fjärrmanövrering av kylsystemet. Tillsammans med elektriskt styrda reglerdon öppnas möjligheterna för en mer genomgripande optimering av systemen, och inte vid enstaka driftspunkter som idag. Projektet avser att undersöka hur denna teknik kan ge mer energioptimerade kylsystem med minimal arbetsinsats av utbildad servicetekniker. 3.6 REFERENSER Claesson, J., M. Afghani, et al. (2003). Influence of large temperature difference in a compact brazed plate evaporator with low overall heat flux. Eurotherm Seminar No. 72: Thermodynamics, Heat and Mass Transfer of Refrigeration Machines and Heat Pumps, Valencia, Spain, IIR/IIF. Claesson, J. and B. Palm (1999). Boiling mechanism in a small compact brazed plate heat exchanger (CBE) determined using thermochromic liquid crystals (TLC). 20 th International Congress of Refrigeration, Sydney, Australia, IIR/IIF. 36

43 Danfoss (2004). ADAP-KOOL, Optimisation and Intelligent control, Danfoss Datta, D. and S. A. Tassou (1999). Defrost control of display cabinet evaporator coils using artificial intelligence techniques. 20th International Congress of Refrigeration, Sydney, Australia. Disawas, S. and S. Wongwises (2004). "Experimental investigation on the performance of the refrigeration cycle using a two-phase ejector as an expansion device." International Journal of Refrigeration 27(6): Eklund, H. (2004). Solution on how to hotgas defrost a display cabinet. J. Claesson. Katrineholm. Howell, R. H., L. Rosario, et al. (1999). Potential savings in display case energy with reduced supermarket relative humidity. 20th International Congress of Refrigeration, Sydney, Australia. Johansson, P. (1999). Säsongslagring av kyla i bergrum. Inst. Samhällsbyggnad, Avd. Vattenteknik. Luleå, Luleå Tekniska Universitet: 77. Kalogirou, S. A. (2000). "Applications of artificial neural-networks for energy systems." Applied Energy 67: Kalogirou, S. A. (2001). "Artificial neural networks in renewable energy systems applications: a review." Renewable and Sustainable Energy Reviews 5: Norling, P. (1993). Undersökning av anordning för indikering av isbildning. Uppsala, Teknikum, Uppsala Universitet: 4. Norling, P. (1997). Redovisning av isdetektorprojekt - mätningar och partnersökning. Uppsala, Teknikum, Uppsala Universitet: 5. Rizvi, Z. H. and P. J. Heggs (2003). Defrosting refrigerators: Reverse hot gas cycles are far better than electrical resistance heaters. 21th International Congress of Refrigeration, Washington, USA, IIR/IIF. Tahir, A. and P. K. Bansal (2005). "MEPR versus EEPR valves in open supermarket refrigerated display cabinets." Applied Thermal Engineering 25: Åslund, B. (2004). Inga pengar att tjäna på samverkan. Energi & Miljö. 75:

44 4 PROJEKT 2: MILJÖVÄNLIGA KÖLDMEDIER CO CO 2 IN SUPERMARKET REFRIGERATION Synthetic refrigerants were considered as safe for many decades, but it proved otherwise for the environment. From this perspective, CO 2 in itself is the ideal choice; it is a by-product of the chemical industry and using it in the refrigeration application can be considered as an additional step before releasing it to the atmosphere. As a naturally existing substance in the atmosphere its long-term influence on the environment is very well investigated and we can assume that there are no unforeseen threats that CO 2 could have for the environment. As a result of its surplus in the atmosphere and the inescapable large scale of its current production CO 2 is inexpensive and available. CO 2 is an old refrigerant that was used in the early stages of the refrigeration industry and has been gradually phased out as it lost the competition with the artificial refrigerants. Figure 1 shows the historic development in marine refrigeration. Figure 2 shows an old Sabro CO2 compressor that has been used in a Danish diary between 1897 and One of the main reasons for the freewill phase out of CO 2 is the high operating pressure and the difficulty in finding components that can handle it. Nowadays technologies can provide the tools to harness the high working pressure of CO 2. Figure 1: Percentage use of main primary refrigerants in existing installations classified by Lloyds Register. (Bredesen, Frivik et al. 1999) 3 Author: Samer Sawalha 38

45 Figure 2: Sabro CO2 compressor type A. Year of production: Capacity: 15 kw. Installed in Danish diary (Rolfsman 2002) Figure 3 shows the saturation pressure for CO2 compared to other refrigerants. Two significant thermo-physical advantages for the high operating pressure in the refrigeration cycle are: First, the high working pressure results in high vapour density, figure 4; consequently, for refrigerants with similar latent heat of vaporization/condensation, the volumetric refrigerating effect will be high; it is almost 7 times higher for CO 2 than for ammonia at 10ºC. The high value for the volumetric refrigerating effect means that small refrigerant vapour volume flow rate will be needed for a given cooling capacity. As a result, small components can be used which facilitates the design of compact systems. Second, at high pressure levels, a given pressure drop corresponds to a smaller drop in the saturation temperature. Pressure drops in CO 2 systems therefore are less detrimental to the COP of the system than for other refrigerants operating at lower pressures. Figure 3: Saturated vapour pressure versus temperature for some Refrigerants 39

46 Figure 4: Saturated vapour density of some refrigerants Another main reason for CO2 being restricted to specific applications, such as marine refrigeration, and eventually being phased out is its low critical temperature of 31ºC. When condensing close to and rejecting heat above this temperature the systems suffered loss in cooling capacity and efficiency. This may still be a problem for certain applications. However, if the high pressure side of the cycle is to be utilized for heating of water or air, then the shape of the CO2 isobar in the trans-critical region of a T-s chart tends to match the temperature of the heated medium which reduces the cycle s losses and may even result in efficiencies higher than that of conventional refrigerants in traditional systems, see figure 5. This is mainly why hot water heat pumps is one of the most successful applications of CO2. Figure 5: Temperature profile of CO2 and R134a hot water heat pump. Water is heated from 10 to 60 C. CO 2 is unique among the natural refrigerants in its good safety characteristics; it is non-flammable, nonexplosive, and relatively non-toxic, which make it almost an ideal fluid to be used in the refrigerated space with relatively large quantities, especially that it is inexpensive. It is becoming increasingly popular in supermarkets refrigeration in some parts of the world, especially in Scandinavian countries where an extensive experience has been gained from a large number of installations System solutions Since the revival of CO 2 as a refrigerant it has been used in supermarkets in indirect systems as a secondary refrigerant. In recent years other arrangements like cascade and multistage systems have been commercially applied. 40

47 Some of the main reasons for using CO 2 in indirect system arrangements are the simplicity of the system and the possibility of using components for other refrigerants to build the CO 2 circuit. Due to the widespread interest in CO 2 as an alternative for synthetic refrigerants in the two major refrigerant consuming applications, the mobile air conditioning and commercial refrigeration, components which are specially designed to handle CO 2 have become increasingly available and price competitive. This has broadened the possibilities of using CO 2 in other arrangements than indirect systems so that the favorable characteristics of CO 2 can be effectively utilized Indirect Arrangement The main technology that was commercially utilized was to use CO 2 as secondary refrigerant in indirect systems for freezing temperature applications. As discussed above, the two main reasons why CO 2 was phased out were the high operating pressure and the low critical temperature. In the low temperature indirect concept the operating conditions are far from the critical limits and the pressures are reasonable (about 12 bar at 35 C). The CO 2 indirect circuit is connected to the primary refrigerant cycle via its evaporator, which evaporates the primary refrigerant on one side and condenses CO 2 at the other. Basic schematics of two possible arrangements for the CO 2 indirect circuit are shown in figure 6. Figure 6: Basic schematic of two possible arrangements for the CO 2 indirect circuit The first one is the one where the CO 2 is circulated in one circuit where the vessel is accumulating the condensing CO 2, figure 6A. The second is when CO 2 circuit consists of two closed circuits connected via the vessel, figure 6B. In the latest arrangement the CO 2 condenser will have vapour CO 2 entering and condensing while in the second arrangement two-phase flow with quality around 0.5 is entering the heat exchanger, assuming complete condensation in both cases with saturated liquid exiting the condenser; the case where vapour CO 2 enters will result of better heat transfer coefficient, according to (Zilly, Jang et al. 2003), the value also does not seem to depend on the mass flux, therefore case B will give better results from heat transfer point of view. The lower mass flux inside the condenser in case B will result in lower pressure drop. Liquid circulation of CO 2 in the indirect system is usually achieved via pump, in only one case of a roof mounted system gravitational force was used to provide the liquid circulation where the roof mounted arrangement provided the 1.5 m of needed head (Madsen, Villumsen et al. 2003). A concern for the pump is the cavitation problem where a sufficient intake height must be provided and therefore a certain minimum level in the receiver must be respected. In these kinds of arrangements the CO 2 evaporator is maintained wet in all cases by running the pump to provide a certain circulation rate; a value of 2 for the circulation rate corresponds to an evaporator exit vapour quality of 0.5. This will assure good heat transfer in the evaporator and the system will tolerate fluctuations in cooling demand while maintaining the evaporator wet. The favourable heat transfer environment in the evaporator will result in smaller temperature difference across the evaporator compared to direct expansion where dry heat transfer takes place in the superheating section. It is also advantageous from defrosting point of view as the constant temperature in the evaporator at the refrigerant side will result in more uniform frost formation and may reduce the time for defrosting. Also the rate of the frost formation may be lower due to the expected higher evaporating temperature of CO 2 in the evaporator. One of the main advantages of CO 2 as a refrigerant in general is the low pressure drop and the corresponding saturation temperature drop. The high operating pressure of CO 2 results in a high density compared to other 41

48 refrigerants, which will result in low velocity of CO 2 in the pipes, thus the pressure drop will be low. Also the steep slope of the saturation pressure-temperature curve will result in low corresponding temperature drop. In practice, this will result in small tubes and components which mean less radiation losses, less volume therefore smaller refrigerant charge and it will be easier to connect cabinets due to smaller pipes underneath. Compared to the direct expansion system, the additional indirect circuit on the low temperature level implies that there will be an extra temperature difference in the evaporator/condenser. This imposes that the compressor should operate at lower evaporating temperature and consumes more energy. For accurate evaluation of the influence of the CO 2 indirect system, the pressure and the corresponding temperature drops in the long suction line of a typical supermarket direct expansion system must be considered, figure 7A. Heat rejection or heat recovery system Heat rejection or heat recovery system Machine room Conventional DX-system Machine room Primary refrigerant cycle CO2 secondary loop Suction line Air cooler Freezing Cabinet Return line Air cooler Freezing Cabinet A B Figure 7: Schematic of a conventional DX-system (A) and of a single- stage CO2 indirect system (B). This temperature drop may well be 3-4ºC at -30ºC evaporating temperature. With the same tube diameter in the return line of the indirect circuit, figure 7B, the CO 2 pressure drop and corresponding saturation temperature drop are very small and will absorb some of the effect of the temperature difference in the additional heat exchanger. In a case study of an installation of 40 kw cooling capacity with 40m-long suction/return line, the temperature drop calculations for different tube dimensions for the R404A DX system compared to CO 2 indirect system are plotted in figure 8 (Sawalha and Palm 2003) Figure 8: Temperature drop in the suction/return line for R404A and CO 2 for different pipe dimensions 42

49 The size of the R404A suction line is selected based on an allowable temperature drop of 3-4 ºC. According to figure 8, a 2 1/8 suction line is used, which results in a 3.5 ºC temperature drop in the 40-meter-long pipe. For the same pipe size, the temperature drop in the CO 2 return line is ºC (almost 60 times less). These calculations give an indication of the real case when the plant is converted to CO 2 from originally being operated with R404A or R502. In this case the pipes from the original plant are used to build the CO 2 indirect loop. Calculating the compressor power consumption and taking into consideration only the influence of the pressure and temperature drop in the suction/return lines and in the heat exchangers in the low temperature side results in compressor power of 23.1 kw for R404A DX-system while R404A/CO 2 indirect system requires 24.6 kw. If ammonia or propane is used instead of R404A with the indirect system, then the energy consumption becomes less than that of the R404A DX-system, and it is less than or equal to the conventional direct DX-system with R502. Ammonia is the best solution with the lowest power consumption value of 20.6 kw. Summary of the results of these calculations are listed in table 1. DX-system CO 2 indirect system Primary refrigerant R404A R502 R404A Ammonia Propane Power consumption (kw) Table 1: Calculated power consumption for different primary refrigerants in conventional DX and CO 2 indirect systems The low pressure drop and the low volume flow rate, due to the high CO 2 vapour density, will also contribute to minimizing the energy consumption of the pump in the indirect circuit which will give CO 2 a major advantage compared to brine based systems. In the same case study above, the power required for the CO 2 pump is calculated based on the assumption that the flow in 50% of the CO 2 loop is in the liquid phase and in the other 50% is a two-phase flow. The size of the CO 2 supply line is the same as for the R404A liquid line which is selected to be ¾. The result, taking into account an assumed 50% of pump efficiency, shows that the pumping power required is around 11 W which is very small compared to the compressor power. Figure 9: Irreversibility production with the secondary loop system. (Horton and Groll 2001) According to (Horton and Groll 2001), in a 50/50 water/ethylene glycol indirect system with R22 as the primary refrigerant, an intermediate heat exchanger with effectiveness values over 60% has a marginal influence on improving the COP, which should be utilized in optimising the system s performance and cost. According to the irreversibility analysis, figure 9, in the same paper it has been pointed out that the intermediate heat exchanger is responsible for only 3% of the system losses, which is the second lowest after the pump and this is the reason why the high effectiveness of the heat exchanger has marginal improvement on the system s COP. The major losses in the system, more than 80%, are in the primary circuit. While the supply and return lines of the indirect 43

50 circuit are responsible for 13% of the total losses (accounts for 75% of the losses in the indirect circuit), here CO 2 shows evident improvement with its low pressure and temperature drops and its small pipes that will reduce radiation losses. For non-phase changing secondary fluids there exists an optimum value, figure 10, for the flow rate where the maximum heat transfer could be achieved, lower than the optimum value bad heat transfer exist and higher than that value the pump speed will be high (Horton and Groll 2001). Figure 10: COP as a function of secondary thermofluid flow rate (Horton and Groll 2001) In case of CO 2 the optimum value is not necessarily to exist or it may not be as prominent as the case with nonphase changing brines. This is because of the low pumping power needed for CO 2 and increasing the pump speed will not reduce as much of the COP as the other brines would. Also the heat transfer is in the boiling mode for CO 2 and the influence with changing the mass flow rate will only show an influence on heat transfer if the boiling regime is changed. Control of the cooling capacity in the cabinet can be obtained by a thermostat triggering a cabinet bypass of the refrigerant when the temperature of the cabinet reaches a certain value, or when automatically triggered. Changing cooling capacity within a certain margin, while keeping the same circulation ratio, will change the quality at the exit of the cabinet and this will change the liquid level in the vessel. Changing the mass flow of CO 2 will only change the quality at the exit of the evaporator; therefore, the control of the product temperature could also be achieved by varying the fan speed in the cabinet. With gaining experience in operating CO 2 at the freezing temperature levels, the same concept has been applied for the medium temperature levels where the operating temperature is usually around -8 C, which corresponds to around 28 bars. In this case, components that can withstand 40 bars (corresponding to T sat = 6 ºC) can handle CO 2 with acceptable safety margins Cascade Systems Cascade systems with CO 2 in the low temperature stage have been applied in several supermarket installations and are becoming a more and more competitive alternative. The refrigerant in the high temperature stage is usually propane, ammonia or R404A. The medium temperature circuit uses either CO 2 as secondary refrigerant, in similar indirect arrangement to the one discussed above, or conventional brine. In this type of systems, the additional heat exchanger that is needed to couple the low temperature CO 2 indirect circuit to the primary refrigerant cycle does not exist and the effect of its temperature difference is eliminated. By using CO 2 as the working fluid in the low temperature stage and at the medium temperature level it will be possible to use only one heat exchanger to provide the required cooling for the medium and low temperature circuits (see figure 11), this is a possibility for small scale installations. 44

51 Figure 11: Schematic of CO 2 cascade system with CO 2 as the refrigerant for the medium temperature level. B and C are alternative arrangements for the cascade joint. D and E are alternatives for the evaporator arrangement Different arrangements for the cascade condenser and the evaporator are possible in the cascade system. The evaporator/condenser could be a plate-, shell and plate- or shell and tube heat exchanger. When CO 2 is the refrigerant for the medium temperature level then a single vessel can act as the receiver to accumulate liquid for the medium and low stage circuits while condensation is taking place outside the vessel in the evaporator/condenser, labelled cascade joint I in figure 11A. This figure shows a schematic of a cascade system with CO 2 serving the low and medium temperature levels. Figures 11B and 11C are two possible options for the cascade joint. In the case of cascade joint I, desuperheating of the discharge gas of the low stage cycle could be achieved by flashing some of the liquid from the vessel into the hot gas line before the cascade condenser. Alternatively, the hot gas could be passed through the colder liquid in the vessel and only saturated vapour will be entering the cascade condenser. This solution, cascade joint II, is shown in figure 11B. As a third option, all the heat exchange can be arranged to take place in the vessel where the refrigerant in the high temperature stage is evaporating inside tubes and CO 2 condenses and accumulates in the vessel to serve the two CO 2 circuits with the required refrigerant, cascade joint III shown in figure 11C. When brine is used and not CO 2 for the medium temperature level, the primary refrigerant can be arranged to expand in two separate heat exchangers to provide the required cooling for the medium and low temperature circuits, figure 12A. Figure 12B represents another arrangement for the cascade connection where the two stages are connected via the brine loop. This implies that there will be high difference between the high stage evaporating and the low stage condensing temperatures which will add to the energy consumption of the plant. Despite the apparent high temperature difference disadvantage of this arrangement but it still could be used when two refrigeration packages are used for the low and high stages and are connected by the medium temperature loop. 45

52 Indirect circuit (Medium temperature) Cascade circuit (Low temperature) (A) High stage evaporator Medium temperature cabinet Low stage condenser (B) Figure 12: Schematic of a cascade system with brine as the refrigerant for the medium temperature level. A and B are alternative arrangements for the cascade joint. For the low temperature evaporator a direct expansion of CO 2 can be performed which will require a certain superheat at the evaporator outlet, figure 11E. Or flooded evaporators can be used in a similar concept to the indirect CO 2 circuit, evaporator arrangement I in figure 11A. This will result in better heat transfer in the evaporator but will have slight additional energy consumption by the circulation pump. One more arrangement for the low stage evaporation is shown in figure 11D where the vessel is used to sub-cool the refrigerant before the expansion valve and this is achieved without superheating and the refrigerant entering the compressor is saturated vapour. In evaporator arrangements I and II, figures 11A and D, the temperature of the long supply and return lines will be very low and must be very well insulated. The flooded evaporator arrangements are likely to be applied in large-scale installations and in industrial refrigeration applications. Assuming isentropic compression, the temperature of CO 2 at the exit of the compressor for an operating condition between 37 and 8ºC with 7 C of superheat is about 30ºC. Therefore, there is a possibility for removing some of the heat by colder heat sinks available in the vicinity of the plant; tap water, room or ambient air, which reduces some of the cooling capacity on the high stage cycle, figure 13. Air or water Cascade Condenser Desuperheating HX Figure 13: Schematic of a cascade system with free de-superheating Good energy consumption is reported for the cascade systems with CO 2 as the refrigerant compared to conventional systems. Usually the comparisons are made with ammonia two-stage system with brine based indirect system or a system with R404A DX. In the CO 2 system, the refrigerant in the high stage cycle is usually propane, ammonia or R404A. (Christensen and Bertilsen 2003), figure 14, and (Madsen, Villumsen et al. 2003), figure 15, concluded that CO 2 has better energy consumption performance compared to R404A DX when pro- 46

53 pane is used in the high stage system and in the first study the temperature stability in the cooled spaces are either the same or better for CO 2 system. In another study, (Pachai 2002), where R404A was used in the high stage side it had higher installation cost but the energy consumption was lower and the small R404A charge gives an indication that the running cost of the system will be low. Figure 14: Outline of a propane/co2 cascade system. (Christensen and Bertilsen 2003). Figure 15: Schematic diagram of propane/co2 cascade system with gravity circulation. (Madsen, Villumsen et al. 2003) Installation cost for the cascade system with CO 2 defers from one installation to another; in an industrial installation case with ammonia in the primary circuit the cost was almost the same comparing to an ammonia system that uses conventional secondary fluid (Pearson and Cable 2003), figure

54 Figure 16: Schematic circuit of CO2/ammonia cascade plant. (Pearson and Cable 2003) While in another case where CO 2 cascade was compared to R404A DX the installation cost was reported to be 100% higher and the control system and the lack of experience in such a pioneer installation were to be blamed (Madsen, Villumsen et al. 2003), also the usage of propane as the primary refrigerant and the required safety precautions added to the installation cost. In another case and comparing to R404A DX (Christensen and Bertilsen 2003), a 20% increase in a first installation was reported for a system with propane and glycol at the medium temperature level, that was for the first installation and it is expected for future installation that the value should not be higher than 10% as the base value for the additional cost of using propane/co 2 system. With gaining experience in the design and installation of the CO 2 cascade system the cost is expected to decrease and the cost of the system will be comparable to conventional plants. CO 2 is a chemical non-active substance and most of oils do not react with it, bigger concern is the reaction with the refrigerant in the high stage in case of mixing. Good solubility in the refrigerant is a good characteristic of an oil which means good transport of oil and oil separation is not needed. An issue to consider with CO 2 lubrication is that usually oils are lighter than CO 2 and will float on the surface thus will be hard to separate. There is a good experience in testing POE formulations to be used with CO 2 but it is not compatible with ammonia (RAC 2001). POE is miscible with CO 2 and that ensures good flow in the evaporator; it has been tested with success in a prototype installation (Pearson 2001). Suggested possible oils to be used are also PAO and AN (Mosemann 2002). PAO, which is compatible with ammonia, have been used in ammonia/co 2 installation and no problems have been reported (Pearson and Cable 2003). The amount of oil needed for CO 2 compressor is much smaller than that is needed for an ammonia compressor which saves in the running cost. Using an oil free compressor is an option (Pearson 2002), the installation cost is high but it still saves in the oil system and the price of the oil itself, but the maintenance cost is expected to be higher CO 2 Only systems The main advantage with a two-stage system with CO 2 as the only working fluid in the plant compared to the cascade concept is the absence of the cascade evaporator/condenser and its temperature difference. The drawback is that the condensing pressure of the high stage cycle will be much higher than if any other common refrigerant is used; CO 2 will have a pressure of about 65 bars at a condensing temperature of 25ºC compared to 12.5 bars for R404A. When the ambient temperature is high, then CO 2 will be operating over the critical point and trans-critical operation is enforced, figure

55 Figure 17: P-h diagram of CO2 in trans-critical operation. In general, higher condensing/cooling temperatures will result in loss of COP. An important operating parameter to control in the trans-critical operation is the pressure in the gas cooler (condenser in the sub-critical operation) where an optimum value for highest COP exists for each ambient temperature, figure 18. Figure 18: Optimum gas cooler pressure curves for gas cooler exit temperature of 40 C. This kind of system is most suitable for cold climates or where cold heat sinks are available. In this case, the operation of such plants will be mostly in the sub-critical region. For instance, this is applicable for Swedish weather conditions. If hot water production is needed then it is possible to effectively utilize the trans-critical side of the cycle for hot water production, which will improve the cycle s overall efficiency. When the ambient temperature decrease so the plant will operate sub-critically then a by-pass must be used in order to exclude the first expansion device which is the one that controls the discharge pressure and that will not be needed in this operating condition, and the receiver that follows that expansion device will be accumulating condensate from the condenser (gas cooler) instead of the vapour and liquid that flashes after the expansion device. In order to reduce the compression losses in the high stage CO 2 cycle, two-stage compression with intercooler could be used. Additional sub-cooling can be achieved via an internal heat exchanger which will also reduce the optimum pressure value and will make more heat available for removal by the intercooler which will improve the cycles efficiently. Figure 19 shows a schematic of a CO 2 multi-stage system with intercooler and internal heat exchanger. 49

56 As seen in figure 19, in multistage systems and without the cascade condenser the three circuits (high, medium and low stage circuits) can be connected by the means of a vessel that is maintained at the intermediate pressure/temperature and acts as the cascade condenser. The variations of the evaporator arrangements described in figure 11 are also applicable alternatives in the multistage system. IHE Condenser/Gaz cooler Intercooler Cold Food Frozen Food Figure 19: Schematic of CO 2 multistage system Another possibility for the cycle is to have separate CO 2 circuits in parallel operating between the ambient temperature on the high side and the intermediate and the freezing temperature levels on the other sides, figure 20. The CO 2 circuit that operates between the ambient and the freezing temperature is a two-stage equipped with intercooler and internal heat exchange. When the ambient temperature is around and below 15 C then the circuit that operates between the ambient and the intermediate temperature can be a single stage compression one, when the ambient temperature is higher then the compression must be accomplished into two stages with inter-cooling and internal heat exchanger not to loose in efficiency (Girotto, Minetto et al. 2003). Figure 20: Schematic of trans-critical CO 2 parallel system (Girotto, Minetto et al. 2003) In operating CO 2 in a two-stage compression with a perfect intercooler, the outlet refrigerant temperature of the intercooler is assumed to be equal to the ambient temperature. The optimum intermediate pressure does not follow the relation with conventional cycles when CO 2 cycle is operating over the critical point. The optimum intermediate pressure is higher than the conventional and over the critical point; this is in order to utilize the efficient removal of heat of the intercooler and the small enthalpy difference across the high stage compressor due to the shape of the isotherm. 50

57 The intermediate pressure behaviour of the two-stage CO 2 in the trans-critical cycle becomes closer to the conventional cycle when the evaporating temperature is low, lower than 12 C, where most of the compression occurs in the sub-critical region and the influence of the isotherm in the trans-critical region becomes low. For low values of the evaporating temperatures, the optimum intermediate pressure curve becomes flat, figure 21, which gives more flexibility in controlling the intermediate pressure (Baek, Groll et al. 2002). Figure 21: COP of intercooler cycle versus pressure ratio across 1st-stage compressor for varying low-side pressure. (Baek, Groll et al. 2002) The installation of the only CO 2 system is more expensive than the R404A system by at least 10% but taxes on the R404A should compensate in the running cost of the system where the annual energy consumption of the system was 8% higher that R404A conventional system. The COP of the plant proved to be better than a comparable R404A at the periods of the year where the ambient temperature is low. In this comparison CO 2 high side pressure was floating while the R404A was condensing at constant pressure/temperature (Girotto, Minetto et al. 2003), see figure 20. This makes the system competitive for the Swedish weather conditions where the trans-critical operation would be needed at short periods of the summer time. In another case shown in figure 22, (RAC 2002), it is reported that the energy consumption of an R22 system is 6% better than the only CO 2 plant. Figure 22: Schematic diagram of CO2 trans-critical system.(rac 2002). And it has been estimated that the only CO 2 system will be more efficient than the CO 2 cascade system. Though, the results of the plants in the survey does not prove this assumption due to many technical and running problem that were faced during the commissioning and running of the CO 2 only system. If hot water heating were needed and the high side of the cycle is utilized then the COP of the plant would be improved, in the above mentioned comparisons this was not used 51

58 4.1.2 Comparative Analysis In some of the comparisons the performance cannot be fairly evaluated due to different system requirements, size and boundaries. This is especially true when the attempt is to compare actual installations that are rarely exact. In the theoretical comparisons, the assumptions play an important rule in the results and must be checked carefully to be sure that it matches the practice. Still the theoretical analysis should give better indication about the performance of different systems because many of the parameters that cannot be controlled in practice due to commercial, practical and market restriction can be handled in the simulation. The following selected comparisons from literature are for different operating conditions and system requirements and it is aiming to give a general indication of the performance of different CO 2 and compared to conventional and alternative technologies In this paper, (Spatz and Yana Motta 2003), R404A and R410A have been discussed as two options to replace R22 in supermarket refrigeration. Also propane was discussed and it has a problem of safety and that the charge should not exceed 150 gm. There is no drop-in solution for R22 and system modifications must be made. From the alternatives; R404A is favoured due to the low discharge temperature compared to R410A, for operation between 20 and 20ºC the discharge temperatures are 30 and 50ºC respectively with isentropic compression. Heat transfer and pressure drop characteristics favours R410A and improves its efficiency that is calculated based on the thermodynamic characteristics. The cycle efficiency calculations show that R410A will have higher COP than the conventional R22 system when the ambient temperature is lower than 30ºC. (Spatz and Yana Motta 2003) concluded that, among the studied refrigerants, R410A is the most efficient solution to replace R22. Theoretical analysis of HFC/CO 2 cascade, figure 23, system resulted in 16% energy consumption reduction compared to a traditional system. The HFC/brine indirect system consumed 41% more energy than the cascade system mostly due to the brine pump. The capital cost of the HFC/CO 2 cascade system is lower than the indirect option and slightly more expensive than the conventional system, (Elefsen and Micheme 2003). Figure 23: R134a/CO2 cascade system. (Elefsen and Micheme 2003). Other field studies, (Heinbok 2001), reported that the CO 2 indirect system has 6% higher energy consumption than conventional, defined as DX R404A single stage, while a brine system had 20%. The cascade system had only 2% higher energy consumption and has an additional advantage of low CO 2 charge in the system. In both cases of CO 2 systems in this study the medium temperature level is served by using brine while using CO 2 for that level would improve the COP. Multi-stage system must be used with ammonia due to the high discharge temperature, 80 C for isentropic compression between 20 and 20 C. In case of propane one stage compression can be used due to the slope of the constant entropy line that result in low compression losses and the discharge temperature is low as well. Comparing three systems of a two-stage ammonia with brine at the medium temperature and CO 2 as the secondary at the low temperature, a two single-stage propane, in parallel, with brine and CO 2 as the secondary fluids, and a CO 2 cascade system with ammonia or R404A. The field experience comparisons are made with conventional R404A DX. Ammonia was more expensive of 20-30% of investment cost and had higher energy consumption of 10-20%. While propane system had 15-25% and 5-20% correspondingly. For the cascade system the investment and energy consumption were almost the same as R404A DX, (Haaf and Bheinbokel 2002). In this study, the CO 2 cascade arrangement was with direct condensing unit to the ambient which should have influence on lower 52

59 condensing temperature compared to the other two arrangements where a brine circuit connected the unit to the ambient which increases the condensing temperature/pressure of the cycle, also it increases the investment cost and the pump will add to the energy consumption. For the propane plant, a single condensing loop is serving the two parallel circuits that means that the fluid will be heated up and then enters the condenser of the second parallel cycle with higher temperature and this will influence the energy consumption of the cycle. Comparing CO 2 trans-critical system with other options shows that CO 2 system will be the most efficient and compact when the cold water supply is available; it can be heated from 8 to 80 C. The water supply in Sweden would be 4-8 C year round and if hot water is needed in the supermarket then CO 2 trans-critical is a good option Defrost System Defrost techniques that could be used are usually: electric, hot gas, warm liquid and reverse cycle operation. The most common and easy to control is the electric defrost where defrost can be operated at least once a day for 30 minutes each time and the operation can be controlled automatically. Hot gas defrost was used and it can be generated by selecting larger compressor or additional hot gas generation system where the CO 2 liquid will be pumped for a certain pressure and then heated up for the desired temperature for the defrosting purpose, this solution might be suitable for large industrial installations Safety Considerations A common issue for CO 2 systems in supermarkets is the high pressure at standstill; it is always an important factor to be taken into account when considering CO 2 as the working fluid. If the plant would be stopped for maintenance, component failure, power cut or any other reason, then the refrigerant inside the plant will start to gain heat from the ambient and the pressure inside the plant will consequently increase. If the room temperature is assumed to be 25ºC then the pressure in the plant will reach 65 bars, which is very high and some components may not stand it. The most common and easiest protective technique is to release some of the CO 2 charge from the plant when the pressure reaches a certain preset value, consequently, the pressure and temperature of CO 2 in the plant will be reduced. If the plant remains at standstill, then the process will be repeated and subsequently the plant must be charged again to compensate for the released CO 2 charge. The position of the relief valve must be carefully selected so liquid CO 2 would not pass through it, otherwise solid CO 2 (dry ice) will be formed which might block the valve. Solid CO2 will be formed when the pressure is reduced below the triple point pressure of 5,2 bars, as clarified in figure 24. The fact that CO 2 is inexpensive favours this solution over other more expensive ones. Figure 24: CO2 Log P-h diagram Supermarket refrigeration is a relatively large-scale application that requires long distribution lines, thus the volume of the system is large and the refrigerant charge is considerable. In case of a sudden leakage the concentration levels of the refrigerant might be high and the number of people in the shopping area who could be ex- 53

60 posed to it is large. Therefore, safety concern is a major factor in the choice of the type of system and refrigerant to be used. CO 2 is a relatively safe refrigerant compared to natural and artificial working fluids. It is classified in group A1, according to ASHRAE Handbook-Fundamentals (1997). This is the group that contains the refrigerants that are least hazardous and without an identified toxicity at concentrations below 400 ppm. Naturally, CO 2 exists in the atmosphere at concentrations around 350 ppm and it has been observed that CO 2 concentration between 300 and 600 ppm are adequate and normally people do not notice the difference. According to ASHRAE (1989), a CO2 concentration of 1000 ppm is the recommended limit to satisfy comfort for the occupants, where in a CO2 controlled ventilation system fresh air should be supplied so that the CO2 concentration level will not exceed this value. This is the case of an application when a small CO2 generation rate is expected due to different human activities. However, in the case of high leakage rate that might occur in supermarket space or in the machine room, the consequences of serious health hazards, such as suffocation, must be taken into account. The following table is a list of selected concentration levels of CO 2 and expected effects on the human health. 54

61 PPM Effect on health Reference 350 Normal value in the atmosphere (Bearg 1993) 1,000 Recommended not to be exceeded for human comfort (ASHRAE 1989) 5,000 (1) TLV-TWA (2) (Rieberer 1998) 20,000 Can affect the respiration function and cause excitation followed by depression of the central nervous system. 50% increase in breathing rate (Berghmans and Duprez 1999) 30,000 (3) 100% increase in breathing rate after short time exposure (Amin, Dienhart et al. 1999) 50,000 (40,000) (4) IDLH (5) value (Rieberer 1998) 100,000 Lowest lethal concentration (Berghmans and Duprez 1999) Few minutes of exposure produces unconsciousness (Hunter 1975) 200,000 Death accidents have been reported 300,000 Quickly results in an unconsciousness and convulsions (Berghmans and Duprez 1999) (Berghmans and Duprez 1999) (1) (2) (3) (4) (5) OSHA revised permissible exposure limit (PEL): time-weighted average (TWA) concentration that must not be exceeded during any 8 h per day 40 h per week Threshold limit value: time-weighted average (TWA) concentration to which one may be repeatedly exposed for 8 h pre day 40 h per week without adverse effect. Short term exposure limit (STEL): a 15-minute TWA exposure that should not be exceeded at any time during a workday NIOSH revised IDLH value Immediately dangerous to life or heath concentration: maximum level for which one could escape within 30 minutes without any escape-impairing symptoms or any irreversible health effects. Table 2: Different Concentrations of CO 2 and the expected heath consequences Most of the symptoms accompanying the exposure to high CO2 concentrations are related to the fact that oxygen concentration in the air becomes less because CO2 gas replaces it. CO 2 has a main drawback of not being self-alarming by lacking a distinctive odour or colour. This implies that facilities where CO 2 leaks could appear must be equipped with sensors that will be triggered when the concentration level exceeds 5000 PPM, above which CO 2 concentration may have effect on health. CO 2 is heavier than air and therefore will pool when it leaks; thus, the sensors and the ventilators in the space where CO 2 might leak should be located at low levels. When leakage of liquid CO 2 occurs from the plant pressure to atmospheric conditions it passes through the triple point, where the three phases exist simultaneously, the liquid CO 2 will be transformed into solid and sublimate slowly. This will reduce the rate of increase of CO 2 concentration in the room and the formation of dry ice at the leakage point might block or shrink it. Being cheap and relatively safe allows the usage of large charges of the refrigerant and provides flexibility in the design of the system. Hence, flooded evaporators which require large refrigerant charges can be used for the 55

62 intermediate and low temperature levels. Nevertheless, the CO 2 charge is expected not to be very high compared to other refrigerants due to the fact that the compact size of the CO 2 components and delivery lines will contribute to minimizing the charge. 4.2 CO 2 SUPERMARKET REFRIGERATION TECHNOLOGY IN SWEDEN R22 was mostly the refrigerant in commercial refrigeration and in 2002 the regulations in Sweden to stop refilling for HCFC drastically reduced the number of plants running with this refrigerant. R134a, R502 and R12 have also been used with lower intensity than R22 in Swedish supermarkets. Which also have been subject to regulations. This opened the way for R404A to be used intensively as a replacement for the environmentally harmful refrigerants (Engsten and Lindh 2004). CO2 as a phase changing secondary refrigerant was studied and applied successfully in Sweden in the applications of supermarkets and cold stores. The first plant was implemented in 1995 with financial support from the government through the Swedish State Department of Environment Protection; it was helpful to test the technology since no consumer could risk the investment. The successful operation of the first plant encouraged the owners to build and convert their plants to the new relatively environmentally harmless technology. By the year 2002, around 60 plants are running with capacities ranging from 10 to 280 kw. With the increasing availability of components for CO 2, especially compressors, other solutions have been used for supermarket applications along with the indirect arrangement. In recent years, few cascade plants working with CO 2 in the low stage have been installed, at least three plants with CO 2 as the only refrigerant in the system where also installed System solutions Indirect Arrangement In the early installations of indirect CO 2, the refrigerants that are usually used in the machine room are NH3, R404A, and Care50 (ethane/propane). Two and single-stage plants are used for freezing and chilling needs within the supermarkets. Some of the plants were converted from old systems running with artificial refrigerants. The machine room was completely changed due to the change of the working fluid. If the plant was converted to the CO 2 system, the pipes were used; the insulation is usually in bad condition and being replaced. The CO 2 liquid line should be insulated because it is cold. The supply and return lines of the CO 2 evaporator are almost at the same temperature owing to the phase change heat transfer process inside the evaporator; this means that the two lines can be insulated together as one pipe. Owing to the simplicity of the installed systems, there was no problem in finding refrigeration technicians and engineers to run the systems and perform the maintenance in a proper and safe way. When working with CO 2 it is important to know that CO 2 should not be trapped between closed valves. Two major problems that were carefully considered during the design and operation are, defrosting and downtime. In the cases where ammonia was used as the refrigerant in the machine room, it was more expensive when compared with other systems with relatively safe refrigerants; this is due to the safety devices required for the usage of ammonia. The ammonia compartment should be effectively vented to the atmosphere. The small ammonia leakage gives an objectionable smell and may cause anxiety, at the same time this is considered as an advantage by being self-alarming. The required special safety equipment varies from case to another, depending on the place and the surrounding where the plant is installed. If leakage occurs in the heat exchanger, mixing of ammonia and CO 2 forms ammonium carbonate, which is safe and can be washed with water. Any such leakage problem should be solved and detected immediately, because the accumulation of the ammonium carbonate powder inside the evaporator could cause its blockage, and may damage the compressor. While performing the comparison between CO 2 indirect system and other systems working with HFC's with DX techniques, different parameters should be the base of the comparison. The HFC's charge should be compared to the CO 2 charge, pump, vessel/accumulator, bleed valve, and pressostat costs, plus the cost of an additional CO 2 condenser within the CO 2 cycle. The CO 2 is cheap and the whole system can be cheaper than the HFC for large 56

63 fillings, where the cost of the HFC filling exceeds the prices of the CO 2 charge, additional CO 2 condenser, vessel/accumulator, pumping unit, bleed valve, and pressostat. Acceptable circulation rate of CO 2 is 2 while for ammonia and other refrigerants it could be higher than 4, required for good wetting of the evaporator. In case of CO 2, the density ratio of liquid to vapour is high due to the high pressure and this results in good wetting where the low circulation rate of 2 can be used, the size of the CO 2 pump might be the limit to reach low circulation rates because it is hard to find small pumps for CO 2 in the market. An example of the several indirect system installations in Sweden, figure 25, is the City Gross shop in Rosengård in Malmö. The area of the supermarket is m 2 and CO 2 charge is about 450 kg. The primary refrigerant is R404A with cooling capacity of 3X55 kw. Figure 8 shows the CO 2 indirect system. (Nihlen 2004) Figure 25: CO 2 vessel and pumping unit at City Gross in Rosengård (Nihlen 2004) Cascade Systems The last few years witnessed the start of the application of CO 2 cascade systems in Sweden. This step followed the implementation of this technology in countries like Denmark and Luxemburg. The availability of components and the confidence in handling CO 2 over the years of using it in indirect arrangement of low temperature applications encouraged the usage of this system solution. The usage of brine instead of CO 2 at the medium temperature level has been preferred due to the relatively high working pressure of CO 2 in the indirect circuit. As usually the case in medium size supermarkets, the evaporators at the low temperature levels are direct expansion ones. Flooded evaporators, improves the heat transfer coefficient and has better cooling performance from temperature point of view but the high installation cost limits its usage. The first cascade system that has been installed in Sweden was in Krsitinehamn where ammonia is the primary refrigerant, figure 26. Freezing discs are specially designed for CO 2 with thicker pipes and electronic expansion valves that are also used as magnetic valves during defrosting which is performed three times a day. The system is reported to be more expensive than a traditional system but savings in the running cost is expected to reduce the total cost. The freezing capacity is 50 kw and the pressure on the high side of the CO 2 cascade systems is bars (-5-0 C), and at the low temperature side the pressure is 11 bars (-37 C). The ammonia compressors used are Mycom with 2X119 kw capacity.(staycool 2002) 57

64 Figure 26: Kunsum Värmland supermarket with CO 2 cascade system in Kristinehamn (StayCool 2002) Another installation example in Linköping by Francks Kylindustri AB of a cooling capacity of 130 kw at 8/-4 C and freezing capacity of 20 kw at 35/-10 C is using ammonia in the high stage with 38% propylenglycol at the medium temperature level. The compressors used are from Bitzer and the charge of CO 2 is 50 kg and 30 kg is for ammonia. Small cooling unit is used to cool the system and reduce its pressure in case of downtime. Hot gas defrost is used for the freezers (Olle 2003). In the cascade system solutions in Sweden the medium temperature level is usually served by brine and the primary refrigerant evaporator/s will most probably be connected to the low and medium stage according to the configurations in figure 4 (Rehnby 2004) CO 2 Only systems Systems that use only CO 2 as the working fluid are suggested to be a competitive solution in Swedish weather and demand conditions. Such systems are considered to be efficient when working in the sub-critical conditions, ambient temperatures below ºC, and in that way it will be competitive to the conventional systems. When the system operates in the supercritical conditions it loses in efficiency therefore it is not considered to be a competitive option for hot climates, at least in the suggested system solutions of today. The average ambient temperatures in the majority of areas in Sweden suggest that the boundaries of the system will allow the system to operate in sub-critical conditions in the major period of the year during the cold winter and the moderate summer. The trans-critical circuit will also be competitive solution if hot water or air is needed in the facility, and this is also an interesting option for Swedish supermarkets, which may justify the usage of trans-critical solution. In this case the efficiency of the system will improve due to the usage of the high side of the circuit as a useful heat, especially that CO 2 has proven to be an efficient solution for heat pump applications due to the favourable heat rejection conditions in the gas cooler side. For example, by the year 2004 there will be about 120,000 hot water heat pumps installed in Japan. 10 systems are in operation in southern Europe. The first installation in Scandinavia has been in Odense in 2003 (Rehnby 2004). There are at least two installations in Sweden with trans-critical solution, one in Varberg and another one in Luleå, figures 27 and 28. ICA Kvantum at Varberg is the first installation of this kind in Sweden with capacities of 2X25 kw on the freezer and 2X55 kw on the medium temperature side. The Italian company COSTAN contributed in building the system in cooperation with Tesab group in Sweden where a confidence in building such a plant come from previous testing experience from COSTAN which is reported at Girotto el al. (2003). The CO 2 charge of this plant is around 50 kg which is lower than what a CO 2 indirect system would absorb. (Ekenberg 2004). There is also similar system to ICA Kvantum being planned, or built, in Göteborg. 58

65 Figure 27: ICA Kvantum in Varberg (Tesab 2004) The system in Friginor in Luleå, figure 11, has been in operation since September 2004, the capacity of the system is 50 kw on the freezer side and 150 kw for the medium temperature level serving the units in 3000 m 2 shop (StayCool 2004). Figure 28: Coop Extra CO 2 trans-critical supermarket in Luleå (StayCool 2004). The cascade and trans-critical installations made by Tesab are in cooperation with Costan and using Dorin compressors. The pilot trans-critical solution that has been tested by Costan, (Girotto, Minetto et al. 2003), and has been the basis for the development of such system in many countries, including Sweden, is of the parallel kind, figure 20. The installations in Sweden are also following similar design Installations specifications The refrigeration system in the supermarkets in Sweden usually operates to satisfy the evaporating temperatures to provide the product temperature at two temperature levels, around +2 ºC for cold food and -18 ºC for frozen products. And at the high side the refrigerant condenses at 40 ºC. The evaporating temperature of the CO 2 at the medium and low temperature levels depends on the evaporating mechanism. In the direct expansion evaporation, which is the common evaporation mechanism in Swedish supermarkets, higher temperature difference across the evaporator should be expected compared to if a flooded evaporator is used. This is due to the required superheat and the lower heat transfer performance compared to the flooded evaporator. The average capacity of CO 2 systems installed in Sweden, which are mostly indirect systems, is around 50 kw freezing. The charge in the systems ranges depending on the size of the supermarket and the length of the distri- 59

66 bution lines. Indirect systems with small charges down to 3 kg/kw and large of up to 12 kg/kw exist while the value of about 5 kg/kw is suggested to be good estimate of the mean value. Concerning the size and location of the machine room in case of CO 2 have no specific requirements other than with other systems, though, CO 2 refrigeration machine and pipe work will occupy smaller space in the machine room and this imply that there will be more space left for other kind of equipment and flexibility in placing it. Figure 29 gives an indication of the size of the CO 2 compressor and figure 30 is the tube size of CO 2 compared to other conventional cases. In the CO 2 solutions where flooded evaporators are used, there might be a possibility for gravity circulation. If gravity circulation is proven to be a practically viable solution for CO 2, then the location of the machine room should be planned to be in the a place higher than the service area in order to provide the required head for adequate gravity circulation. Usually, the location of the machine room is in the same level as the service area or lower in the basement and then the pump circulation is a must. The height of the machine room is usually adequate enough to provide the required head to prevent pump cavitations. Figure 29: NH3 compressor compared to CO 2 compressor of the same capacity (Taylor 2002) Fluid R404A Brine (Dow J) CO2 Supply line ID=35mm ID=83.5mm ID=14.1 mm Return line ID=80mm ID=83.5mm ID=32,3 mm Figure 30: Tube dimensions for CO 2 as the working fluid compared with R404A and the brine Dowtherm J. Capacity 50 kw at 30 C (Eggen and Aflekt 1998) The CO 2 systems that exist in Sweden now are distributed all over the land since the geographical placing and the atmospheric conditions do not usually influence the choice of the system in the low temperature side, such as in indirect and cascade systems. While the performance of the only CO 2 system will be influenced by the ambient conditions or the temperature of the available heat sinks. Therefore, the colder the climate the better the result is expected to be from the only CO 2 system. This is why only-co 2 systems was the choice for one installation in Luleå where the ambient temperatures are low and the system is expected to operate sub-critically for most of the time System components In the early stage of using carbon dioxide in Sweden and under the conditions in the CO 2 indirect cycle, standard refrigeration devices efficiently handled CO 2. The pressure within the CO 2 indirect cycle was designed to be 60