eff - S ys Effektivare kyl- och värmepumpssystem

eff - S ys Effektivare kyl- och värmepumpssystem System- och komponentprestanda med som köldmedium Björn Palm, Arrie Tjahyo Setiawan Institutionen för Energiteknik Kungl Tekniska Högskolan Stockholm Olivier Pelletier, Andreas Olsson, Helene Hager SWEP International AB Landskrona

Förord Detta arbete har utförts inom eff-sys, Energimyndighetens utvecklingsprogram Effektivare kyl- och värmepumpsystem. Programmet har pågått under en treårsperiod och startades i mars 2001 som en fortsättning på de tidigare kollektivforskningsprogrammen Klimat 21 och Alternativa köldmedier. eff-sys är ett samarbete mellan Statens Energimyndighet, fyra svenska högskolor, ett fyrtiotal företag inom kyl- och värmepumpindustrin och ett flertal energiföretag. Målet är att programmet på lång sikt ska bidra till en nationell utveckling på kyloch värmepumpsområdet som karakteriseras av en hög energieffektivitet och liten miljöpåverkan till en låg kostnad. Detta projekt är ett samarbete mellan KTH, Inst Energiteknik och SWEP International AB och har delfinansierats av Statens Energimyndighet.

Sammanfattning Detta korta projekt (nio månader) har syftat till att sammanställa information rörande som köldmedium i olika applikationer. Informationen har hämtats från publicerade vetenskapliga och tekniska artiklar, komponenttillverkares information samt intervjuer med systembyggare, konstruktörer och leverantörer. Teoretiska analyser och praktiska prov har utförts rörande prestanda för kompressorer (verkningsgrader) och värmeväxlare (värmeövergång och tryckfall). Projektets mål har varit att sammanställa information som möjliggör effektivisering av kylsystem som använder som köldmedium genom att identifiera och förklara inverkan av de parametrar som påverkar prestanda hos ingående komponenter så att deras verkningsgrad kan optimeras. SWEP har bidragit med en utredning av värmeväxlarnas prestanda baserad på företagsinterna beräkningsrutiner, samt med sammanställning av driftserfarenheter från branschen. KTH har gjort en teoretisk analys av köldmediets ämnesdata och dessas inverkan på värme- och köldfaktor samt på värmeövergång och tryckfall i värmeväxlare. Vid KTH har också genomförts mätningar av värmeövergång och tryckfall i plattvärmeväxlare använda som kondensorer och förångare. Dessa resultat har även jämförts med andra resultat från den öppna litteraturen. Sammanfattningsvis kan konstateras att prestanda för en teoretisk cykel med inte avviker från andra vanliga köldmedier. I praktiken kan dock något bättre prestanda förväntas på grund av lägre tryckförhållande och högre värmeövergångstal än de flesta andra vanliga köldmedierna. Förutom denna slutrapport kommer projektet även att resultera i en något fylligare rapport som kommer att presenteras under hösten 2004.

Summary The aim of this nine-month project has been to gather information concerning the use of as a refrigerant in different types of applications. The information has been taken from scientific and technical articles, component manufacturers information and interviews with system builders, designers and dealers. Theoretical analyses and practical tests have been performed concerning the performance of the compressor (efficiencies) and heat exchangers (heat transfer and pressure drop). The goal of the project has been to present information allowing the increase of the efficiency of systems running with as refrigerant. This is done by identifying and understanding the parameters influencing the performance of the system s components so that their performance may be optimized. SWEP has contributed with an investigation of the performance of the heat exchangers based on calculations with their own design program, as well as the investigation of practical knowledge from users etc. KTH has done a theoretical analysis of the thermodynamic and transport properties of the refrigerant, and the influence of these properties on heat transfer and pressure drop. KTH has also performed tests of heat transfer and pressure drop in heat exchangers used as evaporators and condensers with as refrigerants. The experimental results have also been compared to experimental results from the open literature. In conclusion it is found that the theoretical cycle with shows a performance similar to that of other common refrigerants. In practice, slightly higher performance can be expected, partly due to lower pressure ratio and partly to higher heat transfer coefficients than with most other common refrigerants. Apart from this report, a slightly more extensive report will be available during the fall of 2004.

Innehåll Bakgrund och motiv 6 Syfte och mål 7 Deltagande parter 8 Projektets genomförande 8 Resultat 8 Ämnesegenskaper och deras inverkan på förväntade prestanda...8 Bilagor 14 Bilaga 1: Val av olja...14 Bilaga 2: Komponenter för...16 Bilaga 3: Tryckdirektiv och standarder...18 Bilaga 4: Analys av inom olika användningsområden...22 Bilaga 5: Beräkning av förväntad relativ värmeväxlarstorlek...28 Bilaga 6: Experimentella data...41

Bakgrund och motiv Av hänsyn om miljön är det väsentligt att på alla sätt söka minska energiförbrukningen hos de kylsystem som tillverkas. Det gäller då att förbättra de komponenter som ingår i systemen så att både tillverkning och drift blir energieffektivare. Detta gäller inte minst sådana komponenter som tillverkas i stort antal, t.ex. värmeväxlare och kompressorer. Systemtillverkarna har insett detta och efterfrågan på effektivare kylkomponenter ökar därför ständigt. Låg energiförbrukning är ett viktigt försäljningsargument för slutkunden. Komponenttillverkarna är väl medvetna om detta och satsar därför stora resurser på att ta fram komponenter som ger hög energieffektivitet till låg materialkostnad och energiförbrukning. Kylsystemtillverkarna är samtidigt mycket prismedvetna varför ökad energieffektivitet inte kan tillåtas påverka kostnaden mer än marginellt. Dessutom får inte produktens övriga egenskaper såsom hållbarhet, styrka och kvalité påverkas negativt. För att uppnå högre energieffektivitet under dessa förutsättningar krävs att varje detalj i konstruktionen granskas och utformas optimalt. SWEP är en av världens absolut största tillverkare av kompakta lödda plattvärmeväxlare. Trots att sådana värmeväxlare tillverkas i mycket stort antal råder det fortfarande en del osäkerhet kring dimensionering av dessa i ett kylsystem. Vad som exakt händer inuti värmeväxlarna är ibland oklart. Värmeväxlarens prestanda påverkas av vilket köldmedium som används. Den olja som medföljer köldmediet kan också påverka prestanda. Värmeväxlaren kan användas i olika applikationer, vilket innebär olika driftsfall. Prestandan kan också påverkas av andra komponenter, såsom expansionsventiler och kompressorer. Projektet Analys av förångarens prestanda med som köldmedium i en kylmaskin har bedrivits en längre tid på SWEP. Det har bl.a. visat att förångaren i ett -kylsystem ej används effektivt som komponent. Detta beror delvis på att de givna temperaturer på sekundär sidan (köldbärare och kylmedel) innebär andra köldmedietillstånd än vad värmeväxlaren är dimensionerad för. Jämfört med andra medier ger t.ex. en annan ånghalt och en annan volymitet vid inlopp och utlopp av förångaren. Köldmedietillståndet ut från förångaren har sedan betydelse för kompressorns verkningsgrad, vilket i sin tur påverkar resten av kylsystemet. Resultatet av det tidigare arbetet visar på nödvändigheten att även övriga komponenter i kylsystemet omfattas av ett fortsatt arbete. Nedan följer en beskrivning av de områden hos kylsystemet där ett fortsatt forskningsarbete kan förväntas leda till effektivare kylsystem. Förångaren: Komponenten förekommer i olika geometrier där korrugeringsvinkel, plattbredd och -längd varieras. 6

Förångaren omgärdas av ett antal krav och önskemål som beror på applikationen. Ett gemensamt önskemål är dock att redan på konstruktionsstadiet kunna dimensionera en energieffektiv förångare för önskad applikation, eller hitta en effektivare plattkonstruktion för och olika applikationer. För detta krävs ett dimensioneringsverktyg, vilket förutsätter ökad kunskap. De områden av förångaren som projektet har fokuserat på är bl.a. följande: - Värmeöverföring och tryckfall på köldmediesidan och inverkan på dessa av plattmönster, yttre geometri, lokala yteffekter och olja. - Förångarens interaktion med övriga komponenter. - Oljans återföring till kompressorn. Kondensorn: - Värmeöverföring och tryckfall på köldmediesidan och inverkan på dessa av plattmönster, yttre geometri, lokala yteffekter och olja. - Inverkan av vätskenivå. - Kondensorns interaktion med övriga komponenter. Kompressorn: - Karakteristiken för en given kompressortyp under olika stationära driftsförhållanden (Variabel hastighet i kompressor). - Kompressorns interaktion med övriga komponenter under stationära förhållanden. - Köldmediets inlösning i kompressoroljan samt medcirkulerade oljemängder. Stryporgan: - Endast termostatiska expansionsventiler kommer att användas. - Stabilitet under stationära förhållanden. - Stryporgans interaktion med övriga komponenter under stationära förhållanden. Syfte och mål Syftet med projektet är sammanställa information rörande som köldmedium i lika applikationer. Avsikten därmed är att möjliggöra effektivisering av kylsystem som använder som köldmedium. Detta kan uppnås genom att identifiera och bättre förstå de parametrar som kan optimeras hos ingående komponenter så att dess verkningsgrad ökar. 7

Deltagande parter Inom projektet har följande parter deltagit; KTH, Institutionen för Energiteknik, Avdelningen för Tillämpad Termodynamik och Kylteknik. SWEP International AB Projektets genomförande Projektet har genomförts dels vid SWEP i Landskrona, dels vid KTH. Som redan nämnts har SWEP gjort beräkningar med företages egna beräkningsrutiner för plattvärmeväxlare som kondensorer och förångare. SWEP har också sammanställt information från leverantörer, systembyggare och användare. KTH har jämfört termodynamiska och transportegenskaper för med motsvarande för andra köldmedier och ur detta dragit slutsatser om förväntade prestanda för kompressorer, kondensorer, förångare och hela system. KTH har också gjort mätningar av prestanda, i en testrigg uppbyggd för ändamålet, för olika plattvärmeväxlare använda som förångare och kondensor, samt för systemsts kompressor. Resultat Resultaten presenteras här i korthet och i urval. Mer fullständig information finns i bilagorna till rapporten. Som nämnts kommer en något fylligare rapport att presenteras under sommaren 2004. Ämnesegenskaper och deras inverkan på förväntade prestanda. är en blandning av lika delar R32 och R125. Den är en nära-azeotrop, vilket innebär att mättnadstemperaturen ändras mycket lite då en vätskemängd successivt förångas till gas. Dess glide är ca 0,1 C. Båda komponenterna är HFCer, vilket innebär att de inte har någon inverkan på ozonskiktet. Blandningen har något högre växthuseffekt än R134a, (1730 ggr CO 2 ). 8

Köldmediets mest utmärkande egenskap vid jämförelse med andra använda medier är dess höga mättnadstryck (se fig. 1). 20 bar nås redan vid 32,5 C. Detta innebär att standardkomponenter använda för andra HFC-medier inte utan vidare kan användas. Vapour pressure (bar) 45 40 35 30 25 20 15 10 5 0-20 0 20 40 60 80 Temperature (ºC) Erfarenhetsmässigt R22 R407c R410a R134a R290 rapporteras ofta att ger högre Fig. 1, Ångtryck för några vanliga köldmedier värme-/köldfaktor än andra medier. Detta kan inte förklaras av tryck/entalpi/temperaturförhållandena i sig, vilket visas av fig 2. COP 2 R134a R407C R290 8 7 6 5 4 3 2-20 -15-10 -5 0 5 10 Evaporation temperature ( C) 1 Fig. 2, Teoretisk jämförelse av köldfaktorn för och några andra köldmedier. (Kondenseringstemperatur 40 C) 9

8 7 6 5 4 3 2 1 0-20 -10 0 10 20 Evaporation temp ( C) R134a R407C R290 Fig. 3, Teoretisk jämförelse av tryckförhållandet för och några andra köldmedier. (Kondenseringstemperatur 40 C) Det höga mättnadstrycket innebär att tryckförhållandet för en given temperaturskillnad blir lägre än för andra medier, vilket visas i fig. 3. Detta bidrar till att ge högre volymetrisk och isentropisk verkningsgrad för kompressorn, vilket är en av orsakerna till den ofta rapporterat höga energieffektiviteten. Kritiska temperaturen för mediet ligger relativt lågt, vid 70 C och 48 bar. Detta innebär att mediet inte i första hand är lämpligt för höga kondenseringstemperaturer. Från formen av köldmediediagrammet, fig 4, framgår att underkylning väsentligt påverkar köldfaktorn vid högre temperaturer. Intern värmeväxling är däremot knappast att rekommendera ur energisynpunkt. 10000 (R32/R125) (0.5/0.5) h, log(p) - diagram Based on REFPROP 6.01 from NIST Excel programming by J. Claesson, KTH, Energy Technology, 2000 40 C 60 C 0.006 m³/kg 0.008 m³/kg 0.01 m³/kg 0.015 m³/kg 0.02 m³/kg 0.03 m³/kg 20 C 0.04 m³/kg Pressure, kpa [= 0.01 bar] 1000 100 10 % 20 % 30 % 40 % -40 C 50 % -20 C 60 % 0 C 70 % 80 % 90 % 0.06 m³/kg 0.08 m³/kg 0.1 m³/kg 0.15 m³/kg 0.2 m³/kg 0.3 m³/kg 0.4 m³/kg 10 100 150 200 250 300 350 400 450 500 550 600 Enthalpy [kj/kg] Fig. 4, h-log(p)-diagram för 10

2 Om termodynamiska- och transportegenskaper kombineras till att bilda godhetstal baserade på kända korrelationer för värmeövergång och tryckfall visar sig ha goda egenskaper: Tryckfallet kan förväntas bli lägre och värmeövergångstalet högre än för andra medier (se fig. 5 och 6). Motsvarande kan förväntas gälla även för kondensation och enfasströmning. FOM E 1.5 1 0.5 O.Pelletier,2003 0-15 -10-5 0 5 10 15 Temperature (ºC) R407c R410a R134a Propane Fig. 5: Godhetstal för värmeövergång vid kokning baserat på Pierres samband. 2 Val av olja Liksom för många andra HFC medier lämpar sig POE-oljor väl för. Som vanligt måste hänsyn tas till att denna oljetyp är starkt hygroskopisk. Mer information om oljeval och oljeegenskaper återfinns i bilaga 1. FOM EDP 1.5 1 0.5 0 O.Pelletier,2003-15 -10-5 0 5 10 15 Temperature (ºC) R407c R410a R134a Propane Tillgänglighet av komponenter Under arbetet med försöksriggen på KTH stod det klart att vissa Fig. 6: Godhetstal för tryckfall vid tvåfasströmning baserat på Pierres samband. komponenter fortfarande är svåra att finna på marknaden. I vissa fall fanns komponenterna i tillverkarnas kataloger, men inte att beställa. Detta gällde speciellt hermetiska kompressorer i lite större storlekar. Flera av de stora kompressortillverkarna säger sig vara på väg att lansera nya kompressorserier, med högre kapaciteter än tidigare, vilket antyder att det inom en snar framtid bör vara möjligt att bygga system för utan att behöva hämta komponenter från andra branscher. En vidare diskussion om komponenter återfinns i bilaga 2. Tryckdirektiv och standarder De höga trycknivåerna med innebär att speciella hänsyn måste tas vad gäller tryckhållfasthet. De nya harmoniserade tryckkärlsnormerna innebär också väsentliga förändringar jämfört med tidigare. Dessa frågor finns utredda närmare i Bilaga 3. i olika applikationer Exempel på användningen av finns presenterad i Bilaga 4. 11

Relativ värmeväxlarstorlek, teoretisk studie Genom att utnyttja Evaporator Chiller Mode: t SWEPs 2=3.5 ºC (5.5 ºC), dt SH=4 K, x IN=0.2, dt W =5 K, dp W =50 kpa 1.4 beräkningsprogram för 1.2 plattvärmeväxlare som 1 förångare och kondensor R22 har den relativa 0.8 R134a värmeväxlarstorleken 0.6 R407C med och några 0.4 andra vanliga 0.2 köldmedier beräknats, 0 jämfört med R22. B15 V80 V200 Exempel på resultat visas i fig. 7. Staplarna Fig. 7: Relativ värmeväxlarstorlek visar antalet plattor i tre olika typer av plattvärmeväxlare som förångare vid förhållanden motsvarande ett vätskekylarfall (förångningstemperatur +3,5 C). Som framgår bör enligt dessa beräkningar värmeväxlararean vara mindre än för R22 och R134a. Förutsättningarna för beräkningarna liksom resultat för flera andra beräkningsfall återfinns i bilaga 5. NoP/NoP R22 Experimentella resultat För att kalibrera beräkningsprogrammet och för att generellt öka förståelsen för processen vid kokning och kondensation i plattvärmeväxlare testades några värmeväxlare under förhållanden som simulerar typiska praktiska tillämpningar. Testriggens utformning framgår av fig. 8. En mer detaljerad skiss av köldmediekretsen återfinns i Bilaga 6. En kondensor testades kopplad i såväl med- som motström. Som förångare testades två värmeväxlare med olika geometrier, båda i motström. Den ena av dessa var försedd med Fig 8: Schematisk skiss av försöksuppställningen 12

fördelningsanordning mellan plattorna för att ge en jämn köldmediefördelning mellan kanalerna. Den andra saknade sådan anordning. Mer information om värmeväxlarna och om testförhållandena återfinns i Bilaga 6. Testresultaten för kondensortesterna återfinns i fig. 9 där finns också data från liknande tester från litteraturen. Man kan konstatera att prestanda blir bättre vid motström än vid medström. Diagrammet visar också tydligt att värmeövergångstalet ökar med ökande belastning. Detta antyder att filmtjockleken, vilken förutsätts bestämma värmeövergånstalet vid kondensation, minskar med ökande effekt. Detta innebär att filmtjockleken bestäms av gasflödeshastigheten och inte av gravitationskrafterna. Trender och nivåer för dessa försök U (W/m².K) 3000 2500 2000 1500 1000 500 0 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 Heat Flux (kw/m²) cocurrent counterflow comheta B () comheta B (R134a) comheta B (R407c) comheta B (R22) Fig 9: Testresultat, kondensor överensstämmer väl med de införda resultaten från litteraturen för. Litteraturdata visar också, som väntat, att ger högre värmeövergångstal än de andra testade medierna. Fig. 10 visar testresultat från de två testade 3000 förångarna tillsammans 2500 med värden för liknande 2000 värmeväxlare från 1500 litteraturen. Förångaren utan fördelningsanordning 1000 (B25) ger betydligt lägre 500 värmeövergångstal än den 0 andra, V80, vilken konstruerats som förångare. Heat Flux (kw/m²) Trenderna är också helt olika: B25 ger i stort sett Fig 10: Testresultat, förångare konstant värmeövergångstal oberoende av yteffekten, medan V80 ger ökande värmeövergångstal med ökande yteffekt. Trender och nivåer för de övriga värmeväxlarna ligger mellan de två testade. U (W/m².K) 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 Large CBE (R410a) Small CBE (R410a) comheta B (R410a) comheta B (R134a) comheta B (R407c) comheta B (R22) 13

Bilagor Bilaga 1: Val av olja Lubricant compatibility, consequences and recommendations (AO) In general all compressor technologies on the market claim some kind of lubricant to prevent outwear of the moving parts inside the compressor. The lubricant comes in contact with the refrigerant circulating through the compressor and therefore an appropriate lubricant must not only provide the compressor with lubricant properly but must also be compatible with the refrigerant in terms of miscibility and solubility. The vast majority of the lubricant is often separated from the refrigerant and a small amount will inevitably be lost to the refrigerant. Thus, if the two fluids are not soluble the oil may foul the heat transfer area in the system leading to loss of performance. There are three different types of lubricant oils: - Mineral oils are basically a selected fraction of crude oil. - Modified mineral oils are the result of forced molecule rearrangement of mineral oils. - Synthetic oils do not consist of any molecules represented in crude oil but is the outcome of controlled chemical reactions of a limited number of well-defined components. A nice feature of the synthetic oils is that they can be carefully designed to fulfill the desired performance to be compatible with a specific refrigerant. Full name Alkyl Benzene Polyalphaolefin Polyalkylene Glycol Polyvinyl Ether Polyol Ester Examples of synthetic lubricant oils Abbreviation AB PAO PAG PVE POE Before the HFCs entered the market mineral oil was the obvious choice of lubricant in refrigerant systems. Mineral lubricants have good compatibility with earlier wide spread refrigerants such as sulfur dioxide, carbon dioxide, CFCs and also with hydrocarbons. A lot of research was done during the development of the HFCs to find appropriate lubricants. By now it is widely accepted to use the synthetic POE 14

(Polyol Ester) oil for compressor lubrication in HFC systems i.e. systems containing refrigerants from the R400-group. is no exception to that standard. It is important to keep the system clean from moisture because POE oils are hydroscopic i.e. they readily absorb moisture. Accordingly, as for all refrigerant systems the atmosphere exposure should be kept to a minimum. However, to be able to defeat their opponents by means of energy efficiency, cost efficiency and environmental appropriateness, system builders continuous look for better lubricants than POEs. Research has been done on semi-soluble lubricants that may be able to enhance system efficiency without need for oil separation equipment, together with reduced lubricant cost. POEs has excellent solubility and miscibility with HFCs but a drawback is that they tend to wear specific parts in certain compressor configurations. Semi-soluble lubricants may be a remedy to this problem. Another interesting angle of approach to the lubricant task is to completely remove the oil from the refrigerant system i.e. inventing compressors without frictional parts. There is actually one company called Turbocor marketing an oilfree centrifugal refrigerant compressor for R134a and capacities ranging from to 26 (10% load) to 320 kw (75Rt and 90Rt models). In the future oil-free compressors for lower capacities may very well show up. References - Scroll compressors in application, http://www.eurocooling.com/articlecopeland.htm - Development of lubricants for Industrial Refrigeration P M Banfini, A P Swallow, http://www.centrogalileo.it 15

Bilaga 2: Komponenter för Existing components and trends (AO) operates at higher pressure than most other refrigerants e.g. R22, R134a and R407C. Therefore the system components have to cope with the higher pressure. Since is generally accepted as one of the future refrigerants the selection of components has accelerated the last couple of years. As an example one of the world s leading compressor manufacturers, Copeland Corp., announced the manufacturing of its 500,000 th Scroll compressors during 2002. In addition the pre-season sales of Copeland Scrolls year 2002 exceeded 2001 with 104%. Below follows a selection of key components for available on the market. Compressors Copeland produces scroll compressor for Air conditioning in the range 4-70 kw (table 1.1 conditions). Important to notice is that below 30 kw Copelands compressors are approved for 43 bar(g) but the units above 30kW are approved to 32 bar(g) only. Danfoss-Maneurop presented their new range of scroll compressors for commercial air conditioning at the IKK exhibition 2003. There were single compressors and tandem assemblies from 30 to 150 kw of cooling capacity (table 1.1 conditions). However, so far it appears not to be possible to purchase compressors from Danfoss-Maneurop. Expansion valves PED approved thermal expansion valves for 40-45 bar are very hard to find on the market. The only alternative seems to be electronic expansion valves that can cope with much higher pressures than 45 bar. Other Components Today s commercially marketed copper pipes are able to withstand claimed pressures, 40-45 bar(g), to a diameter of about 12 mm. Above 12 mm steel pipes have to be used. According to pipe suppliers more massive copper pipes will be produced for greater specific demands. PED approved sight glasses, filter dryers, oil separators and pressure gauges for 45 bar are also very hard to find at refrigerant component suppliers. Therefore, anyone who wants to design a system today has to glance towards other technical branches such as for example the hydraulic field. 16

Tanks such as liquid receivers and suction accumulators are hard to find. Nevertheless, the Swedish wholesaler Ahlsell offer some tanks approved for 48 bar(g) working pressure. The general impression is that most actors on the refrigeration market believe in as a future refrigerant and follows the development carefully. However, large amount of system components still has to be developed. References - http://www.jarn.co.jp/news/2002_q4/21018_copland_produces.htm - http://www.ecopeland.com/prodcat.cfm - Verbal discussions with representatives for Ahlsell Kyl, Tempcold and Svenska Kedulab AB. 17

Bilaga 3: Tryckdirektiv och standarder Approvals and standards for components (AO) generates higher pressures than most refrigerants and therefore components and systems intended for has to be approved for higher pressure-levels. From an environmental point of view goes under the same classification as other refrigerants in the R400 group. For low temperature applications the same equipment can therefore be used as for R407C, without practical verification by a third part. Naturally, this is on condition that the equipment is approved for the present pressure. The market demand on components seem to be about 40-45 bar gauge pressure corresponding to about 63-68ºC condensing temperature. Below follows a brief presentation of the Pressure Equipment Directive (PED). Background to PED and CE The Pressure Equipment Directive (97/23/EC), abbreviated PED, was adopted by the European Parliament and the European Council in May 1997. The directive came into force on 29 November 1999. Until 28 May 2002, manufacturers can choose to be subject to PED or their present national legislation. From 29 May 2002, PED has been obligatory throughout the European Union plus Norway, Liechtenstein, Iceland and Switzerland. The Directive arises from the European Community's program for elimination of technical barriers to trade, and is formulated under the "New Approach to Technical harmonization and Standards". The purpose is to harmonize national laws covering design, manufacturing, testing and conformity assessments of pressure equipment and assemblies of pressure equipment. CE-marking of pressure vessels Several different types of product groups falls within the scope of PED, one is pressure vessels. This group includes pressure vessels designed for gas or liquid with a working pressure of more than 0.5 bar(g). If the working pressure is less than 0.5 bar(g), the products are not covered by the PED directive and must not be CE-marked. Apart from some pressure vessels falling completely outside the scope of PED, special rules apply to pressure vessels with small hold-up volumes. Even if these low-volume pressure vessels are covered by PED, they must not be CE-marked. They are instead covered by SEP (Sound Engineering Practice), a special part of PED. The regulations that apply to SEP are not quite as strict. For example, it is left to the manufacturer to show that the product is manufactured in accordance 18

with sound engineering practice. Like pressure vessels less than 0.5 bar(g), products that fall within the framework of SEP must not be CE-marked. Establishing the product s group The first thing to do when classifying a pressure vessel for PED is to decide whether it belongs to the group of "dangerous media" or "non-dangerous media". Once the Fluid Group has been established, the product is to be classified as category I, II, III or IV. Note that the framework for the four categories is different, depending on the Fluid Group. Dangerous media, Fluid Group 1: Explosive, extremely or highly flammable, flammable where the maximum allowable temperature is above flashpoint, toxic or very toxic and oxidizing media. Non-dangerous media, Fluid Group 2: All other fluids including steam. Characteristics of the pressure vessel: Maximum allowable pressure, PS (System Design Pressure). Volume for each circuit, V. Volume refers to the internal volume of each circuit of the heat exchanger. Pressure vessels intended for media with a vapor pressure exceeding an atmospheric pressure by more than 0.5 bar are handled by one of the following cases: 1. If the unit is used for Fluid Group 1 (dangerous media), the volume exceeds 1 liter and the product index PSxV is equivalent to or higher than 25. Use chart 1. 2. If the unit is used for Fluid Group 2 (non-dangerous media), the volume exceeds 1 liter and the product index PSxV is equivalent to or higher than 50. Use chart 2. Pressure vessels intended for media with a vapor pressure of maximum 0.5 bar above atmospheric pressure are handled by one of the following cases: 1. If the unit is used for Fluid Group 1 (dangerous media), the volume exceeds 1 liter and the product index PSxV is equivalent to or higher than 200. Use chart 3. 2. If the unit is used for Fluid Group 2 (non-dangerous media), PS exceeds 10 bar and the product index PSxV is equivalent to or higher than 10 000. Use chart 4. 19

Establishing the product s category When the group for the pressure vessel has been established, the next step will be to determine its category. In total, there are four categories (I-IV). In general, the higher category, the stricter demands on the product's properties and the manufacturer's quality system. For example, a product in category IV is subject to the most stringent and wide-ranging demands. Establishing the category for a vessel intended for media with a vapor pressure exceeding atmospheric pressure by more than 0.5 bar Chart 1 shows how a pressure vessel is categorized on the basis that it belongs to Fluid Group 1 (dangerous media) together with a vapor pressure exceeding atmospheric pressure by more than 0.5 bar. The critical variables, pressure (PS) and volume (V), can easily be established. For example, a pressure vessel with an operating pressure of 30 bar and volume of 15 liters falls within category III. (200<PS V<1000). Chart 2 shows how a heat exchanger is categorized on the basis that it belongs to Fluid Group 2 (non-dangerous media) together with a vapor pressure exceeding atmospheric pressure by more than 0.5 bar. The same procedure as explained for Fluid Group 1 is carried out for Fluid Group 2 in order to establish the product's category. Please note the differences in PS V-index ranges visualized in the chart. 20

Chart 1 Chart 2 Establishing the category for a vessel intended for media with a vapor pressure of maximum 0.5 bar above atmospheric pressure Chart 3, shows how pressure vessel is categorized on the basis that it belongs to Fluid Group 1 (dangerous media) and with a vapor pressure of maximum 0.5 bar above atmospheric pressure. The critical variables, pressure (PS) and volume (V), can easily be established. For example if the operating pressure is 20 bar and the pressure vessel s hold-up volume is 20 liters, then the intersection point indicates category 2. Chart 4, shows how a heat exchanger is categorized on the basis that it belongs to Fluid Group 2 (non-dangerous media) and with a vapor pressure of maximum 0.5 bar above atmospheric pressure. The same procedure as explained for Fluid Group 1 is performed for Fluid Group 2 in order to establish the product's category. Please note the differences in PSxV-index ranges between the charts. Chart 3 Chart 4 21

Bilaga 4: Analys av inom olika användningsområden Analysis of in different refrigerating systems (AO) There are several factors that have to be considered when selecting refrigerant for a specific refrigerating system. Five main factors can be sorted out: Thermo physical properties, technological aspects, economic aspects, safety factors and environmental appropriateness. When benchmarking against all available refrigerants at present, there is no doubt that is one of the most competitive long-term refrigerant alternatives for a large number of refrigerant systems. This chapter discusses some potential future main applications. Air conditioning All major manufacturers agree on as the next widely spread refrigerant for air condition systems below 35 kw (10 HP). Likely there will be a considerably amount of larger capacity systems in the future as well but initially the conversion will be applied to smaller systems. Air conditioning can be provided with different systems: Chillers A chiller can be used either directly or indirectly to cool for example industrial fluids or residential or commercial areas, by utilizing the energy-absorbing effect of an evaporator. In an indirect comfort chiller, water is cooled in the evaporator and then distributed to air-cooling batteries (se fig x.x), which in turn delivers cool air to the ambient space. Figure x.x Principle sketch of an indirect comfort chiller. Water becomes cooler inside a brazed evaporator. The water cools the ambient space through an air battery. In a direct system the evaporation process is accomplished directly in the air battery. 22

Water Evaporation temperature (Tdew) 3.2 C Inlet temperature 12 C Inlet vapor quality 0.20-0.25 Outlet temperature 7 C Superheating 7K Pressure drop max 50 kpa Pressure drop max 50 kpa Table x.x Example of design conditions for a chiller evaporator Water Inlet gas temperature 80 C Inlet temperature 40 C Condensation temperature 50 C Outlet temperature 45 C (Tdew) Subcooling 5K Pressure drop max 50 kpa Pressure drop max 50 kpa Table x.x Example of design conditions for a chiller condenser Reversible heat pumps Reversible heat pumps can be utilized to provide both air conditioning and heating, depending on the requirements. The operation of the compressor and secondary fluid is constant, but a four-way valve can reverse the refrigerant flow. Figure x.x shows reversible heat pump systems with a compact brazed heat exchanger (CBE) working as a condenser and an evaporator, respectively. A positive aspect of the reversibility is that the air-coil can be defrosted during wintertime. Gas heat pumps GHP (Gas engine driven Heat Pump) is a special type of air-to-air heat pump where a gas engine propels an open compressor. GHP systems provide warm air (for heating purpose) in the wintertime and deliver cool air during the warm season. The gas engine is powered by natural- or propane gas, which means a minimum of electricity consumption. This product is at present mainly Figure x.x Schematic view of a reversible heat pump. The CBE operates both in co-current flow as condenser (upper, and in countercurrent flow as evaporator (lower). The fourway valve directs the refrigerant flow after the compressor. 23

available in Japan in cooling capacities from 10 up to 105 kw (3 up to 30 HP). The Compact Brazed heat Exchanger in a GHP system works as a sub-evaporator in the heating cycle where heat from the gas engine is used for evaporating the refrigerant after the main evaporator. In the cooling cycle the CBE has no purpose and depending on system type, the CBE is either by-passed or used with full refrigerant flow. Figure x.x: GHP in heating mode In figure x.x and x.x a typical GHP system is described during heating and cooling mode. A reversible valve controls the two functions. Today GHP systems using either R22 or R407C are available on the market but there are strong indications that some of the GHP manufacturers will switch to in near future. However, it is not clear if systems will be developed all the way up to 105 kw (30 HP). Figure x.x: GHP in cooling mode Dedicated Heat Pumps Dedicated heat pumps are common in cold countries where the low requirement for air conditioning during the summer makes reversible heat pumps less attractive. Heat required by the evaporation comes from the surroundings through a loop of brine circulating under ground (see figure x.x). The energy may very well be taken from a lake, the bedrock or the ambient air as well. By optimizing the heat pump for heating only, the Figure x.x: A dedicated heat pump system with a secondary fluid loop buried in the garden. Through the compression in the heat pump unit, the energy from outside becomes converted to comfortable heat. 24

operating cost will be lower than for reversible heat pumps. Dedicated heat pumps can also be used to produce hot tap water by increasing the condensing temperature when hot water is required. Another alternative to produce hot tap water is to combine the system with a desuperheater. Dedicated heat pumps operate with relatively low temperature differences in both evaporator and condenser to maximize the coefficient of performance (COP). Figure x.x: Fundamental sketch over a desuperheater installation Ethylene glycol 30% Evaporation temperature -7 C Inlet temperature 0 C (Tdew) Inlet vapor quality 0.3 Outlet temperature -3 C Superheating 3-4 K Pressure drop max 20kPa Pressure drop max 20 kpa Table x.x Example of design conditions for a heat pump evaporator Water Inlet gas temperature 80 C Inlet temperature 25 C Condensation temperature 35 C Outlet temperature 35 C (Tdew) Superheating 5K Pressure drop max 20kPa Pressure drop max 20 kpa Water Inlet gas temperature 80 C Inlet temperature 40 C Condensation temperature 50 C Outlet temperature 50 C (Tdew) Superheating 5K Pressure drop max 20kPa Pressure drop max 20 kpa Table x.x Design conditions for heat pump condensers. The 50 C case is necessary when higher water temperatures are needed e.g. tap water heating. 25

Other Applications Industrial refrigeration is a much diversified field but in general, industrial chillers cool industrial fluids and brines. Here, is especially interesting for lowtemperature applications because of its high specific refrigerating capacity. Though, development of high- and medium capacity components remain to be developed. Today can be found in some marine applications. Examples of both refrigerated ships and self-contained container ships hosting systems occur. However, for the most fast growing marine sector, the self-contained container ships, R134a clearly dominates for the chilled products and R404A for the frozen products. References - Francois Billiard Selection of refrigerants on a per-application basis http://www.iifiir.org/2endossiers_dossiers_choix.htm - Japan Air Conditioning, Heating & Refrigeration News (JARN) February 25, 2003 - Internal documents of SWEP International AB Pros and cons R407C R134a Ammonia Pros Low specific volume, lead to smaller piping and other components No glide (0.1K) No ODP (Ozone Depleting Potential) Cooling capacity (47% better than R22) Appropriate for new systems Most similar to R22, the system properties remain when converting R22 to R407C Cooling capacity (1% better than R22) No glide No ODP COP (1% better than R22 due to lower power input) No ODP No GWP Low refrigerant price Appropriate for new systems Cons High pressure, need special components GWP (Global Warming Potential) Not appropriate when converting old R22 systems COP (7% worse than R22) Low critical temperature (73ºC), limiting the condensation temperature. Glide (4-7K) COP (3% worse than R22) GWP Cooling capacity (35% lower than R22) High specific volume, lead to larger piping and other components Toxic and flammable Special materials needed Not appropriate when converting old R22 systems 26

References - Kyla No. 4 2001 - Köldmedier by Per-Erik Nilsson within EFFEKTIV project (Sweden) - Bitzer Internationals Refrigerant Report 11 th ed. 27

Bilaga 5: Beräkning av förväntad relativ värmeväxlarstorlek Theoretical study of Compact Brazed Heat Exchangers using as refrigerant (HH) A theoretical study i.e. calculations in the in-house (SWEP) developed software SSP CBE has been carried out with as refrigerant and with the compact brazed heat exchangers (CBE) working as evaporators and condensers. In order to reduce the number of calculations the following working conditions were used for the design of heat exchanger working in chiller and heat pump mode, respectively. CHILLER MODE: Table 1 Evaporator Primary side Secondary side Water Capacity Q 2 35 kw Evaporation temperature (dew t 2 2 & 3 ºC point) Inlet vapour quality x IN 0.2 & 0.25 - Degree of superheat dt SH 4 & 7 K Pressure drop refrigerant side dp REF 50 kpa Entering water temperature t W,IN 12 ºC Leaving water temperature t W,OUT 7 ºC Pressure drop water side dp W 50 kpa Table 2 Condenser Primary side Secondary side Water Capacity Q 1 35 kw Desuperheat temperature t DSH 70 & 80 ºC Condensing temperature (dew point) t 1 50 ºC Degree of subcooling dt SC 5 K Pressure drop refrigerant side dp REF 50 kpa Entering water temperature t W,IN 40 ºC Leaving water temperature 45 ºC t W,OU Pressure drop water side dp W 50 kpa T 28

HEAT PUMP MODE: Table 3 Evaporator Primary side Secondary side Ethylene Glycol Water 30% Capacity Q 2 4 kw Evaporation temperature (dew t 2-7 ºC point) Inlet vapour quality x IN 0.3 & 0.35 - Degree of superheat dt SH 4 & 5 K Pressure drop refrigerant side dp REF 50 kpa Entering brine temperature T BRINE,IN 0 ºC Leaving brine temperature T BRINE,OUT -3 ºC Pressure drop brine side dp BRINE 20 kpa Table 4 Condenser Primary side Secondary side Water Capacity Q 1 5 kw Desuperheat temperature t DSH 70 & 80 ºC Condensing temperature (dew point) t 1 35 & 50 ºC Degree of subcooling dt SC 5 K Pressure drop refrigerant side dp REF 50 kpa Entering water temperature t W,IN 25 & 40 ºC Leaving water temperature 35 & 50 ºC t W,OU Pressure drop water side dp W 20 kpa The most difficult working condition to fulfill (i.e. the one that gave the most number of plates) is shown in the table 5 and 6 below. Results of calculations in SSP CBE: Table 5: Chiller: t 2 =3 ºC, x IN =0.2, dt SH =7 K and heat pump: t 2 =-7 ºC, x IN =0.3, dt SH =5 K Operation Model NoP q 2 dp REF t W,OUT - dp W T t REF,IN Evaporator B-Types kw/m 2 kpa K kpa Chiller V25 54 10.7 21.0 3.41 49.0 B80 62 9.7 10.3 3.75 21.5 V80 48 12.7 14.0 3.64 33.0 Heat pump B15 26 4.9 6.0 3.8 20.6 B25 20 3.5 6.3 3.78 18.8 B16 30 3.6 1.4 4.0 3.8 29

Table 6: Chiller & heat pump: t DSH =70 ºC, t 1 =50 ºC, dt SC =5 K Operation Model NoP q 1 dp REF dp W Condenser B-Types kw/m 2 kpa kpa Chiller B10 76 15.3 0 18.4 B80 36 17.2 2.1 50.1 B16 62 14.6 0 14.1 Heat pump B8 54 4.4 0 0.5 B25 16 5.7 0.2 2.6 B15 34 4.6 0 1.2 The result from SSP CBE is based on general dimensionless correlations for heat transfer and pressure drop, which have not been experimentally verified for. Evaporator The results for the evaporators show that the temperature difference between the leaving water temperature and the refrigerant inlet temperature is well above 2 K. This value is by experience the minimum allowed value for the onset of the boiling process. This also mean that the evaporation temperature can be increased and thereby enhance the system performance (COP). The pressure drop is below the specified (50kPa) on the water side for the B80 and V80 model operating in chiller mode, this means that the chevron angle can be increased in order to increase the heat transfer and thereby get a more efficient heat exchanger i.e. less number of plates. The same yields for the B16 model running as heat pump. The specified maximum pressure drops on the refrigerant side for the evaporators were 50 kpa and 20 kpa in chiller and heat pump mode respectively. The refrigerant pressure drop shown in table 5 is well below these values. This could indicate that a plate with a wider channel on the water than on the refrigerant side could be an alternative. Existing plate design and consequences from a theoretical point of view regarding future design and optimisation In table 7 the existing models with some of the plate dimensions can be seen. 30

Table 7 B8 B10 B15 B16 B25/ V25 B80/ V80 Heat transfer m 2 0.0 0.03 0.03 0.04 0.063 0.060 area 22 2 6 1 Plate length mm 278 243 432 287 478 470 Plate width mm 70 113 70 113 113 113 Port size Mm 16 24 16 33 24 33 Length/Width - 4.0 2.2 6.2 2.5 4.2 4.2 Width/Port size - 2.2 2.4 2.2 1.7 2.4 1.7 Factors influencing the thermal and hydraulic performance (heat transfer and pressure drop) are among others the plate geometry. A larger chevron angle will increase the pressure drop and thereby increase the heat transfer. But at the distribution area, the area around the ports, the opposite will be true. Here the media is experiencing a lower chevron angle because the media flow from the port in the direction of the plate edge to distribute over the plate width. A smaller port size in relation to the plate width will give a larger distribution area, which is less effective but it will increase the total heat transfer area. If the heat transfer is lower in this region this will penalize the onset of the boiling (in an evaporator) and a longer plate will be needed to accomplish the evaporation. All V-models are equipped with a distribution device in order to improve the channel-to-channel distribution. Working conditions and the choice of refrigerant significantly influences the design of this device. The models to be tested at KTH can be seen in table 8. Table 8 Model NoP A PLATE A TOT F1 F3 F2 & F4 Serial No. m 2 m 2 B15 32 0.034 1.02 16 12.8 ¾ ISOG 1020871320267 B25 34 0.063 2.02 22U 12.8 1 ¼ 1021071421788 ISOG V80 34 0.061 1.95 35.1 16U 1 ¼ 1020874020093 ISOG Dedicated Heat Pump Evaporators B15 32 0.034 1.02 16 6.5 ¾ ISOG 1030871320153 V80 34 0.061 1.95 35.1 9.6 1 ¼ ISOG 1030974020502 And the working conditions to be tested for these models are the following: 31

CHILLER MODE: Table 9 Evaporator Primary side Secondary side Water Capacity q 2 8-16 kw/m 2 Evaporation temperature (dew point) t 2 2 ºC Inlet vapour quality x IN 0.2 - Degree of superheat dt SH 4 K Water temperature difference dt W 5 K Table10 Condenser Primary side Secondary side Water Capacity q 1 10-18 kw/m 2 Desuperheat temperature t DSH 75 ºC Condensing temperature (dew point) t 1 40 ºC Water temperature difference dt W 5 K HEAT PUMP MODE: Table 11 Evaporator Primary side Secondary side Ethylene Glycol Water 30% Capacity q 2 3-8 kw/m 2 Evaporation temperature (dew point) t 2-5 ºC Inlet vapour quality x IN 0.2-0.4 - Degree of superheat dt SH 4 K Brine temperature difference dt BRINE 3 K Table 12 Condenser Primary side Secondary side Water Capacity q 1 4-9 kw/m 2 Desuperheat temperature t DSH 90 ºC Condensing temperature (dew point) t 1 55 ºC Water temperature difference dt W 10 K Comparison between different refrigerants and heat exchanger models Due to the large temperature glide for R407C a higher evaporation and condensation temperature have been used. This value is approximately giving an 32

average temperature (40, 35 and 55 ºC), which is the same as for the other refrigerants. Table 13 Refrigerant dt W,EVAP t 2 dt t DSH t 1 dt SC x IN dt W,COND SH Chiller K ºC K ºC ºC K - K R22, R134a, 5 (12-7) 2 4 70 40 2 0.2 5 (30-35) 5 (12-7) 3.5 4 70 40 2 0.2 R407C 5 (12-7) 4 4 70 42 2 0.2 5 (12-7) 5.5 4 70 42 2 0.2 Heat pump R22, R134a, 3 (0- -3) -7 4 70 35 2 0.25 10 (25-35) 3 (0- -3) -7 4 90 55 2 0.35 10 (45-55) R407C 3 (0- -3) -5 4 70 37 2 0.25 10 (25-35) 3 (0- -3) -5 4 90 57 2 0.35 10 (45-55) In table 14 the capacity used to calculate the required number of plates for the different models can be seen. Table 14 Evaporator B15 V80 V200 Q 2,CHILLER [kw] 10 45 180 Q 2,HEAT PUMP [kw] 5 20 80 Condenser B15 B25 B45 Q 1,CHILLER [kw] 12 34 140 Q 1,HEAT PUMP [kw] 4.5 20 80 In figures 1 to 14 below the results from calculations in SSP CBE can be seen. The different working conditions are calculated with both a water pressure drop of 35 and 50 kpa. The figures show the relative difference in number of plates (NoP) for R134a, and R407C compared to R22. 33

Evaporator in Chiller Mode 1.4 Evaporator Chiller Mode: t 2 =2 ºC (4 ºC), dt SH =4 K, x IN =0.2, dt W =5 K, dp W =35 kpa 1.2 NoP/NoP R22 1 0.8 0.6 0.4 R22 R134a R407C 0.2 0 B15 V80 V200 Figure 1 1.4 Evaporator Chiller Mode: t 2 =2 ºC (4 ºC), dt SH =4 K, x IN =0.2, dt W =5 K, dp W =50 kpa 1.2 NoP/NoP R22 1 0.8 0.6 0.4 R22 R134a R407C 0.2 0 B15 V80 V200 Figure 2 The improvements, when using instead of R22, in less number of plates for the B15 model at an evaporation temperature of 2 ºC is approximately 10% when the water pressure drop is restricted to 35 kpa, figure 1. Increasing the allowable water pressure drop to 50 kpa increases this figure to 20% for the B15 model. This pressure drop increase also induces a reduction of the number of plates for the V80 and V200 model of about 20%, see figure 2. 34

1.4 Evaporator Chiller Mode: t 2 =3.5 ºC (5.5 ºC), dt SH =4 K, x IN =0.2, dt W =5 K, dp W =35 kpa 1.2 NoP/NoP R22 1 0.8 0.6 0.4 R22 R134a R407C 0.2 0 B15 V80 V200 Figure 3 1.4 Evaporator Chiller Mode: t 2 =3.5 ºC (5.5 ºC), dt SH =4 K, x IN =0.2, dt W =5 K, dp W =50 kpa 1.2 NoP/NoP R22 1 0.8 0.6 0.4 R22 R134a R407C 0.2 0 B15 V80 V200 Figure 4 An increase of the evaporation temperature from 2 to 3.5 ºC will increase the reduction of number of plates further for compared to R22. The reduction for is about 25-30% for all the models, figure 3. A higher allowable water pressure drop, i.e. 50 kpa will not affect the number of plates when using as the refrigerant. 35

Evaporator in Heat pump Mode 1.4 Evaporator Heat pump Mode: t 2 =-7 ºC (-5 ºC), dt SH =4 K, x IN =0.25, dt B =3 K, dp B =35 kpa 1.2 NoP/NoP R22 1 0.8 0.6 0.4 R22 R134a R407C 0.2 0 B15 V80 V200 Figure 5 1.4 Evaporator Heat pump Mode: t 2 =-7 ºC (-5 ºC), dt SH =4 K, x IN =0.25, dt B =3 K, dp B =50 kpa 1.2 NoP/NoP R22 1 0.8 0.6 0.4 R22 R134a R407C 0.2 0 B15 V80 V200 Figure 6 In the heat pump mode the reduction in number of plates is about 15% for B15 and V200 at the lower pressure drop for, figure 5. For the higher allowable pressure drop this figure increase to 20 and 25% for B15 and V200 respectively, figure 6. For the V80 model there is no reduction at the lower pressure drop and at the higher a 10% reduction. 36

1.4 Evaporator Heat pump Mode: t 2 =-7 ºC (-5 ºC), dt SH =4 K, x IN =0.35, dt B =3 K, dp B =35 kpa 1.2 NoP/NoP R22 1 0.8 0.6 0.4 R22 R134a R407C 0.2 0 B15 V80 V200 Figure 7 1.4 Evaporator Heat pump Mode: t 2 =-7 ºC (-5 ºC), dt SH =4 K, x IN =0.35, dt B =3 K, dp B =50 kpa 1.2 NoP/NoP R22 1 0.8 0.6 0.4 R22 R134a R407C 0.2 0 B15 V80 V200 Figure 8 At a higher vapour quality, figures 7 and 8, no notable difference in number of plates can be seen. 37