Prírodné chladivá - CO2 v TČ

Slovenského zväzu pre chladiacu a klimatizačnú techniku Zväz je členom CO CHKT, SOPK, SPPK, ZSVTS, AREA, EHPA

Cyklus vzdelávania o prírodných chladivách

5_výukový modul tepelné čerpadlá s CO2

www.szchkt.org

Tepelné čerpadlá s CO2

Termodynamická efektívnosť

COP vo vzťahu k účinnosti kompresora

Optimálny tlak chladiča plynu vo vzťahu ku COP

Integrované systémy – priestorové vykurovanie a ohrev vody

Január 2011

Prírodné chladivá a tepelné čerpadlá

Z OBSAHU

CHLADIVÁ

Chladivo CO2 Strana 2

Slovenský zväz pre chladiacu a klimatizačnú techniku

PRÍRODNÉ CHLADIVO CO2 výukový modul 5

Obsah Strana

5 TEPELNÉ ČERPADLÁ S CO2 35.1 Úvod 35.2 Termodynamická efektívnosť 55.2.1 Modifikovaný Lorenzov obeh 65.2.2 Ideálny a reálny Lorenzov obeh 75.3 Energetická efektívnosť 95.3.1 COP 95.3.2 COP jednostupňového obehu 105.3.2.1 COP vo vzťahu ku výstupnej teplote 125.3.2.2 COP vo vzťahu ku výstupnej a výparnej teplote 145.3.2.3 COP vo vzťahu ku účinnosti kompresora 145.3.3 Optimálny tlak chladiča plynu vo vzťahu ku COP 185.4 Tepelné čerpadlá na ohrev vody 215.5 Integrované systémy – priestorové vykurovanie a ohrev vody 315.6 Priestorové vykurovanie a chladenie 474.7 Reverzibilné klimatizačné zariadenia 545.8 Sušičky 57 Použité skratky 59

Literatúra: Prírodné chladivo CO2. Projekt financovaný agentúrou Leonardo Da Vinci: NARECO 2. © KHLim vzw, ISBN 9789081346733, október 2009 Vydalo: Katholieke Hogeschool Limburg, Campus Diepenbeek, Agoralaan Gebouw B bus 3, 3590 Diepenbeek, www.khlim.be Autori: Prof. Ezio Fornasieri, Claudio Zilio, Luca Cecchinato, Marco Corradi, Silvia Minetto, Padova Italy, Christian Heerup Danish Technological Institute, Samer Sawalha, Royal Institute of Technology (KTH), Sweden, by Dr.‐Ing. Armin Hafner SINTEF Energy Research, Norway, Jørn Stene, SINTEF Energy Research, Norway Preložili: Prof. Ing. Václav Havelský, PhD., Moduly 1,5, Doc. Ing. Peter Tomlein, PhD. Modul 2 Vydal: SZ CHKT Rovinka ako učebné texty pre potreby členov Zväzu bez lektorskej úpravy


PRÍRODNÉ CHLADIVO CO2

Výukový modul 5

Tepelné čerpadlá s CO2

5.1 Úvod Systémy tepelných čerpadiel v budovách a priemysle majú nasledovné aplikácie:

Priestorové vykurovanie, ohrievanie vetracieho vzduchu a prípravu teplej vody Ohrievanie vody pre priemyselné procesy, sušenie, vyparovanie a destilácia Priestorové chladenie, chladenie počítačov a chladenie vody v priemyselných

procesoch Pretože tepelné čerpadlá využívajú voľne dostupné zdroje tepla, buď teplo okolia alebo odpadné teplo, znižujú výrazne spotrebu primárnej energie v porovnaní s konvenčnými vykurovacími systémami. Z celkového tepla dodávaného z tepelného čerpadla môže byť 50 až 90 % získané z obnoviteľného alebo odpadného tepla. Ak je systém tepelného čerpadla v budove spojený s vysoko kvalitným zdrojom tepla s dostatočne nízkou teplotnou úrovňou, napríklad morskou vodou, podzemnou vodou alebo skalou, všetok alebo značný podiel ročného požiadavku chladu môže byť pokrytý pomocou odvodu prebytku tepla z chladiaceho systému do zdroja tepla. Pokiaľ tepelné čerpadlo nie je prevádzkované v chladiacom režime, je potreba chladu pokrytá voľným chladením, ktoré je definované ako obnoviteľné chladenie. Tepelné čerpadlá používajúce kysličník uhličitý (CO2, R744) ako pracovnú látku, môžu dosiahnuť vysokú efektívnosť obehu v dôsledku jej priaznivých termofyzikálnych vlastností. Ale to vyžaduje, že jednotlivé komponenty, jednotka tepelného čerpadla ako aj druhotné systémy na chladnej aj teplej strane tepelného čerpadla sú navrhované pre využitie jedinečných vlastností CO2. V ďalšom sú diskutované nasledovné aplikácie systémov tepelných čerpadiel s CO2:

Tepelné čerpadlá pre ohrev vody (HPHW - TČTV) Integrované systémy tepelných čerpadiel – priestorové vykurovanie a ohrev teplej

vody Tepelné čerpadlá pre priestorové vykurovanie a ohrievanie vetracieho vzduchu –

vodné distribučné systémy Reverzibilná úprava vzduchu – systémy vzduch – vzduch Tepelné čerpadlá pre sušenie


Prvé dve kapitoly diskutujú základné aspekty týkajúce sa termodynamickej efektívnosti ktoré sú jedinečné pre obehy tepelných čerpadiel s CO2.

5.2. Termodynamická efektívnosť – porovnávacie obehy pre tepelné čerpadlá s CO2

5.2.1 Modifikovaný Lorenzov obeh Pre tepelné čerpadlá, kde teplo je absorbované a odovzdávané pri prakticky konštantnej teplote a tlaku je používaný ako teoretický porovnávací obeh reverzibilný Carnotov obeh. Ale pre transkritické obehy s CO2, kde teplo je absorbované pri konštantnej teplote pri podkritickom tlaku a odovzdávané pri premenlivej teplote CO2 v chladiči plynu pri nadkritickom tlaku, je vhodnejší ako teoretický porovnávací obeh modifikovaný Lorenzov obeh (Klöcker,1998). Tento obeh je charakteristický nasledovnými zmenami stavu na obr. 5.2.1 (T-s diagram), kde Tm je priemerná teplota zohrievanej tekutiny [K] a T0 je teplota zdroja tepla [K]: 4s – 1 Absorpcia tepla pri konštantnej teplote a tlaku – teda T0 je konštantné 1 - 2s Bezstratová (izoentropická) kompresia – teda s je konštantné 2s - 3 Odvod tepla pri konštantnom tlaku a premenlivej teplote- teda p je konštantné 3 – 4s Bezstratová (izoentropická) expanzia – teda s je konštantné

Obrázok 5.2.1 Znázornenie modifikovaného Lorenzovho obehu v T-s diagrame (Klöcker,1998)


Výkonové číslo modifikovaného Lorenzovho obehu (COPLZ) je definované ako:

(7.1) Zatiaľ čo Carnotova účinnosť (c) je vo všeobecnosti používaná ako miera termodynamickej efektívnosti konvenčných obehov tepelných čerpadiel, Lorenzova účinnosť (LZ) môže byť použitá pre transkritické CO2 obehy. Rovnica 7.2 ukazuje definíciu Lorenzovej účinnosti (Klöcker,1998), kde COPHP je výkonové číslo vzťahované k reálnemu obehu tepelného čerpadla s CO2.

(7.2) Tabuľka 5.2.1 ukazuje ako príklad merané hodnoty COP pre tepelné čerpadlá s CO2 pre priestorové vykurovanie a ohrev domácej teplej vody (DHW - TV), (Stene,2004) ako aj výpočtové hodnoty Lorenzovho COP ( COPLZ) a Lorenzovej účinnosti (LZ) pre dané systémy. Tab.5.2.1 Merané COP (COPHP) ako aj výpočtové hodnoty Lorenzovho COP (COPLZ) a Lorenzovej účinnosti (LZ) pre dva typy tepelných čerpadiel s CO2 využívaných v bytovej výstavbe. (Stene, 2004) ___________________________________________________________________

Potreba tepla T0 T2s T3 COPHP COPLZ LZ

___________________________________________________________________ Priestorové vykurovanie -5 0C 35 0C 30 0C 3.0 8,15 0,37

Ohrev TV -5 0C 70 0C 6 0C 3.6 7,40 0,49 ____________________________________________________________________ Tabuľka 5.21 jasne demonštruje, že termodynamické straty tepelných čerpadiel s CO2

pre ohrev vody sú výrazne menšie ako tepelných čerpadiel pre nízkoteplotné priestorové vykurovanie. Približne o 30 % vyššia Lorenzova účinnosť tepelných čerpadiel pre ohrev vody je zapríčinená menším teplotným rozdielom medzi vysokotlakým CO2 a vodou v protiprúdom chladiči plynu. Obr. 5.2.2 ukazuje principiálne znázornenie závislosti teplotných profilov na entalpii v protiprúdom výmenníku tepla pre konvenčné pracovné látky pri konštantnej kondenzačnej teplote a sekundárne tekutiny (vodu alebo vzduch) s malým alebo veľkým teplotným sklzom (A1 a B1), ako aj teplotné závislosti pre CO2 pri kĺzavej


teplote a sekundárnu tekutinu s malým alebo veľkým teplotným sklzom (A2 a B2). Pri rovnakej výparnej teplote a účinnosti kompresora je COP tepelného čerpadla výhradne určené priemernou teplotou tm ( 0C) počas odvodu tepla. Menšia priemerná teplota tm znamená vyššiu hodnotu COP.

Obrázok 5.2.2 Diagram teplota - entalpia znázorňujúci „teplotné priblíženie“ medzi horúcim tokom tekutiny H (pracovná látka) a studeným tokom C (voda alebo vzduch) v tepelnom výmenníku. Najlepšie teplotné priblíženie medzi pracovnou a sekundárnou tekutinou je získané vtedy, keď sú krivky teplota - entalpia paralelné. To môže byť dosiahnuté len vtedy, keď majú tekutiny rovnakú prietokovú hmotnostnú tepelnú kapacitu (CP) kJ/K. Hodnota CP je definovaná ako:

(7.3)


kde je hmotnostný prietok kg/s a cp je špecifická tepelná kapacita kJ/kg .K. Pri zväčšovaní plochy prestupu tepla A m2 a /alebo celkového súčiniteľa prechodu tepla U W/m2.K ku nekonečnej hodnote, priemerný teplotný rozdiel t medzi tekutinami sa priblíži nulovej hodnote, Q = ( U.A. t), kde Q je prenesený tepelný výkon W.

A – Tekutina ktorá má byť ohrievaná má malý teplotný rozdiel , napríklad voda v nízkoteplotnom podlahovom vykurovaní (napr. 35/30°C). Kondenzačná teplota počas odvodu tepla (tm-A1) je pre konvenčnú pracovnú látku výrazne nižšia ako priemerná teplota CO2 ( tm-A2), čo znamená, že jednotka tepelného čerpadla A1 dosiahne najvyšší COP (vzťah 7.1).

B – Tekutina ktorá má byť ohrievaná má veľký teplotný rozdiel, napríklad

domáca horúca voda (10/70°). Priemerná teplota pre CO2 počas odvodu tepla (tm-

B2) je výrazne nižšia ako kondenzačná teplota pre konvenčnú pracovnú látku (tm-

B1) čo znamená že jednotka tepelného čerpadla B2 dosahuje najvyšší COP (vzťah 7.1).

Pre CO2 obehy je teplotný rozdiel medzi CO2 a sekundárnou tekutinou na chladnej strane chladiča plynu označený ako teplotné priblíženie (tA) definované ako: tA= ( tH-out - tC-in) (7.4) kde tH-out je výstupná teplota CO2 z chladiča plynu a tC-inje vstupná teplota pre ohrievanú tekutinu (vodu alebo vzduch). 5.2.2 Ideálny a reálny Lorenzov obeh Pre konvenčné systémy tepelných čerpadiel s odvodom tepla pri podkritickom tlaku je bežne používaný ako porovnávací ideálny Evans -Perkinsov obeh. Halozan a Ritter (1994) navrhli používať ako porovnávací obeh pre transkritické tepelné čerpadlá s CO2 ideálny Lorenzov obeh. Tento obeh sa skladá z nasledovných zmien stavu na Obrázku 5.2.3 (T-s diagram): 4 – 1 Absorpcia tepla pri konštantnom podkritickom tlaku a teplote – teda Konštantné T a p 1 - 2s Bezstratová (izoentropická) kompresia na nadkritický tlak – teda konštantné s 2s – 3 Odvod tepla pri konštantnom tlaku a kĺzavej ( premenlivej) teplote – teda konštantné p 3 – 4 Izoentalpická (adiabatická) expanzia, teda konštané h


Obrázok 5.2.3 Znázornenie ideálneho Lorenzovho obehu v T-s daigrame ( Halozan a Ritter, 1994) Reálny transkritický obeh tepelného čerpadla, ktorý je často označovaný ako Lorenzov obeh je charakterizovaný nasledovnými zmenami stavu: 4 – 1´ Neizobarická (aj neizotermická) absorpcia tepla 1´- 1 Neizobarické prehriatie nasávaného plynu 1 – 2 Ireverzibilná polytropická (neadiabatická) kompresia na nadkritický tlak 2 – 3 Neizobarický superkritický odvod tepla (pri premenlivej teplote) 3 – 4 Neizoentalpická ( neadiabatická) expanzia

Obrázok 5.2.4 znázorňuje reálny transkritický obeh tepelného čerpadla ( Lorenzov obeh) v diagramoch teplota – entalpia ( t-h) a tlak – entalpia ( p-h).


Obrázok 5.2.4 Znázornenie reálneho transkritického obehu tepelného čerpadla s CO2 (Lorenzov obeh) v diagrame teplota - entalpia (t-h) a tlak - entalpia (p-h).

5.3 Energetická efektívnosť obehu tepelného čerpadla s CO2

5.3.1 COP vo vzťahu k energetickým úsporám Výkonové číslo (COP) jednostupňovej jednotky tepelného čerpadla s CO2 je definované ako: mCO2 . qgc Qgc COP = = (7.5) mCO2 . w W kde mCO2 kg/s je hmotnostný tok CO2, qgc a Qgc je špecifická tepelná kapacitakJ/kg a tepelná kapacita kW chladiča plynu CO2 a w a W sú špecifický kJ/kg a celkový kW príkon kompresora a zabudovaných čerpadiel a ventilátorov, ktoré sú potrebné pre prevádzku tepelného čerpadla. Pre porovnávanie a hodnotenie energetickej efektívnosti rôznych systémov tepelných čerpadiel sa zvyčajne používajú okamžité alebo sezónne hodnoty COP, alebo sezónny výkonový faktor ( SPF). Ale hodnoty COP resp. SPF sú len pomery, ktoré neodhaľujú skutočné úspory energie, čo je hlavným cieľom využívania systémov tepelných čerpadiel.


Obrázok 5.3.5 ukazuje úspory energie v percentách pre tepelné čerpadlo v porovnaní s elektrickým vykurovacím systémom. Je to nelineárna závislosť medzi COP a percentom energetických úspor použitia tepelného čerpadla. Ako príklad – keď stúpne COP z hodnoty 2,5 na 3 (o 20%), úspora energie (E) stúpne o 6,7%, zatiaľ čo úspora energie stúpne len o 4,2% pri rovnakom percentuálnom zvýšení COP z hodnoty 4.0 na 4,8 (o 20%). Teda vyššia hodnota COP znamená menší percentuálny rozdiel v úsporách energie tepelného čerpadla v porovnaní s elektrickým vykurovacím systémom.

Obrázok 5.3.5 COP a percentuálna úspora energie (E) v porovnaní s elektrickým vykurovaním. 5.3.2 COP jednostupňového tepelného čerpadla s CO2

Hlavné faktory ktoré určujú COP pre jednostupňový obeh tepelného čerpadla sú:

Výparná teplota (te) Celková izoentropická účinnosť kompresora (is) Stredná teplota počas odvodu tepla (tm), ktorá je určená:

- tlakom na vysokotlakej strane ( pgc)

- výstupnou teplotou CO2 z chladiča plynu (tH-out)


Možné znovu získanie expanznej energie: - expandér alebo ejektor

Obr.5.3.6 znázorňuje jednostupňový obeh tepelného čerpadla s CO2 v diagrame tlak-entalpia (p-h). Napríklad, výparná teplota (te) je 0 °C a vysokotlaký plyn CO2 pri 95 bar

je chladený zo 100 °C (2) na 40 °C (3) v chladiči plynu. V dôsledku relatívne vysokej výstupnej teplote CO2 z chladiča plynu (tH-out) je COP relatívne malý (2.7). Ak je výstupná teplota CO2 znížená na napríklad 25 °C (3´) alebo 10 °C (3´´) ďalším odvodom tepla pri nižšej teplote, COP sa zvýši o 25% (3.4) resp. 55%. Tieto hodnoty COP odpovedajú asi 63%, 70% a 76% tnej úspore v porovnaní s elektrickým vykurovacím systémom.

Obr.5.3.6 Príklad – jednostupňový obeh tepelného čerpadla s CO2 znázornený v log p – h diagrame pri poklese výstupnej teploty CO2 (tH-out) z chladiča plynu ( stavy 3, 3´, 3´´). Pretože výstupná teplota plynu z kompresora ( 2) je relatívne vysoká (80 °C), tepelné čerpadlá s CO2 môžu zabezpečiť relatívne vysokoteplotné požiadavky ohrevu, napr. ohrev vody na 60 až 90 °C a priestorové vykurovanie vysokoteplotnými radiátormi (70 -90°C). Avšak pre dosiahnutie vysokej hodnoty COP pre CO2 systémy tepelných čerpadiel je podstatné, aby užitočné teplo bolo odovzdávané v širokom teplotnom rozmedzí, čo znamená veľké rozdiely entalpie pre CO2 v chladiči plynu (h2-3) s relatívne nízkou teplotou CO2 (tH-out) pre škrtením/expanziou.


Vysoká hodnota COP pre jednostupňový obeh tepelného čerpadla s CO2 bez znovu získania expanznej energie pomocou ejektora alebo expandéra môže byť dosiahnutá len ak výstupná teplota CO2 z chladiča plynu je relatívne nízka. To vyžaduje relatívne nízku vstupnú teplotu pre sekundárnu tekutinu (vodu alebo vzduch) v chladiči plynu. Maximálne dosiahnuteľná hodnota COP pre jednostupňový obeh tepelného čerpadla s CO2 s jediným chladičom plynu, bez vnútorného výmenníka tepla (nasávací plyn) a bez znovu získania expanznej energie bola počítaná na základe nasledovných okrajových podmienok:

Kompresor – prehriatie nasávaného plynu 5 K a 10% tné relatívne tepelné straty Výparná teplota – fixná (-5°C) alebo premenlivá ( - 10 až + 5 0C) Tlak v chladiči plynu – fixný ( 90 bar) alebo premenlivý ( 75 až 120 bar) Celková účinnosť kompresora – fixná (0,55) alebo premenlivá (0,5 až 0,8)

5.3.2.1 COP vo vzťahu k výstupnej teplote CO2 a tlaku v chladiči plynu Obr. 5.3.7 ukazuje maximálne dosiahnuteľnú hodnotu COP pri premenlivej výstupnej teplote CO2 z chladiča plynu (tH-out), výparnej teplote te = -5°C a celkovej izoentropickej účinnosti kompresora is = 60%. Tlak v chladiči plynu sa mení v rozmedzí od 75 do 120 barov (7,5 až 12 MPa).

Obr. 5.3.7 COP pre jednostupňový obeh tepelného čerpadla s CO2 ako funkcia výstupnej teploty CO2 z chladiča plynu s tlakom od 75 do 120 bar.


Ak je obeh tepelného čerpadla s CO2 používaný len pre ohrev domácej teplej vody (DHW) je najnižšia možná výstupná teplota CO2 z chladiča plynu rovnaká ako vstupná teplota vody do nádrže teplej vody, alebo vodovodného potrubia (napájača) (teplota mestskej vody).

Pri teplote DHW 60°C je optimálny tlak v chladiči plynu pre tepelné čerpadlá pre ohrev vody 90 bar. Na obr. 5.3.7 je výpočtová hodnota COP asi 3,8 ak predpokladáme vstupnú teplotu vody do vodnej nádrže alebo vodovodného potrubia 5°C pri teplotnom rozdiele tA = 2 K. Nízky teplotný rozdiel vyžaduje optimalizáciu návrhu chladiča plynu. Optimálne hodnoty tlaku a teploty v chladiči plynu sú diskutované v Kap. 5.3.3 ( „Optimálny tlak chladiča plynu vo vzťahu k maximu COP v tepelných čerpadlách s CO2 „).

Vyššia vstupná teplota vody do chladiča plynu znamená nižšiu hodnotu COP.

Príklad – keď vstupná teplota stúpne z 5 na 20 °C, COP klesne na asi 3,4, to je o 11% nižšia hodnota a 4 % tné zníženie úspory energie. Teda návrh zásobnej nádrže DWH má veľký význam pre minimalizovanie miešania horúcej a studenej vody ako aj prestupu tepla vedením vnútri nádrže (Kapitola 7.4)

Vyššia teplota teplej vody znamená nižší COP. Príklad – Keď teplota DHW

stúpne zo 60 na 70 °C, COP klesne z 3,8 na asi 3,55 teda zníženie o 7% a 2% tné zníženie úspory energie pri tlaku 100 bar v chladiči plynu.

Ak je tepelné čerpadlo s CO2 použité len pre priestorové vykurovanie je najnižšia možná teplota CO2 na výstupe z chladiča plynu rovná vratnej teplote vodného distribučného systému alebo vstupnej teplote vzduchu do miestnosti. Hoci optimálny tlak na vysokotlakej strane bude nižší ako pre systém horúcej vody, hodnota COP bude klesať v dôsledku relatívne vysokej výstupnej teplote CO2 a s miernym rozdielom entalpie v chladiči plynu.

Príklad – pri vratnej teplote priestorového vykurovania 30°C, teplotnom rozdiele 2K a optimálnom tlaku na vysokotlakej strane 85 bar je výpočtový COP asi 2,95. Hodnota COP pre tepelné čerpadlo s CO2 dodávajúce teplo nízkoteplotnému vykurovaciemu systému je o 20 až 30 % nižšia ako pre systém tepelného čerpadla používajúci konvenčné pracovné látky.

Vyššia vratná teplota vo vodnom vykurovacom systéme znamená nižšiu hodnotu

COP. Príklad – pri vratnej teplote 40°C klesne hodnota COP z asi 2,95 na 2,15 ( - 27%) pri uvažovaní optimálneho tlaku v chladiči plynu 90 bar. Preto tepelné čerpadlá s CO2 dosahujú veľmi nízku hodnotu COP ak len dodávajú teplo do konvenčného vysokoteplotného distribučného systému, napríklad radiátorového systému ( 80/60°C).


5.3.2.2 COP vo vzťahu k výstupnej a výparnej teplote CO2

Obr. 5.3.8 ukazuje maximálne dosiahnuteľnú hodnotu COP pri premenlivej výstupnej teplote CO2 z chladiča plynu (tC.out), tlaku v chladiči plynu 90 bar a 60 % tnej celkovej izoentropickej účinnosti kompresora ( is).Výparná teplota sa mení v rozmedzí od –10 do +5°C.

Vyššia výparná teplota znamená vyššiu hodnotu COP. Pri výstupnej teplote CO2 z chladiča plynu pod 30°C sa hodnota COP zvyšuje o priemerne 2,5 % na vzostup výparnej teploty o jeden °C.

Obr.5.3.8 COP pre jednotku tepelného čerpadla s CO2 ako funkcia výstupnej teploty CO2 z chladiča plynu. Rozmedzie výparnej teploty od –10 do + 50C 5.3.2.3 COP vo vzťahu k výstupnej teplote CO2 a celkovej účinnosti kompresora Obr. 5.3.9 ukazuje maximálne dosiahnuteľnú hodnotu COP pri premenlivej výstupnej teplote CO2 z chladiča plynu (tC.out), tlaku 90 bar v chladiči plynu výparnej teplote –5°C. celková izoentropická účinnosť kompresora je v rozmedzí 0,5 až 0,9( is).


Obr.5.3.9. COP tepelného čerpadla s CO2 ako funkcia výstupnej teploty CO2 z chladiča plynu. Izoentropická účinnosť kompresora sa mení v rozmedzí 0,5 až 0,8.

Vyššia izoentropická účinnosť kompresora znamená vyššiu hodnotu COP. Pri výstupnej teplota CO2 z chladiča plynu pod 30 °C hodnota COP stúpa asi o 1,2 % pri jednopercentnom raste izoentropickej účinnosti kompresora.

5.3.3 Optimálny tlak chladiča plynu vo vzťahu k maximu COP v tepelných čerpadlách s CO2 5.3.3.1 Špecifická tepelná kapacita CO2 pri nadkritickom tlaku - izobary Tepelné čerpadlá s CO2 odvádzajú teplo chladením plynu CO2 pri nadkritickom tlaku ( p 73,8 bar). Tlak a teplota, čo sú nezávislé premenné silne pôsobia na špecifickú tepelnú kapacitu CO2 ( cp kJ/kg). Obr.5.3.10 ukazuje krivky teplota – entalpia (izobary) pre CO2 pri nadkritickom tlaku t v rozmedzí od 75 do 200 bar (RnLib,2008). Smernica kriviek (t/ h ) odpovedá inverznej hodnote cp pri konštantnom tlaku ( cp= h/ t). Teda strmšie CO2 izobary znamenajú menšiu hodnotu cp a obrátene.


Obr. 5.3.10 krivky teplota - entalpia (izobary) pre nadkritické CO2 (RnLib,2008). Tepelná kapacita Q W chladiča plynu CO2 pri určitom hmotnostnom prietoku m kg/s a teplotnom poklese t K je proporcionálna hodnote cp pre CO2.:

( 7.7) Pri nadkritickom tlaku a teplote relatívne v blízkosti kritického bodu (31.10C, 73,8 bar) sú izobary virtuálne horizontálne (cp 10 000) a teplota CO2 zostáva relatívne konštantná počas odvodu tepla. Pri relatívne vysokom nadkritickom tlaku a teplotách pod kritickým bodom a nad približne od 50 do 600C sú izobary relatívne strmé ( cp 5 000 kJ/kg.K) a relatívne priamkové. Pri týchto prevádzkových podmienkach teplota CO2 bude klesať dosť prudko počas odvodu tepla a pri vyššom tlaku budú chladiace krivky CO2 (izobary) viac priamkové. Pri tlaku CO2 200 bar je izobara virtuálne priamková v teplotnom rozmedzí medzi 0 a 100°C, čo znamená, že hodnota cp je prakticky konštantná. 5.3.3.2 Teplotné priblíženie v chladiči plynu

Minimálny teplotný rozdiel tm medzi tokom horúceho CO2 ( H) a tokom studenej vody alebo vzduchu (C) v protiprúdom chladiči plynu sa vyskytuje v dotykovom bode. Ak sa dotykový bod vyskytuje vnútri chladiča plynu, tak to znamená zábranu pre proces prechodu tepla a pôsobí to na tepelnú kapacitu a výstupnú teplotu CO2 z chladiča plynu. Pre daný návrh chladiča plynu sú teplotné profily a umiestnenie dotykového bodu určené vstupnými teplotami tekutín, bodom nastavenia pre voda/vzduch,


miestnou prietokovou hmotnostná tepelnou kapacitou (CP hodnota, rovnica 7.3) a úhrnným súčiniteľom prestupu tepla. Pre zobrazenie tepelnej charakteristiky horúceho a studeného toku v chladiči plynu môže byť použitý diagram teplota – teplo ( t-Q diagram). Sklon kriviek v t-Q diagrame je vyjadrený ako:

(7.8) Nízka hodnota CP vedie ku strmým krivkám t-Q a obrátene. V dôsledku značných zmien špecifickej tepelnej kapacity CO2 a relatívne malému subkritickému tlaku sa krivky teplota- entalpia ( izobary) ukazujú v kolísavej podobe, keď hodnota CP stúpa a klesá pri rôznych teplotách. Na druhej strane krivky t-Q pre vodu a vzduch sú virtuálne priamočiare, pretože ich špecifické tepelné kapacity sú prakticky konštantné v teplotnom rozmedzí od 0 do 100°C ( 0,4%). Následne sklon krivky t-Q pre vodu alebo vzduch je výhradne určený hmotnostným prietokom tekutiny (kg/s). Tepelná nevýhoda zapríčinená dotykovým bodom vo vnútri chladiča plynu je znázornená v t-Q diagrame na obr. 5.3.11. V tomto príklade je voda ohrievaná z 25 °C (fixná vratná teplota) na 50°C a počiatočný tlak v chladiči plynu je 75 bar. Diagram neukazuje teplotné profily ako funkcie relatívnej dĺžky chladiča plynu.

Obr. 5.3.11 Znázornenie dotykového bodu vnútri chladiča plynu CO2, kde voda je ohrievaná z 25 na 50 °C a tlak CO2 v chladiči plynu je 75 bar. CO2 o konštantnom hmotnostnom prietoku je chladený zo 78 na 33 °C (tH=55 K) a tok vody je ohrievaný z 25 na 50 °C ( tC = 20 K).


Inverzný sklon krivky t-Q pre vodu (čiarkovaná čiara) predstavuje teoretické maximum hodnoty CP pre prietok vody, pretože je to paralelné k izobare CO2 v dotykovom bode. Nad dotykovým bodom je CPH CPC a pod dotykovým bodom je CPHCPC. Ak prietok vody stúpa nad maximálnu hodnotu, výstupná teplota vody bude klesať pod bod nastavenia, čo je zvyčajne nežiaduce. Pri zvýšení tlaku v chladiči plynu sa izobary CO2 stávajú priame a prietok vody môže byť zvýšený pokiaľ sa krivka t-Q pre vodu stane paralelná k CO2 izobare. Väčší prietok vody dosiahne znižovanie výstupnej teploty CO2 z chladiča plynu so zvýšením tepelnej kapacity tepelného čerpadla s CO2. 5.3.3.3 Optimálny tlak v chladiči plynu Obr. 5.3.12 znázorňuje následok zvýšenia tlaku na vysokotlakej strane z 85 bar (A) na 100 bar (B) a 110 bar (C) pre tepelné čerpadlo s CO2. Teplota mestskej vody je 50C a bod nastavenia pre domácu teplú vodu (TV) je stanovený fixne na 70 0C. Hmotnostný prietok CO2 je konštantný (mH = konšt.), zatiaľ čo prietok vody postupne stúpa, teda mC3 mC2 mC1. Príkon kompresora je virtuálne úmerný tlaku v chladiči plynu, zatiaľ čo tepelná kapacita chladiča plynu ak tlak v ňom stúpa sa mení nelineárne. A) Tlak v chladiči plynu 85 bar - CO2 kompresor je prevádzkovaný pri konštantnej kapacite, teda hmotnostný prietok mH je konštantný a prietok vody mC stúpa pokiaľ teplota nedosiahne bod nastavenia ( 70°C). V dôsledku kolísavej podoby krivky teplota -teplo pre CO2 je dotykový bod vnútri chladiča plynu (tm), čo bráni procesu prenosu tepla a obmedzuje maximálny prietok vody. Teplotný rozdiel na horúcom konci chladiča plynu je tiež relatívne mierny v dôsledku nízkej výstupnej teploty plynu z kompresora ( 85°C). V dôsledku obmedzeného prietoku vody je CO2 chladený len na 32°C (tA 28°C), výsledkom čoho je relatívne nízky entalpický rozdiel v chladiči plynu s relatívne nízkou tepelnou kapacitou QH tepelného čerpadla s CO2. Napriek miernemu príkonu kompresora je COP relatívne malé (3.31). B) Tlak v chladiči plynu 100 bar –Hmotnostný prietok CO2 (mH) je taký istý ako v A), ale príkon kompresora je väčší v dôsledku vyššieho tlaku v chladiči plynu o 15 bar. Izobara CO2 sa stáva viacej priamočiara a výstupná teplota plynu z kompresora stúpla na 1050C. V dôsledku zlepšenia teplotného priblíženia medzi tekutinami a vyššom teplotnom rozdiele na horúcom konci chladiča plynu nie je dotykový bod vnútri chladiča plynu. Teda prietok vody musí byť pre dosiahnutie bodu nastavenia 70 0C zvýšený. Zvýšenie prietoku vody vedie k väčšiemu chladeniu CO2 a výstupná teplota plynu CO2 z chladiča plynu klesla z 32 na 8°C (tA 3°C). Minimálny teplotný rozdiel tm je teraz rovnaký ako teplotný rozdiel tA na chladnom konci chladiča plynu. Pretože medzné zvýšenie tepelnej kapacity (o 8,6 kW) je významne väčšie ako medzné zvýšenie príkonu kompresora (o 1,2 kW), COP vzrastá na hodnotu 3,95.


Obr.5.3.12 Znázornenie kriviek teplota – teplo (t-Q) pre CO2 a vodu v protiprúdom chladiči plynu ak je voda ohrievaná z 5 na 70°C (bod nastavenia). QH3 QH2 QH1.


C) Tlak v chladiči plynu 110 bar - hmotnostný prietok CO2 (mH) je taký istý ako v B) ale príkon kompresora je vyšší v dôsledku vyššieho tlaku v chladiči plynu o 10 bar. Napriek viac priamočiarym izobarám CO2 a vyššej výstupnej teplote plynu z kompresora je len okrajová zmena v tepelnej kapacite tepelného čerpadla, pretože teplotné priblíženie tA v B) bolo už tak nízke ako 3°C. Pretože medzné zvýšenie tepelnej kapacity (o 0,7 kW) je toho istého stupňa veľkosti ako medzné zvýšenie príkonu kompresora (1,1 kW), COP klesol o 5% na približnú hodnotu 3.75. Záver - v tomto prípade je tlak 100 bar optimálnym tlakom v chladiči plynu, čo vedie k maximálnej hodnote COP tepelného čerpadla s CO2 pri uvedených okrajových podmienkach. Je dôležité poznamenať, že nízky teplotný rozdiel (tA) 1 až 3 °C vyžaduje optimálny návrh chladiča plynu. Obr. 5.3.13 ukazuje meranú tepelnú kapacitu chladiča plynu (Qtotal), príkon kompresora (Pcompr) a COP pre tepelné čerpadlo soľanka - voda s výkonom 7 kW pre priestorové vykurovanie a ohrev vody (Stene, 2004). Teplotné podmienky boli 35/30°C pre systém priestorového vykurovania a 5/60°C pre systém teplej vody pričom optimálny tlak v chladiči plynu bol asi 85 bar.

Obr. 5.3.13 Meraná tepelná kapacita, príkon kompresora a COP pre tepelné čerpadlo s CO2 o výkone 7 kW pre kombináciu priestorového vykurovania a ohrevu vody (Stene, 2004).


Tabuľka 5.3.2 ukazuje ako príklad optimálny tlak v chladiči plynu popt bar pre jednotku tepelného čerpadla s CO2 pre kombináciu priestorového vykurovania a ohrevu vody s rôznymi bodmi nastavenia (33/30°C, 35/30°C, 40/35°C ) a (5/60°C, 5/70°C, 5/80°C). Výparná teplota, prehriatie nasávaného plynu a izoentropická účinnosť kompresora sú –5°C, 5°C a 0,6 (Stene, 2004). Tab.5.3.2 Príklad optimálneho tlaku v chladiči plynu (popt) pre jednotku tepelného čerpadla s CO2 (Stene, 2004) _____________________________________________________________________ Teplotná úroveň 32/28°C 35/30°C 45/40°C 5/60°C 5/70°C 5/80°C _____________________________________________________________________ Popt bar 80 85 95 90 100 110 _____________________________________________________________________ Vyššia teplota bodu nastavenia znamená vyšší optimálny tlak v chladiči plynu

5.4 Tepelné čerpadlá pre ohrev vody

5.4.1 Hlavné charakteristiky a celkový návrh Výroba domácej teplej vody (TV) je považovaná za jednu z najsľubnejších aplikácií pre transkritický obeh tepelného čerpadla s CO2 v dôsledku dosiahnuteľnej vysokej energetickej efektívnosti. Vysoká hodnota COP pre tepelné čerpadlá s CO2 pre ohrev vody (HPHW=TČ´TV) je spôsobená dobrým teplotným súladom medzi CO2 a vodou v protiprúdom chladiči plynu (kap.5.2 a 5.3), výbornými vlastnosťami CO2 pre prestup tepla a relatívne vysokou izoentropickou účinnosťou kompresora. Ďalšie výhody TČ´TV je schopnosť dodávať vysokoteplotnú vodu pri 60 až 90°C, čo vylučuje požiadavku dodatočného ohrevu. Obr. 5.4.14 ukazuje principiálny náčrtok obehu TČ´TV v diagrame teplota- entalpia (t-h) pri optimálnom tlaku v chladiči plynu. Teplota mestskej vody je 5°C a TV bod nastavenia má teplotu 70°C. Obr. 5.4.14 ukazuje princíp jednostupňového tepelného čerpadla s CO2 pre ohrev vody vybaveného nízkotlakým zberačom kvapaliny (LPR), výmenníkom tepla na nasávaní plynu a protiprúdym chladičom plynu, ktorý je spojený s jednoplášťovou nádržou teplej vody pomocou vodného uzavretého obvodu. Počas vypúšťania je teplá voda odoberaná z vrchu nádrže (A) a miešaná so studenou mestskou vodou na 50 až 55°C v zmiešavacom ventile (B). Studená mestská voda vstupuje na spodnej strane nádrže (C) a nahrádza teplú odoberanú vodu.


Obr. 5.4.14 Diagram teplota - entalpia pre obeh tepelného čerpadla s CO2

Obr.5.4.15 Principiálny náčrtok tepelného čerpadla s CO2 pre ohrev vody s jednoplášťovou nádržou TV.


Regulačné invertné čerpadlo prečerpáva vodu zo dna nádrže C cez chladič plynu (D-E). Prietok vody je nastavovaný pre dosiahnutie teploty bodu nastavenia ( 60 – 95°C) a tlak v chladiči plynu je optimalizovaný pre dosiahnutie maximálnej hodnoty COP. Počas periódy ohrevu bude v zásobnej nádrži objem teplej a studenej vody. Určité miešanie vodných objemov ako aj vnútorný prestup tepla vedením bude zvyšovať priemernú vstupnú teplotu vody do chladiča plynu so znižovaním hodnoty COP tepelného čerpadla s CO2. (Kap. 5.3.2). je preto potrebné použiť difúzor pre zníženie vstupnej rýchlosti vody na dne nádrže (C) a prednostne aplikovať zásobnú nádrž s malým pomerom priemeru k výške, pretože to minimalizuje vnútorný prestup tepla v nádrži. Pre nebytové systémy by mali byť zapojené viaceré jednoplášťové vodné nádrže do série ako je znázornené na obr. 5.4.16.

Obr. 5.4.16 Nebytové tepelné čerpadlo s CO2 s niekoľkými zásobnými nádržami v sérii. 5.4.2 Termodynamické porovnanie tepelných čerpadiel pre ohrev vody Boli analyzované štyri rôzne tepelné čerpadlá pre ohrev vody s ohľadom na dosiahnuteľnú hodnotu COP pri rôznych teplotách TV, mestskej vody a zdroja tepla (Hjerkinn, 2007). A) Tepelné čerpadlo s R134a s kondenzátorom a rekuperátorom (DSH) B) Tepelné čerpadlo s R134a s dochladzovačom (SC) a rekuperátorom C) Tepelné čerpadlo s R134a s výmenníkom tepla na nasávaní (SGHX), kondenzátorom a rekuperátorom D) Tepelné čerpadlo s CO2 s protiprúdym chladičom plynu s optimalizovaným tlakom


Obr.5.4.17 ukazuje principiálny návrh systému tepelného čerpadla pre ohrev vody ako aj príklad skutočných teplotných profilov pri odvode tepla vo výmenníkoch pri výparnej teplote – 5°C, prehriatí nasávaného plynu o 5°C, teplote vstupnej mestskej vody 5°C a teplote ohriatej vody 70°C. Celková izoentropická účinnosť kompresora bola zistená na základe laboratórnych meraní. A) R134a – Mestská voda je predhriata v kondenzátore (1-2) a znovu zohriata v rekuperátore na teplotu bodu nastavenia (2-3) chladením výstupného plynu z kompresora. Aplikácia dvoch výmenníkov tepla spojených do série vedie k nižšej kondenzačnej teplote a vyššej hodnote COP ako len využitím kondenzátora. B) R134a – Mestská voda je predhriata dochlad zovačom (1-2) pomocou podchladenia pracovnej látky a ohriata na vyššiu teplotu kondenzátorom (2-3) a znovu ohriata na teplotu bodu nastavenia pomocou rekuperátora. Kondenzačná teplota je virtuálne taká istá ako v systéme A), ale hodnota COP bude vyššia v dôsledku dodatočnej tepelnej kapacity podchladzovača. C) R134a – Mestská voda je predohriata kondenzátorom(1-2) a znovu ohriata pomocou rekuperátora (2-3). Výmenník nasávaného plynu podchladzuje pracovnú látku a znovu ohrieva nasávaný plyn z výparníka. Vyššia výstupná teplota z kompresora a zvýšená tepelná kapacita rekuperátora majú za následok nižšiu kondenzačnú teplotu a vyššiu hodnotu COP ako systém A a B. D)Tepelné čerpadlo s CO2 – Mestská voda o teplote 5°C je ohrievaná na teplotu bodu nastavenia jediným chladičom plynu. Pretože priemerná teplota počas odvodu tepla (tm) (Kap.5.2.1, Obr. 5.2.2) je menšia ako v systémoch A, B a C, hodnota COP bude vyššia. Obr.5.4.18 ukazuje COP tepelného čerpadla pre ohrev vody v systéme A,B,C a D ako funkciu výparnej teploty. Účinnosti kompresorov sú získané laboratórnym meraním a celková hodnota UA pre tepelné výmenníky odvádzajúce teplo je 2,4 W/K (Hjerkinn, 2007). Tepelné čerpadlo s CO2 pre ohrev vody dosahuje v priemere o 20 % vyššiu hodnotu COP a o 5% vyššiu energetickú úsporu ako najlepší systém s R134a vybavený tepelným výmenníkom na saní plynu, kondenzátorom a rekuperátorom (C). Pre reálny systém tepelného čerpadla pre ohrev vody bude rozdiel v hodnote COP a energetická úspora dokonca vyššia v dôsledku lepšej účinnosti prenosu tepla vo výparníku a menších stratách obehu vzťahovaných k tlakovým stratám v potrubiach a komponentoch pre CO2 systém.


Obr.5.4.17 Principiálny návrh systému rôznych tepelných čerpadiel pre ohrev vody (vľavo) a príklady reálnych teplotných profilov odvodu tepla vo výmenníkoch tepla (vpravo)


Obr. 5.4.18 Výpočtová hodnota COP pre rôzne tepelné čerpadlá pre ohrev vody (Hjerkinn, 2007)

Obr. 5.4.19 ukazuje hodnotu COP pre systém tepelného čerpadla A,B,C a D ako funkciu vstupnej teploty vody do výmenníkov tepla odvádzajúcich teplo (Hjerkinn, 2007).

Obr. 5.4.19 Výpočtová hodnota COP pre rôzne tepelné čerpadlá pre ohrev vody (Hjerkinn, 2007).


Obr. 5.4.19 demonštruje, že COP tepelného čerpadla s CO2 pre ohrev vody je viac citlivé na zmeny vo vstupnej teplote vody ako systémy tepelného čerpadla s R134a (Kap.5.3.2). Pri teplote vstupnej vody 300C je COP virtuálne (zdanlivo) identické s COP pre systém B a C . Preto je pre tepelné čerpadlá s CO2 pre ohrev vody dôležité aby nádrž TV mala relatívne malý pomer priemeru k výške a bola vybavená difúzorom na vstupe mestskej vody(kap. 5.4.1). 5.4.3 Laboratórne testovanie tepelných čerpadiel s CO2 pre ohrev vody V posledných rokoch bolo testovaných veľa prototypov tepelných čerpadiel s CO2 pre

ohrev vody. Virtuálne všetky inštalácie boli jednostupňové jednotky používajúce nízkotlaký zberač kvapaliny (LPR), výmenník tepla na nasávaní plynu a protiprúdy výmenník rúrka v rúrke ako chladič plynu. 5.4.3.1 Laboratórne testovanie prototypu HPWW=TČ´TV s CO2 o výkone 50 kW – Nórsko Neksa a ďalší (1988) testovali prvý prototyp tepelného čerpadla s CO2 pre ohrev vody vo svete v SINTEF Energy Research, Nórsko. Obr. 5.4.20 ukazuje principiálny náčrtok inštalácie o výkone 50 kW.

Obr. 5.4.20 Prototyp TČ´TV s CO2 testovaný v SINTEF Energy Research ( Neksa a ďalší, 1998).


Obr. 5.4.21 ukazuje meranú hodnotu COP pre prototyp tepelného čerpadla pre ohrev vody pri vstupnej teplote vody 100C a rôznej výparnej a TV teplotách. (Neksa a ďalší, 1998).

Obr. 5.4.21 Meraná hodnota COP pre prototyp TČ´TV s CO2 v Nórsku ( Neksa a ďalší, 1998). Tepelné čerpadlá s CO2 pre ohrev vody s tepelnou kapacitou medzi 5 a 20 kW boli skúmané okrem iných, Rieberer a Halozan (1997), Hwang a Rademacher (1998) a Saikawa a Hashimoto (2000). Merané hodnoty COP prototypov týchto jednotiek sú porovnateľné s hodnotami tepelného čerpadla pre ohrev vody testovaného podľa Neksa a ďalší, 1998. 5.4.3.2 Prevádzkové testovanie prototypu TČ´TV s CO2 o výkone 60 kW – Švajčiarsko Tepelné čerpadlo s CO2 vzduch - voda pre ohrev vody bolo inštalované v Le Locle Hospital vo Švajčiarsku. Prototypová jednotka bola testovaná v širokom rozmedzí prevádzkových podmienok s ohľadom na teplotu DHW, vstupnú teplotu vody a teplotu okolitého vzduchu. Obr. 5.4.22 ukazuje principiálny náčrtok tohto systému (Anstett, 2006). Obr.5.4.23 ukazuje meranú hodnotu COP pri teplote teplej vody 700C, mestskej vody 200C a rôznej teplote okolitého vzduchu. Značné fluktuácie hodnoty COP sú v dôsledku zmien vstupnej teploty vody zo systému teplej vody do chladiča plynu CO2.


Obr. 5.4.22 Principiálny náčrtok tepelného čerpadla vzduch-voda s CO2 o výkone 60 kW vo Švajčiarsku (Anstett, 2006)

Obr. 5.4.23 Meraná hodnota COP pre TČ´TV s CO2 pri teplote teplej vody 700C, mestskej vody 200C a rôznej teplote okolitého vzduchu (Anstett,2006)


5.4.3.3 Prevádzkové testovanie prototypu TČ´TV s CO2 o výkone 60 kW – USA Tepelné čerpadlo vzduch voda s CO2 pre ohrev vody o výkone 60 kW bolo vyvinuté pre trh USA a extenzívne testované (Sienel, 2006)., Obr. 5.4.24. jednotky zabezpečovali sanitárnu horúcu vodu v teplotnom rozmedzí 60 až 800C pri hodinovom prietoku 900 litrov. Merané hodnoty nie sú dostupné a jednotky doteraz neboli komercionalizované.

Obr.5.4.24 Prevádzkové testovanie TČ´TV vzduch – voda s CO2 o výkone 60 kW v USA (Sienel, 2006)

5.4.4 Komerčne dostupné systémy tepelných čerpadiel s CO2 pre ohrev vody V r. 2001 Denso Corp. Ltd. v Japonsku v spolupráci s Tokyo Electric Power Company a Central research Institute of Electric Power Industry boli prvé spoločnosti ktoré spustili komerčnú produkciu domácich tepelných čerpadiel vzduch – voda s CO2 pre ohrev vody o výkonoch 4,5 až 6 kW (EcoCute). Tieto tepelné čerpadlá boli založené na výsledkoch výskumu zo SINTEF Energy Research a Norwegian University of Science and Technology (NTNU) a nasledujúcich patentov z Norsk Hydro (Nórsko). V r. 2002 Japonská vláda predstavila schému podpory pre EcoCute tepelné čerpadlo, pretože to bolo považované za energeticky efektívnu a environmentálne priateľskú technológiu. V súčasnosti je asi 20 Japonských výrobcov domácich tepelných čerpadiel EcoCute a 15 výrobcov systémov pre komerčný trh, ktorí vyrábajú tepelné čerpadlá vzduch-voda a solanka-voda pre ohrev vody s maximálnou tepelnou kapacitou od 20 do 100 kW. Cieľ japonskej vlády je inštalovať približne 5,5 milióna jednotiek tepelných čerpadiel EcoCute s CO2 do r.2010. Obr. 5.4.25 ukazuje príklady tepelných čerpadiel EcoCute pre domáci a komerčný trh rôznych Japonských výrobcov.


Obr.5.4.25 Tepelné čerpadlá EcoCute s CO2 pre ohrev vody Japonských výrobcov Denso, Corona, Daikin,Hitachi, Matsushita, Mitsubishi a Sanyo (2007) Tepelné čerpadlá EcoCute s CO2 pre ohrev vody sú teraz expedované do Európy veľa Japonskými výrobcami. Viac informácií je možné nájsť na http://www.R744.com 5.5 Integrované systémy – priestorové vykurovanie a ohrev vody 5.5.1 Hlavná funkcia – prevádzkové spôsoby Integrované (kombinované) systémy tepelných čerpadiel pre obydlia zabezpečujú priestorové vykurovanie aj ohrev vody a teplo je zvyčajne odvádzané vodným distribučným systémom rozvodu tepla. Integrované systémy tepelných čerpadiel predstavujú alternatívu k jednotlivým systémom tepelných čerpadiel pre priestorové vykurovanie a ohrev teplej vody, teda tepelné čerpadlo vzduch- vzduch v kombinácii s tepelným čerpadlom vzduch - voda pre ohrev vody. Hlavné prevádzkové spôsoby integrovaných systémov tepelných čerpadiel s CO2 sú:

Len ohrev teplej vody (TV spôsob) Len priestorové vykurovanie (SH spôsob) Súčasné priestorové vykurovanie a ohrev vody (Kombinovaný spôsob)

Pre dosiahnutie vysokej hodnoty COP systému tepelného čerpadla musí byť výstupná teplota CO2 po odvode úžitkového tepla z chladiča plynu relatívne malá (kap.5.3.2). Výstupná teplota CO2 z chladiča plynu je predovšetkým určená:


Charakteristikou systému domácej teplej vody (TV) a distribučným systémom rozvodu tepla

Návrhom a usporiadaním jednotky chladiča plynu Návrhom a prevádzkou jednotky tepelného čerpadla s CO2

5.5.2 Možný návrh chladiča plynu a zásobnej nádrže TV Návrh integrovaného domáceho systému tepelného čerpadla s CO2 môže byť klasifikovaný nasledovne:

Externý chladič plynu CO2 – Chladič plynu je spojený s jednoplášťovou zásobnou nádržou domácej teplej vody (TV) spôsobom uzavretého vodného obvodu. Invertné regulačné čerpadlo zabezpečuje cirkuláciu vody zo spodku nádrže cez chladič plynu a späť na vrchnú stranu nádrže. Jednotka tepelného čerpadla môže byť vybavená:

o 1) Jedným chladičom plynu, o 2) Dvojitým chladičom plynu (dve jednotky chladiča plynu v sériovom

alebo paralelnom zapojení na strane CO2), o 3) Trojitým chladičom plynu (tri jednotky chladiča plynu v sériovom

zapojení na strane CO2).

Integrovaný chladič plynu CO2 a zásobná nádrž TV - Chladič plynu môže byť navrhovaný ako rúrkový had , niekoľkonásobne pretlačovaná rúrka (MPE) a pod. montovaná do vnútra nádrže, na povrch nádrže alebo do termosifónovej jednotky. Výmenník tepla pre priestorový vykurovací systém môže byť umiestnený vnútri alebo zvonka nádrže TV.

5.5.2.1 Jednotlivý externý chladič plynu – jednoplášťová zásobná nádrž TV Obr. 5.5.26 znázorňuje jednotlivý externý chladič plynu CO2 (GC), ktorý je spojený s jednoplášťovou zásobnou nádržou TV a a výmenníkom tepla (SH) pre priestorové vykurovanie T1.1, T1.2 alebo T1.3. Kombinácia jednotlivej externej jednotky chladiča plynu (GC1) a jednoplášťovej zásobnej nádrže DHW s jedným vnútorným a jedným externým výmenníkom tepla (T1.3) je použitá pre integrovaný systém tepelného čerpadla s CO2 vzduch – voda EcoCute v Japonsku. Tepelné čerpadlo s CO2 má typickú tepelnú kapacitu 6 kW a je vybavené veľkou zásobnou nádržou TV s vnútorným aj vonkajším výmenníkom tepla pre napríklad priestorové ohrievanie a prihrievanie vody pre kúpaciu vaňu. Obr. 5.5.27 ukazuje princíp systému tepelného čerpadla EcoCute (Hihara a Hirofumi, 2006, Kusakari 2006).


Obr. 5.5.26 Znázornenie jednotlivého externého chladiča plynu CO2 (GC) a možný návrh pre zásobnú nádrž TV a tepelný výmenník pre priestorové vykurovanie (SH). CW – mestská voda Ak je tepelné čerpadlo EcoCute v prevádzke, voda zo spodku zásobnej nádrže teplej vody cirkuluje pomocou invertného regulačného čerpadla cez jednotlivú jednotku chladiča plynu (A), ohrieva sa na teplotu bodu nastavenia a vracia sa na vrch zásobnej nádrže. Zásobná nádrž je využívaná nasledovne: Vypúšťanie DHW - voda o teplote 650C (letný spôsob) alebo 900C (zimný spôsob) z vrchu nádrže je pred miešaná s mestskou vodou a cirkuluje do kúpacej vane, sprchy a pod. (C). Počas vypúšťacej periódy vstupuje mestská voda do spodku zásobnej nádrže (D). Prihrievanie kúpacej vane- voda vo vani je prihrievaná pomocou výmenníka tepla umiestneného na hornej časti zásobnej nádrže teplej vody (E). Priestorové vykurovanie- voda zo zásobnej nádrže cirkuluje do multifunkčného výmenníka tepla (F) pre priestorové vykurovanie (G) a vykurovanie/sušenie kúpeľne (H). Ročná výkonnosť integrovaného tepelného čerpadla EcoCute bola testovaná a simulovaná pre klímu v Tokiu. Jednotka tepelného čerpadla bola vybavená ejektorom namiesto konvenčného expanzného ventilu. Meraná / odhadnutá hodnota COP pre jednotku tepelného čerpadla bola asi 3,5 ak 55% celkovej ročnej požiadavky tepla bolo pre TV a teplota TV bola 700C. (Hihara a Hirofunmi, 2006). Priemerná hodnota COP pre celkový systém ohrevu teplej vody vrátane ročných strát tepla zo zásobnej nádrže


teplej vody bola asi 3.0. SPF celého systému môže byť zvýšený zlepšením izolácie nádrže.

Obr. 5.5.27 Principiálne znázornenie integrovaného systému tepelného čerpadla EcoCute z Japonska (Hihara a Hirofumi, 2006, Kusakari 2006) Hlavná výhoda integrovaného systému tepelného čerpadla EcoCute je, že vysokoteplotná voda zo zásobnej nádrže je použitá pre priestorové vykurovanie. To vedie k relatívne vysokej vratnej teplote z multifunkčného výmenníka tepla (F) počas prevádzky priestorového vykurovania a to má hlavný dopad na\ priemernú vstupnú teplotu vody do chladiča plynu a tým na COP. Návrh nádrže T1.1 a T1.2 má takú istú termodynamickú nevýhodu. V Japonských domoch dosahuje systém EcoCute relatívne dobré priemerné COP v dôsledku vysokej ročnej spotreby TV. Ale v domácnostiach s miernymi požiadavkami na TV bude priemerná hodnota COP odpovedajúco znížená.


5.5.2.2 Externý dvojitý alebo trojitý chladič plynu – jednoplášťová zásobná nádrž TV Obr. 5.5.28 znázorňuje rôzne konfigurácie externých dvojitých a trojitých chladičov plynu CO2 (GC2.1,GC2.2,GC2.3,GC2.4) ktoré sú napojené na jednoplášťovú nádrž TV (T2.1). Tak zvaný základný systém obsahujúci trojitý chladič plynu, teda tri jednotky chladiča plynu spojené do série na strane CO2 a jednoplášťovú zásobnú nádrž TV (GC2.4 + T2.1), Kap.5.5.3.

Obr.5.5.28 Principiálne usporiadanie pre dvojité a trojité chladiče plynu CO2, ktoré sú prepojené s jednoplášťovou zásobnou nádržou TV. GC = chladič plynu, CW = mestská voda. GC2.1 + T2.1 – Dvojitý chladič plynu CO2 obsahuje dve paralelné jednotky chladiča plynu pre priestorové vykurovanie a ohrev TV. Toky CO2 do chladiča plynu sú regulované pomocou ihlových ventilov. Systém umožňuje vysokoteplotné priestorové vykurovanie ( 500C) a vysokoteplotný ohrev TV (500C) kombinovaným spôsobom. Minimálna výstupná teplota CO2 z dvojitého chladiča plynu v SH a TV spôsobe je taká istá ako pre základný systém tepelného čerpadla s CO2, teda vratná teplota systému priestorového vykurovania resp. teplota mestskej vody. Výstupná teplota CO2 v kombinovanom spôsobe (tmix) je počítaná zo vzťahu:

(7.9)


kde h J/kg je špecifická entalpia, m kg/s je hmotnostný prietok, t°C je teplota a pPa je tlak tokov CO2.

SH a TV odkazujú na priestorové vykurovanie a okruh TV, zatiaľ čo mix odkazuje na zmiešaný tok CO2 za chladičom plynu. Hodnota COP v SH a TV spôsobe bude taká istá ako pre základný CO2 systém, zatiaľ čo COP v kombinovanom spôsobe bude nižšia v dôsledku vyššieho optimálneho tlaku na vysokotlakej strane a vyššej výstupnej teplote CO2 z chladiča plynu. Jednotka tepelného čerpadla s CO2 vybavená dvojitým chladičom plynu v paralelnom usporiadaní bude preto dosahovať nižšie priemerné hodnoty COP ako základný systém tepelného čerpadla s CO2. GC2.2 + T2.1 – Systém obsahuje dve chladiace jednotky v sérii pre priestorové vykurovanie a ohrev TV a jednotka TV chladiča plynu je lokalizovaná pred jednotku SH chladiča plynu. Systém umožňuje vysokoteplotný ohrev TV (>600C) kombinovaným spôsobom, ale vyžaduje nízkoteplotný systém distribúcie tepla, teda napríklad podlahový vykurovací systém. Hodnota COP v SH a TV spôsobe prevádzky bude taká istá ako pre základný systém tepelného čerpadla s CO2, zatiaľ čo COP v kombinovanom spôsobe bude nižšie pretože minimálna výstupná teplota CO2 z chladiča plynu je vratná teplota priestorového vykurovacieho systému. Preto systém dosiahne nižší priemerný COP ako základný systém tepelného čerpadla s CO2. GC2.3 + T2.1 – Systém sa skladá z dvoch jednotiek chladičov plynu v sérii pre priestorové vykurovanie a ohrev TV a jednotka TV chladiča plynu je lokalizovaná za jednotkou SH chladiča plynu. Systém umožňuje vysokoteplotné priestorové vykurovanie (>500C), ale je neschopný produkovať vysokoteplotnú TV v kombinovanom spôsobe. ( teda tDWH<600C) a preto môže byť požadované externé prihrievanie. Hodnota COP v SH a TV spôsobe prevádzky bude taká istá ako pre základný systém tepelného čerpadla s CO2, zatiaľ čo COP v kombinovanom spôsobe bude menšie v dôsledku horšieho teplotného súladu a vyššieho optimálneho tlaku na vysokotlakej strane. Preto systém dosiahne nižší priemerný COP ako základný systém tepelného čerpadla s CO2. GC2.4 + T2.1 - Základný systém tepelného čerpadla s CO2 je považovaný za energeticky najefektívnejší návrh chladiča plynu pre integrované systémy tepelných čerpadiel s CO2. Jedinečný trojitý chladič plynu je použitý pre predhriatie TV, priestorové vykurovanie a dohriatie TV. Teoretické štúdie a testovanie prototypu systému tepelného čerpadla s CO2 boli vykonané (Stene, 2004) a hlavný návrh a výsledky sú prezentované v Kap.5.5.3. Integrovaný systém tepelného čerpadla EcoCute s CO2 dosiahne nižšiu priemernú hodnotu COP ako základný systém tepelného čerpadla s CO2 s trojitým chladičom plynu (GC1 + T1.3).


5.5.2.3 Návrh integrovaného systému chladiča plynu a jednoplášťovej zásobnej nádrže TV Obr. 5.5.29 znázorňuje rôzne príklady návrhu tak zvaných integrovaných systémov pre chladič plynu CO2 a jednoplášťovej zásobnej nádrže TV. INT1- Dve jednotky chladiča plynu (rúrkové hady) pre predhriatie a prihriatie TV sú umiestnené vnútri zásobnej nádrže TV a jednotka chladiča plynu pre priestorové vykurovanie je umiestnená mimo nádrže. V spôsobe prevádzky TV je jednotka chladiča SH GC2 obtekaná, zatiaľ čo predohrievacia jednotka chladiča plynu TV GC1 je obtekaná v SH spôsobe. V kombinovanom spôsobe sú všetky tri jednotky chladiča plynu v činnosti. Hodnota COP v SH spôsobe bude viac menej taká istá ako pre základný systém tepelného čerpadla s CO2 (GC2.4 + T2.1), zatiaľ čo COP v TV a kombinovanom spôsobe bude nižšie pretože protiprúda výmena tepla medzi CO2 a vodou v nádrži nemôže byť dosiahnutá. Preto systém dosiahne nižšiu priemernú hodnotu COP ako základný systém s CO2.

Obr.5.5.29 Principiálne príklady rôzneho návrhu integrovaného chladiča plynu CO2 (GC) a jednoplášťovej zásobnej nádrže TV (CW = mestská voda).


INT2- Chladič plynu CO2 je rúrkový had umiestnený vnútri zásobnej nádrže TV a externý výmenník tepla pre priestorové vykurovanie je spojený s nádržou pomocou vodného okruhu a čerpadla. V TV a kombinovanom spôsobe prevádzky bude priemerná výstupná teplota CO2 z chladiča plynu počas vypúšťania a napúšťania vyššia ako v základnom systéme tepelného čerpadla s CO2 pretože protiprúda výmena tepla nemôže byť dosiahnutá. V spôsobe SH bude výstupná teplota CO2vyššia ako vratná teplota systému priestorového vykurovania v dôsledku zmiešavania o rôznej teplotnej úrovni v zásobnej nádrži TV. Preto systém dosiahne nižšiu priemernú hodnotu COP ako základný systém tepelného čerpadla s CO2. INT3- Dve jednotky chladiča plynu (rúrkové hady) pre predohriatie a prihriatie TV sú umiestnené v hornej a dolnej časti zásobnej nádrže TV, zatiaľ čo výmenník tepla pre priestorové vykurovanie je rúrkový had umiestnený v strede nádrže. V spôsobe prevádzky TV je integrálny výmenník tepla pre vykurovanie obtekaný na vodnej strane. Pre ten istý dôvod ako v INT2 systém dosiahne nižšiu priemernú hodnotu COP ako základný systém tepelného čerpadla s CO2. INT4 – Teplo je dodávané z chladiča plynu CO2 spojeného s externým termosifónovým okruhom. Prietok vody v okruhu je určený rozdielom teploty/hustoty vody na spodku a vrchu zásobnej nádrže. Výmenník tepla pre priestorové vykurovanie je tvorený rúrkovým hadom inštalovaným do vnútra zásobnej nádrže TV. V spôsobe prevádzky TV je integrálny výmenník tepla pre priestorové vykurovanie obtekaný na vodnej strane. Pre ten istý dôvod ako u INT2 a INT3 bude priemerná hodnota COP systému nižšia ako u základného systému tepelného čerpadla s CO2. INT5- Chladič plynu CO2 je niekoľkonásobne pretlačovaná mikrokanálová (MPE) hliníková rúrka, ktorá je navinutá na vonkajšom kovovom povrchu zásobnej nádrže TV.Rovnako ako v INT3 a INT4 je výmenník tepla pre priestorové vykurovanie tvorený rúrkovým hadom inštalovaným vnútri zásobnej nádrže TV. Účinnosť prenosu tepla pre MPE rúrku bude nižšia ako v systéme používajúcom externý protiprúdy chladič plynu alebo integrovaný chladič plynu tvorený rúrkovým hadom. Pre tento dôvod a dôvody popísané v INT2, INT3 a INT4 systém dosiahne nižšiu priemernú hodnotu COP ako základný systém tepelného čerpadla s CO2. 5.5.3 Integrovaný systém tepelného čerpadla s CO2 používajúci trojitý chladič plynu 5.5.3.1 Návrh systému Energeticky najefektívnejší integrovaný systém tepelného čerpadla s CO2 využíva trojitý chladič plynu, ktorý obsahuje tri jednotky chladiča plynu zapojené sériovo na strane CO2 pre predohriatie TV, nízkoteplotný vykurovací systém a dohriatie TV (Stene, 2004, 2006). Obr. 5.5.30 znázorňuje principiálny náčrtok integrovaného systému tepelného čerpadla s CO2 využívajúceho trojitý chladič plynu.


Jednotky chladiča plynu A a C sú napojené na neodvzdušnenú jednoplášťovú zásobnú nádrž TV a invertné regulačné čerpadlo pomocou vodného okruhu. Jednotka chladiča plynu B je spojená s vyrovnávacou nádržou ( akumulačná nádrž) v nízkoteplotnom vodnom distribučnom systéme tepla s radiačným podlahovým vykurovaním, konvektormi ( konvekčnými ohrievákmi) alebo fan-coilmi. Hlavný cieľ vyrovnávacej nádrže je slúžiť ako zásoba tepelnej energie a minimalizovať počet štartov a zastavení kompresora pri nízkoteplotnej priestorovej záťaži. To zvyšuje účinnosť kompresora a redukuje opotrebenie. Integrovaná systém tepelného čerpadla s CO2 má tri rôzne prevádzkové spôsoby. 1) Len priestorové vykurovanie ( SH spôsob), 2) len ohrev TV (TV spôsob) a 3) súčasné priestorové vykurovanie a ohrev TV ( kombinovaný spôsob). Počas vypúšťania TV je horúca voda z vrchu nádrže TV predmiešaná s mestskou vodou a dodávaná na vypúšťaciu stranu, zatiaľ čo mestská voda vstupuje na spodnej strane nádrže. Počas tepelného nabíjania nádrže TV v kombinovanom a TV spôsobe prevádzky, je mestská voda zo spodku TV nádrže TV čerpaná cez jednotku chladiča plynu A a C, ohrievaná na teplotu bodu nastavenia a vracaná na vrch nádrže. Počas prevádzky v SH spôsobe sa nevyskytuje cirkulácia v okruhu TV a v prevádzke je len jednotka chladiča plynu B.

Obr. 5.5.30 Princíp návrhu základného systému tepelného čerpadla s CO2 vybaveného trojitým chladičom plynu, A-B-C ( Stene, 2004)


5.3.3.2 Odvod tepla z trojitého chladiča plynu Proces odvodu tepla v troch rôznych prevádzkových spôsoboch je znázornený v diagrame teplota – entalpia (t-h) na Obr.5.5.31 (Stene, 2004). V tomto príklade je vstupná / vratná teplota nízkoteplotného podlahového vykurovacieho systému 35/30°C, teplota mestskej vody je 6,5°C a teplota bodu nastavenia pre TV je 70°C. V kombinovanom spôsobe je tak zvaný pomer tepelnej kapacity TV asi 45%, čo znamená že 45% celkovej tepelnej kapacity trojitého chladiča plynu je použitej pre ohrev teplej vody a 65% pre priestorové vykurovanie.

Obr. 5.5.31 Znázornenie procesu odvodu tepla v diagrame teplota - entalpia pre integrovaný systém tepelného čerpadla s CO2 používajúceho trojitý chladič plynu (Stene, 2004) 5.5.3.3. Meraná hodnota COP – počítaná hodnota SPF Obr.5.5.32 ukazuje ako príklad merané hodnoty COP pri optimálnom tlaku v chladiči plynu, teplote TV 60°C a rôznych vstupných a vratných teplotách systému priestorového vykurovania prototypu tepelného čerpadla soľanka – voda s CO2 o výkone 6,5 kW s trojitým chladičom plynu (Stene,2004). Čísla na spodku stĺpca kombinovaného spôsobu ukazujú hodnotu pomeru tepelnej kapacity TV.


Hodnota COP kombinovaného spôsobu je o 2 až 10 % vyššia ako spôsobu prevádzky TV v dôsledku mierneho tlaku v chladiči plynu (85 až 95 bar) a relatívne nízkej výstupnej teplote CO2 z trojitého chladiča plynu zapríčinenej excelentným teplotným priblížením medzi CO2 a vodou. Hodnota COP v SH spôsobe je o 20 až 30 % nižšia ako v kombinovanom spôsobe prevádzky. To je výsledok zlého teplotného súladu medzi CO2 a vodou a faktom, že výstupná teplota CO2 z chladiča plynu je obmedzená vratnou teplotou zo systému priestorového vykurovania. Vyššia vratná teplota systému priestorového vykurovania znamená nižšiu hodnotu COP v SH a kombinovanom spôsobe prevádzky.

Obr.5.5.32 Merané maximálne hodnoty COP pri teplote TV 600C a rôznych vstupných a vratných teplotách systému priestorového vykurovania (Stene, 2004) Sezónny výkonnostný faktor (SPF) prototypu jednotky tepelného čerpadla s CO2 a vysoko efektívnej jednotky tepelného čerpadla solanka – voda súčasného stavu techniky s pracovnou látkou HFC bol počítaný za predpokladu konštantnej vstupnej teploty solanky do výparníka (00C) a konštantnej teplotnej úrovne systému priestorového vykurovania ( 35/300C) a TV systému (10/600C) (Stene, 2008). Bola taktiež skúmaná možnosť zvýšenia COP systému jednotky tepelného čerpadla s CO2 o 10% v porovnaní s prototypom. Hodnota COP môže byť zvýšená napríklad použitím účinnejšieho kompresora , optimalizovaním návrhu a prevádzky trojitého chladiča plynu alebo nahradením expanzného ventilu ejektorom. Ta. 5.5.3 ukazuje namerané hodnoty COP pre predmetné systémy tepelných čerpadiel.


Tab.5.5.3 Merané hodnoty COP pre systémy tepelného čerpadla solanka – voda (Stene, 2008) Prototyp tepelného čerpadla s CO2

COP = 3.0 - SH spôsob pri 35/300C COP = 3,8 - TV spôsob pri 10/600C – bez elektrického dohriatia COP = 3,9 - kombinovaný spôsob pri35/300C a 10/600C

Vylepšené tepelné čerpadlo s CO2

COP = 3,3 - SH spôsob pri 35/300C COP = 4,2 - TV spôsob pri 10/600C – bez elektrického dohriatia COP = 4,3 - kombinovaný spôsob pri 35/300C a 10/600C

Tepelné čerpadlo - súčasný stav techniky

COP = 4,8 - SH spôsob pri 35/300C COP = 2,8 - TV spôsob pri 10/600C – bez elektrického dohriatia

Integrované tepelné čerpadlá s CO2 a tepelné čerpadlo súčasného stavu techniky majú obrátené charakteristiky COP, teda jednotka s CO2 dosahuje najväčšiu hodnotu COP počas TV a kombinovanom spôsobe prevádzky zatiaľ čo jednotka súčasného stavu techniky dosahuje najvyššiu hodnotu COP v spôsobe prevádzky SH. Obr. 5.5.33 ukazuje počítanú hodnotu SPF pre tri systémy domácich tepelných čerpadiel v monovalentnej prevádzke predvádzané vo funkcii ročného pomeru potreby tepla pre TV, čo je definované ako pomer ročnej potreby tepla pre TV k celkovej ročnej potrebe tepla obydlia. Počítané hodnoty SPF nezahŕňajú ani termodynamické straty v nádrži TV zapríčinené miešaním horúcej a studenej vody ani vnútorný prestup tepla vedením.

Obr. 5.5.33 Počítané hodnoty SPF počas monovalentnej prevádzky tepelného čerpadla súčasného stavu techniky s chladivom HFC a dvoch integrovaných systémov tepelného čerpadla s CO2 (Stene, 2008)


Pri nízkom ročnom pomere potreby tepla pre TV je tepelné čerpadlo súčasného stavu techniky efektívnejšie ako systém s CO2 v dôsledku nízkej hodnoty COP počas prevádzky v SH spôsobe. Pri zvyšovaní ročného pomeru tepla pre TV sú hodnoty SPF pre systémy s CO2 postupne zlepšené pretože zvýšená časť potreby tepla je pokrytá prevádzkou v kombinovanom a TV spôsobe prevádzky. SPF tepelného čerpadla súčasného stavu techniky klesá pomerne prudko so zvýšením potreby tepla pre TV pretože hodnota COP počas prevádzky v TV spôsobe je asi o 30 % nižšia ako v spôsobe SH. Pri skutočných prevádzkových podmienkach sa rovnocennosť pre systémy CO2 v porovnaní so súčasným stavom techniky vyskytuje pri ročnom pomere potreby tepla pre TV asi 45 až 55%. V stávajúcich budovách kde je ročný pomer potreby tepla pre TV typicky od 10 do 30% bude vysoko efektívny systém tepelného čerpadla súčasného stavu techniky viac energeticky efektívny ako integrovaný jednostupňový systém tepelného čerpadla s CO2. Avšak v nízko energetických a pasívnych domoch, kde je ročný pomer potreby tepla pre TV typicky v rozmedzí 50 až 80% dosiahne integrovaný systém tepelného čerpadla s CO2 s trojitým chladičom najvyššie hodnoty SPF. Tab.5.5.4 prezentuje prehľad charakteristík integrovaných systémov tepelných čerpadiel s CO2 používajúcich konfigurácie chladičov plynu a zásobnú nádrž TV ako bolo uvedené v predchádzajúcej kapitole ( Obr. 5.5.26, 5.5.28 a 5.5.29). Tab.5.5.4 Dôležité charakteristiky pre konfigurácie chladičov plynu a zásobnej nádrže integrovaného systému tepelných čerpadiel s CO2 prezentované na Obr. 5.5.26,5.5.28 a 5.5.29.


1) Schopnosť zabezpečenia vysoko teplotného priestorového vykurovania kombinovaným spôsobom (tSH>500C)

2) Schopnosť zabezpečenia vysoko teplotnej TV kombinovaným spôsobom (tTV

>600C) 3) Technická komplexnosť jednotiek chladiča plynu, systém výmenníkov tepla a

zásobnej nádrže TV je porovnaný so základným systémom tepelného čerpadla s CO2: Vyšší = ako základný systém, Nižší = jednoduchší ako základný systém

4) Potreba čerpadla v okruhu TV – vyžaduje elektrický príkon čerpadla 5) COP v spôsobe priestorového vykurovania (SH): Vyšší - ten istý COP ako v

základnom systéme, Nižší = nižší COP ako v základnom systéme 6) COP v spôsobe ohrevu domácej vody (TV): Vyšší - ten istý COP, Nižší = nižší

COP ako v základnom systéme 7) COP v kombinovanom spôsobe ohrevu: Vyšší - ten istý COP, Nižší = nižší COP

ako v základnom systéme 5.5.4 Komerčne dostupné integrované tepelné čerpadlá s CO2 Od r. 2001, keď spoločnosťou Denso Corp. Ltd. v Japonsku bolo vyrobené prvé na svete tepelné čerpadlo vzduch –voda s CO2 na ohrev vody (EcoCute), boli vyvinuté integrované systémy tepelných čerpadiel s CO2 a bolo predaných asi 100 000 jednotiek do r. 2007.

Obr. 5.5.34 Japonské integrované tepelné čerpadlo EcoCute. Prvý výrobca, ktorý predstavil tepelné čerpadlá s CO2 pre kombinované priestorové vykurovanie a ohrev teplej vody na Európskom trhu bola spoločnosť Sanyo Electric Co.Ltd. Obr. 5.5.35 ukazuje principiálny náčrtok integrovaného tepelného čerpadla vzduch-voda s CO2 od firmy Sanyo.


Obr. 5.5.35 Integrovaný systém tepelného čerpadla vzduch –voda s CO2 od firmy Sanyo Ďalší Japonskí výrobcovia ponúkajú v súčasnosti na Európskom trhu integrované systémy tepelných čerpadiel s CO2. Viac informácií je možné nájsť na http://www.R744.com. Jednotky tepelných čerpadiel firmy Sanyo používajú ako zdroj tepla okolitý vzduch.


Niektoré Európske spoločnosti vyvinuli a vyvíjajú rôzne druhy domácich tepelných čerpadiel s CO2 vrátane tepelných čerpadiel pre ohrev vody a integrovaných tepelných čerpadiel s vonkajším vzduchom ako zdrojom tepla. Obr. 5.5.36 ukazuje ako príklad integrované tepelné čerpadlo s CO2 vzduch - voda o výkone 5 kW od firmy Stiebel Eltron (Nemecko). Inverterová regulačná jednotka bola dodaná na trh v októbri 2007.

Obr. 5.5.36 Integrované tepelné čerpadlo s CO2 vzduch - voda o výkone 5 kW firmy Stiebel Eltron Niektoré Európske spoločnosti dodávajúce tepelné čerpadlá vyvíjajú a testujú tepelné čerpadlá s CO2 na vetrací vzduch pre nízkoenergetické a pasívne domy. Obr. 5.5.37 ukazuje principiálny náčrtok prototypu tepelného čerpadla s CO2 pre nízko energetické domy o výkone 2 kW (Friedl a Schiefelbein, 2005). Vystupujúci vzduch z domu predohrieva vstupujúci vzduch vo výmenníku tepla vzduch –vzduch predtým, ako je použitý ako zdroj tepla pre jednotku tepelného čerpadla. Tepelné čerpadlo dodáva teplo do vodného systému distribúcie tepla s maximálnou vstupnou teplotou 350C. Pretože vratná voda z vykurovacieho systému znovu ohrieva vstupujúci vzduch, bude vstupná teplota vody do chladiča plynu v spôsobe priestorového vykurovania o nižšej teplote ako 250C. Domáce tepelné čerpadlá s CO2 s vetracím vzduchom pre nízko energetické a pasívne domy nie sú v súčasnosti ešte komerčne dostupné.


Obr. 5.5.37 Principiálny náčrtok prototypu tepelného čerpadla s CO2 využívajúceho výstupný vetrací vzduch o výkone 2 kW pre nízko energetické a pasívne domy (Friedl a Schiefelbein, 2005).

5.6. Priestorové vykurovanie a chladenie – vodné distribučné systémy

5.6.1 Popis koncepcie ( pojmu) Pre pokrytie potrieb tepla pre priestorové vykurovanie v Európskych nebytových budovách, teda v kancelárskych a obchodných budovách sú vo všeobecnosti používané vysoko teplotné radiátory. Tepelné čerpadlá s CO2 dodávajúce teplo do takýchto radiátorov dosiahnu relatívne nízku hodnotu COP v dôsledku vysokej vratnej teploty z vykurovacieho systému (Kap.5.2.1 a 5.3.2). Ale vo veľa nebytových budovách potreba tepla pre ohrev vetracieho vzduchu po zriadení jednotky spätného získavania tepla dosahuje relatívne veľký podiel z celkového tepla požadovaného pre budovu. Teda realizácia sériového spojenia radiátorového systému a batérie ohrevu vetracieho vzduchu umožní získať relatívne nízku vratnú teplotu v distribučnom systéme tepla a následne relatívne vysokú hodnotu COP pre tepelné čerpadlo s CO2. Predhriatie a dohriatie teplej vody ako aj použitie regulácie objemového prietoku v vodnom systéme distribúcie tepla povedie k ďalšiemu zníženiu výstupnej teploty CO2 z chladiča plynu. Obr.5.6.38 znázorňuje proces odvodu tepla z chladiča plynu pre dve rôzne vratné teploty v vodnom systéme distribúcie tepla (Stene a ďalší, 2007).


Obr. 5.6.38 Principiálne znázornenie procesu odvodu tepla v chladiči plynu pri dvoch rôznych teplotách v vodnom systéme distribúcie tepla (Stene a ďalší,2007). V tomto príklade znižuje sériové zapojenie tepelných záťaží vratnú teplotu distribučného systému z tC1-in na tC2-in. Ako následok klesne výstupná teplota CO2 z chladiča plynu z tH1-outna tH2-out a tepelná kapacita tepelného čerpadla s CO2 sa zvýši o Q. To vedie k zvýšeniu hodnoty COP pre tepelné čerpadlo s CO2. 5.6.2 Návrh systému Vratná teplota z distribučného systému tepla je určená tepelným účinkom a teplotnými požiadavkami pre rôzne tepelné záťaže. V nebytových domoch so zanedbateľnými požiadavkami na teplú vodu bude vratná teplota relatívne vysoká keďže dominuje požiadavka na priestorové vykurovanie. Keď je súčasná požiadavka na priestorové vykurovanie a ohrev vetracieho vzduchu bude vratná teplota značne nižšia v dôsledku relatívne nízkej vstupnej teplote vetracieho vzduchu. Pomer tepelného účinku pre priestorové vykurovanie a ohrev vetracieho vzduchu závisí na nasledovných faktoroch:

Tepelný účinok – priestorové vykurovanie: Úroveň izolácie (U- hodnoty) pre rôzne časti plášťa budovy, klíma, vnútorná teplota vzduchu, perióda užívania počas dňa /týždňa a pod.

Tepelný účinok – prihriatie vetracieho vzduchu: Prietoky vzduchu, účinnosť jednotky rekuperácie tepla, teplota bodu nastavenia vzduchu, klíma, druh vetracieho systému (CAV / VAV, mechanický/hybridný), perióda použitia a pod.

Návrh vodného systému s radiátorovými a vetracími ohrievacími batériami: Teplotný pokles v radiátoroch a ohrievacích batériách pri rôznych prevádzkových podmienkach


Obr. 5.6.39 Ukazuje príklady meraných tepelných účinkoch (relatívne hodnoty) pre priestorové vykurovanie a ohrev vetracieho vzduchu pre dve kancelárske budovy počas trojdňovej periódy (Mathisen, 2006). Pomer tepelného účinku pre priestorové vykurovanie a ohrev vetracieho vzduchu sa ukázal byť relatívne konštantný počas roka. Následkom toho sú merané relatívne hodnoty počas trojdňovej periódy znázornené na obr. 5.6.39 typické pre celý rok. Principiálne znázornenie jednotky tepelného čerpadla s CO2 dodávajúcej teplo do hydronického distribučného systému kde radiátorové okruhy, ohrievacie batérie (vetranie), podlahový vykurovací systém a systém ohrevu teplej vody ( predhriatie) sú spojené do série je ukázané na Obr. 5.6.40.

Obr. 5.6.39 Merané tepelné účinky ( relatívne hodnoty) pre priestorové vykurovanie a ohrev vetracieho vzduchu pre dve kancelárske budovy počas trojdňovej periódy (Mathisen, 2006) Budova rok

konštr. vykurovaná plocha

vetrací systém vykurovací systém

A 2002 850 m2 Hybrid VAV, bez vypnutia v noci

vodný, radiátory

B 1996 24 000 m2 mechanický, VAV, nočné vypínanie

vodný, radiátory

Pri použití invertného regulačného cirkulačného čerpadla pracujúceho pri konštantnom tlakovom rozdiele, teda regulácie objemového prietoku primárneho okruhu distribučného systému tepla môže byť dosiahnutá nízka vratná teplota pri všetkých prevádzkových podmienkach (Stene a ďalší, 2007).


Obr. 5.6.40 Systém tepelného čerpadla s CO2 so sériovým zapojením radiátorov, ohrievacích batérií, podlahového vykurovacieho systému a systému ohrevu vody (Stene a ďalší, 2007) 5.6.3 Potenciál energetickej efektívnosti – príklad Pre vyhodnotenie potenciálu tepelných čerpadiel s CO2 pre vykurovanie a chladenie nebytových budov boli počítané maximálne dosiahnuteľné hodnoty výkonového čísla (COP) ako aj Sezónneho výkonového faktora (SPF) pri rôznych prevádzkových podmienkach pomocou softwaru vyvinutého na NTNU-SINTEF (Stene a ďalší, 2007).

Obr. 5.6.41 COP pre jednostupňové tepelné čerpadlo s CO2 ako funkcia výstupnej teploty CO2 z chladiča plynu a rôzneho tlaku v chladiči (Stene a ďalší, 2007)


Obr. 5.6.41 ukazuje maximálne dosiahnuteľné hodnoty COP pre jednostupňovú jednotku tepelného čerpadla s CO2 ako funkciu výstupnej teploty CO2 z chladiča plynu a tlaku v chladiči (Stene a ďalší, 2007). Pre výpočty bola predpokladaná výparná teplota –50C, prehriatie sacieho plynu 5 K, 75 % tná celková izoentropická účinnosť a 10 % tné tepelné straty kompresora. Návrhové parametre sú typické pre tepelné čerpadlá pre nebytové budovy a keď tepelné čerpadlá využívajú morskú vodu alebo energiu vrtov v skalnom podloží ako zdroj tepla. Tlak v chladiči plynu pre tepelné čerpadlá s CO2 pre tieto aplikácie je typicky v rozmedzí od 90 do 110 bar. Pretože výstupná teplota CO2 z kompresora je relatívne vysoká (800C) môže tepelné čerpadlo jednoducho zabezpečiť požiadavky vysoko teplotného vykurovania. Avšak pre dosiahnutie vysokej hodnoty COP musí byť veľký pokles teploty CO2 čo má za následok značný rozdiel entalpie v chladiči plynu a nízku teplotu CO2 pred škrtením.

Obr. 5.6.42 ukazuje hodnotu COP pre jednostupňovú jednotku tepelného čerpadla s R134a ako funkciu kondenzačnej teploty pri výparnej teplote –50C, prehriatí sacieho plynu 5 K, izoentropickej účinnosti 70 a 80% a 10%tných tepelných strát kompresora (Stene a ďalší, 2007).

Obr.5.6.42 COP pre jedno stupňovú jednotku tepelného čerpadla s R134a ako funkciu kondenzačnej teploty pri izoentropickej účinnosti kompresora 70 a 80% ( Stene a ďalší, 2007)

S odkazom na Obr.5.6.41 dosahuje COP tepelného čerpadla s CO2 hodnotu približne od 2,9 do 4,2 pri výstupnej teplote CO2 v rozmedzí od 25 do 35 0C. Pre tepelné čerpadlo s R134a to odpovedá teplote dodávanej vody z kondenzátora v rozmedzí od 39 do 56 0C pri LMTD 5 K. Pri výpočtoch bolo predpokladané, že kompresor CO2 dosahuje o 5% vyššiu celkovú izoentropickú účinnosť ako kompresor s R134a (Stene a ďalší,2007).


Výkonové údaje z Obr. 5.6.41 a 5.6.42 boli použité ako základ pre výpočet Sezónneho výkonového faktoru (SPF) pre jedno stupňový obeh tepelného čerpadla s CO2 a R134a pre vykurovanie a chladenie kancelárskej budovy o výmere 7 000 m2 lokalizovanej v Oslo (Stene a ďalší, 2007). Jednotka tepelného čerpadla bola prevádzkovaná buď v spôsobe chladenia alebo ohrievania a dodávala teplo resp. chlad do vodného distribučného systému. Radiátorové okruhy a okruhy pre ohrievacie batérie vetracieho vzduchu boli spojené do série a teplota dodávanej vody zo systému tepelného čerpadla bola regulovaná podľa teploty vonkajšieho vzduchu (ako lineárna funkcia). Vonkajší vzduch bol použitý ako zdroj tepla v spôsobe ohrevu a ako odvod tepla pri chladení. Účinnosť rekuperačnej jednotky (znovu získania) tepla vo vetracom systéme bola 60 %. Tab. 5.6.5 ukazuje hlavné návrhové údaje pre budovu a jednotky tepelných čerpadiel.

Tab. 5.6.5 Návrhové údaje pre budovu, jednotku rekuperácie tepla a tepelného čerpadla (Stene a ďalší, 2007) ________________________________________________________________ Návrhová záťaž – priestorové vykurovanie/ 250 kW 300 kW vykurovanie vetracieho vzduchu

Návrhová záťaž – priestorové chladenie 400 kW _________________________________________________________________ CO2 R134a

Celková izoentropická účinnosť kompresora 75% 70%

LMTD – výparník ( konštanta) 8 K 8 K

Teplotné priblíženie – kondenzátor/chladič plynu 2 K 2 K (konštantná)

Účinnosť – jednotka špičkového zaťaženia 100 % 100% (elektrický bojler) __________________________________________________________________

Požadovaný zdvihový objem pre kompresory bol navrhnutý v súlade s maximálnou požiadavkou chladiaceho výkonu. Pre oba systémy tepelného čerpadla bola špičková záťaž v spôsobe ohrevu pokrytá elektrickým bojlerom (bivalentný vykurovací systém). Pre tepelné čerpadlo s CO2 je prídavné vykurovanie vyžadované len pri veľmi vysokej teplote dodávanej vody v dôsledku vysokej výstupnej teplote z chladiča plynu. Obr. 5.6.43 ukazuje počítané hodnoty SPF v spôsobe ohrevu pre tepelné čerpadlá pri rôznych vstupných a vratných teplotách v distribučnom systéme tepla pri navrhovanej vonkajšej teplote ( DOT), zatiaľ čo Obr. 5.6.44 ukazuje počítanú hodnotu SPF pre vykurovanie /chladenie (Stene a ďalší,2007).


Obr. 5.6.43 SPF hodnoty pre spôsob vykurovania pre systémy tepelných čerpadiel pri rôznych vstupných/vratných teplotách (návrhové podmienky) systému distribúcie tepla (Stene a ďalší, 2007) V spôsobe výroby tepla dosahuje tepelné čerpadlo s CO2 najvyššie hodnoty SPF pri väčšine prevádzkových podmienok. Hodnota SPF systému tepelného čerpadla s CO2 bola primárne ovplyvňovaná vratnou teplotou distribučného systému tepla, zatiaľ čo SPF tepelného čerpadla s R134a bola predovšetkým riadená napájacou teplotou.

Obr. 5.6.44 Hodnoty SPF pre spôsob vykurovania/chladenia tepelných čerpadiel pri rôznych prívodných/vratných teplôt (návrhové podmienky) systému distribúcie tepla (Stene a ďalší, 2007)


Výsledky simulácií jasne demonštrujú že jednostupňová jednotka tepelného čerpadla pre vykurovanie a chladenie kancelárskej budovy môže dosiahnuť tú istú alebo vyššiu hodnotu SPF ako jednostupňové tepelné čerpadlo s R134a pokiaľ je teplotná úroveň v systéme distribúcie tepla prispôsobená charakteristikám systému tepelného čerpadla s CO2. Tepelné čerpadlo s CO2 dosiahne relatívne vyššiu hodnotu SPF ak prevažuje ohrev vetracieho vzduchu v rámci celkovej potreby tepla pre budovu, ak je teda značná potreba teplej vody alebo je tepelné čerpadlo s CO2 vybavené expandérom alebo ejektorom.

5.7 Reverzibilné klimatizačné zariadenia (RAC)

5.7.1 Situácia na trhu –vyhliadky do budúcna Ročný svetový trh reverzibilných domácich klimatizačných jednotiek (RAC splitový typ) je viac ako 40 miliónov kusov. (Nowacki, 2002) a je očakávaný ďalší rast. Prevládajúce pracovné látky v jednotkách RAC sú v súčasnosti HCFC – 22, R407C a R410A. Technológia s CO2 bola v nedávnych rokoch komercionalizovaná napríklad pre tepelné čerpadlá pre ohrev vody a integrované systémy tepelných čerpadiel pre obytné súbory a je očakávané predstavenie viacerých ďalších aplikácií v blízkej budúcnosti. Ak systémy RAC s CO2 majú byť komercionalizované, musí byť doložená vyššia hodnota sezónnych výkonových faktorov (SPF) v porovnaní so základnými systémami s HFC pracovnými látkami. 5.7.2. Skúšanie prototypu jednotky RAC Split s CO2 5.7.2.1 Skúšobná výbava a podmienky Prototyp RAC splitového typu s CO2 a jednotka súčasného stavu techniky s R410A boli skúšané v dvoch kalorimetrických komorách (Jakobsen a ďalší, 2006). Podľa Eurovent vybraná referenčná jednotka s R410A mala najvyššiu hodnotu COP v menovitom bode zo všetkých testovaných splitových reverzibilných jednotkách s R410A (Jednotka 1, Tab. 5.7.6). Meraná hodnota COP bola asi o 11% vyššia ako druhá energeticky najefektívnejšia jednotka. Tab.5.7.6 Relatívny menovitý bod COP splitových jednotiek RAC s R410A (Jacobsen a ďalší, 2006)

Prototyp jednotky RAC splitového typu s CO2 bol vybavený inverterom regulovaným dvojstupňovým kompresorom s rotačným piestom, orebrovaným výmenníkom tepla


(HX) a vnútorným výmenníkom tepla rúrka v rúrke. Kompresor bol spojený s vnútorným chladičom umožňujúcim chladenie plynu CO2 medzi kompresnými stupňami. Pre zjednodušenie experimentov bol výmenník tepla chladený vodou, avšak v reálnom systéme bude výmenník tepla celistvou časťou vonkajšieho výmenníka tepla a chladený okolitým vzduchom. Tlak CO2 v chladiči plynu bol regulovaný a optimalizovaný pomocou manuálneho expanzného ventilu a nízkotlakého zberača. Obr. 5.7 46 ukazuje schematický diagram prototypu jednotky s CO2.

Obr. 5.7.45 Reverzibilná domáca klimatizačná jednotka a tepelné čerpadlo (RAC jednotka splitového typu) Obr. 5.7.46 Prototyp jednotky RAC splitového typu s CO2, AC prevádzka (Jacobsen a ďalší, 2006) Maximálny príkon kompresora pre jednotku s CO2 a R410A bol asi 2,0 kW resp. 1,7 kW. Mikrokanálikové (MPE) výmenníky tepla v aplikácii pre mobilné klimatizácie s CO2 ukazujú excelentnú výkonnosť. Avšak pre prototypovú jednotku CO2 boli vybrané rúrkové výmenníky tepla v dôsledku obmedzenej dostupnosti výmenníkov tepla MPE . 5.7.2.2 Výpočet sezónneho výkonového faktoru pre ohrievanie a chladenie Pre určenie požiadaviek chladu a tepla pre typické obydlia bol vytvorený simulačný model reprezentujúci podmienky v Aténach (Grécko, horúca suchá klíma) a Oslo (Nórsko, studená suchá klíma) použitím integrovanej ESP –r simulačného nástroja pre budovy. Modely boli založené na obydliach zriadených prostredníctvom IEA oblastnom vykurovacom a chladiacom projekte. Týkajúce sa dvojpodlažné obydlie bolo umiestnené v terasovitom bloku so štyrmi rovnakými obydliami o rozlohe 112 m2.


Rovnaké rozmery boli predpokladané pre Grécke a Nórske obydlia a hmotnosť štruktúry bola vybraná s ohľadom na termo -fyzikálne kvality v súlade s tradíciami stavieb v týchto krajinách. Bolo predpokladané, že okná v gréckom obydlí boli vybavené vonkajším zatienením. Vetranie týchto obydlí bolo predpokladané jedine pomocou odsávacích ventilátorov umiestnených v práčovni a kúpelni. Simulácia počas celého roka bola vykonávaná v hodinových intervaloch pri využívaní klimatických dát pre referenčný rok. Obr. 5.7.47 ukazuje predpovedanú tepelnú a chladiacu záťaž počas roka ( Jacobsen a ďalší, 2006).

Obr. 5.7.47 Predpovedaná tepelná/chladiaca záťaž v dvoch obydliach (Jacobsen a ďalší, 2006) Teplota bodu nastavenia pre teplotu vnútorného vzduchu bola 250C pri chladení a 210C pri vykurovaní. Vnútorná relatívna vlhkosť pola počítaná použitím tej istej absolútnej vlhkosti ako v okolitom prostredí. Chladenie v Aténach a Oslo začína pri teplote 23 resp.180C. Rozdiel je predovšetkým v rôznej praxi v aplikácii solárneho systému zatienenia a vystavenia hmotnosti tepelným účinkom ako výsledok rôznych stavebných tradícií v týchto dvoch krajinách.

Merané hodnoty COP pre jednotku s CO2 a výrobné údaje s overeným menovitým bodom pre jednotku s R410A spolu s tepelnou a chladiacou záťažou pri rôznych vonkajších teplotách boli použité pre výpočet sezónneho výkonového faktoru (SPF) pre vykurovanie a chladenie v dvoch rozdielnych klimatických podmienkach. (Tab. 5.7.7). Hodnota SPF pre ohrev zahŕňa špičkovú elektrickú záťaž ( bivalentný vykurovací systém), zatiaľ čo SPF pre jednotku s CO2 pre chladenie zahŕňa vnútorné chladenie medzi kompresnými stupňami, ktoré zvyšuje hodnotu SPF o 5 až 7%. Tab. 5.7.7 Vypočítaná hodnota SPF pre splitové jednotky RAC založená na meraných hodnotách pre ohrev a chladenie v dvoch rôznych klímach (Jakobsen a ďalší, 2006)

RAC jednotka Vykurovanie Chladenie Atheny Oslo Atheny Oslo

Prototyp s CO2 - merané hodnoty 4,3 2,7 4, 4 6,7 Jednotka s R410 A -výrobné údaje 4,0 2,6 5,3 6,7


Počítaná hodnota SPF pre jednotku s CO2 pre vykurovanie bola v klimatických podmienkach Athén asi o 7% vyššia ako pre jednotku s R410A a asi o 3% vyššia pri klimatických podmienkach v Oslo. Pre chladenie dosiahla jednotka s CO2 tú istú hodnotu SPF ako jednotka s R410A pri klimatických podmienkach v Oslo, ale asi o 17% nižšiu ako v klíme Athén. Výsledky ukazujú, že jednotka RAC splitového typu s CO2 pre vykurovanie môže súperiť na trhu v energetickej efektívnosti s najlepšími jednotkami s R410A ako aj pre chladenie v studenej klíme, ale ďalší vývoj je potrebné zamerať na dosiahnutie tej istej energetickej efektívnosti pre chladenie v teplejších klimatických podmienkach. Sakamoto (2001) zistil, že celková izoentropická účinnosť hermetických kompresorov s R410A pre splitové jednotky RAC je do 0,65. meraná izoentropická účinnosť kompresora s CO2 bola asi 0,54 (Jakobsen a ďalší, 2006). Relatívne nízka hodnota účinnosti bola pravdepodobne v dôsledku faktu, že kompresor bol len v rannom stupni vývoja. Následkom priaznivých charakteristík kompresného procesu s CO2 by kompresory s CO2 pre jednotky RAC mali byť schopné dosiahnuť prinajmenšom takú istú úroveň účinnosti ako kompresor s R410A.Pri predpokladanej izoentropickej účinnosti kompresora s CO2 v hodnote 0,65 a použitím vnútorného chladenia by hodnota SPF pre jednotku s CO2 pre chladenie v klíme Athén mohla byť rovnocenná s SPF pre jednotku s R410A. Systém RAC s CO2 je ešte stále v rannom stupni vývojového procesu a sú potrebné vylepšenia pre dosiahnutie takej istej hodnoty COP ako majú najlepšie jednotky s R410A pri všetkých prevádzkových podmienkach.

5.8 Sušičky s tepelnými čerpadlami

5.8.1 Sušičky potravín Sušičky potravín pomocou tepelných čerpadiel môžu znížiť spotrebu energie do 70 až 80 % v porovnaní s konvenčnými sušičkami, dávajú výrobcom sušených produktov väčšie možnosti optimalizácie kvality produktov pre dosiahnutie požiadaviek trhu a viac alebo menej vylučujú emisie zo sušiarne v dôsledku uzavretého sušiaceho obvodu. Podmienky pri sušení ako je teplota a relatívna vlhkosť v sušiacej komore môžu byť jednoducho regulované zmenou kapacít chladiča a ohrievača vzduchu. To umožňuje sušenie pri podmienkach pod aj nad bodom mrznutia produktu. Pri teplotách pod bobom mrznutia produktu zabezpečí sušiaci proces podobnú kvalitu produktov ako pri sublimačnom sušení. Prototyp sušičky s fluidným lôžkom s tepelným čerpadlom s CO2 bol skonštruovaný v Dewatering R D laboratóriu firmy NTNU-SINTEF ( Nórsko), Obr.5.8.48 a 5.8.49.


Obr. 5.8.48 Usporiadanie sušičky s fluidným lôžkom (vľavo) a tepelného čerpadla s CO2 ( vpravo) Tepelné čerpadlo s CO2 je projektované pre prevádzku pre vstupnú teplotu vzduchu od –20 do 100 0C. Pri vstupnej teplote vzduchu pod + 150C dosiahne tepelné čerpadlo s CO2 trochu lepšie hodnoty SMER (intenzita odberu špecifickej vlhkosti , kg vody /kWhel) ako konvenčná sušička s tepelným čerpadlom s R134a, propánom, R407A, R410A alebo amoniakom ako pracovnými látkami. V teplotnom rozmedzí medzi + 30 a +500C) hodnota SMER pre tepelné čerpadlo s CO2 bude o 30 až 40% vyššia ako konvenčného systému s tepelným čerpadlom. Ďalšie informácie je možné nájsť v Eikevik a ďalší, 2003.

Obr. 5.8.49 Sušička s fluidným lôžkom s tepelným čerpadlom s CO2 v laboratóriu NTNU-SINTEF.


5.8.2 Sušičky v práčovniach Sušička na prádlo s tepelným čerpadlom s CO2 bola detailne skúmaná na Univerzite v Essenu. Klöcker a ďaší (2001) konštatovali, že použitie CO2 ako pracovnej látky v tepelných čerpadlách pre sušenie má výhodu vo zvýšení výkonnosti a bezpečnej prevádzke. Vzhľadom na priaznivé termodynamické vlastnosti a neškodné pôsobenie na okolie je považované použitie CO2 ako pracovnej látky v tepelných čerpadlách pre sušenie ako výhodné. Novo vyvinuté semi-hermetické kompresory s CO2 umožňujú aplikáciu tepelných čerpadiel s CO2 pre sušičky prádla v komerčných aplikáciách, zatiaľ čo pokračuje vývoj energeticky účinnejších malých hermetických kompresorov pre domáce sušičky prádla, ktoré sú doteraz prevádzkované s HFC 134a ako pracovnou látkou.

Obr. 5.8.50 Sušička prádla s tepelným čerpadlom (Klöcker a ďaší, 2001) Použité skratky Bldg Building CW City water CAV Constant air volume flow (for ventilation systems) DHW Domestic hot water DSH Desuperheater – heat exchanger for cooling of superheated vapour EcoCute CO2 heat pumps manufactured in Japan GC Gas cooler HCFC HydrogenCarbonFluoroCarbon (working fluids, e.g. R22) HFC HydrogenFluoroCarbon (working fluids, e.g. R134a) HPWH Heat pump water heater HX Heat exchanger IEA International Energy Agency INT Integrated LMTD Logarithmic mean temperature difference LPR Low pressure receiver MPE Multiport extruded (aluminium) tube RAC Reversible air-conditioning unit SC Subcooler – heat exchanger for cooling of liquid working fluid SH Space heating SGHX Suction gas heat exchanger – heat exchanger for internal heat transfer T Hot water storage tank VAV Variable air volume flow (for ventilation systems)


Slovenský zväz pre

chladiacu a klimatizačnú techniku

znamená Vaše

spojenie s evolúciou v odbore

Združuje slovenských i zahraničných podnikateľov, zamestnancov, projektantov, inštitúcie, firmy, a ostatných záujemcov z oblasti výroby,

dovozu, obchodu, servisu, vzdelávania a užitia chladiacej, klimatizačnej techniky a

tepelných čerpadiel

Kontaktná adresa:

SZ CHKT Hlavná 325

900 41 Rovinka

tel.: 02/45646971 fax: 02/45646971

[email protected] http://www.szchkt.org

Prírodné chladivá - CO2 v TČ

Documents

Transcript of Prírodné chladivá - CO2 v TČ