Det är inte lätt.
Det enda man känner är säkert är att den här typen av kraftkälla tillhör en svunnen tid.
Jag brukar plocka magneterna från hårddiskar/cdspelare, starka så man kan sätta upp en pocketbok på kylen med dem om man vill.
Förstår jag rätt att det finns en del att göra för att förbättra verkningsgraden på värmepumpar då, genom att byta typ av motor, eller går det på ett ut då man förlorar värmeavgivningen från nuvarande motorer?
VP som säljs är en stor kompromiss för att passa din plånbok så att du öppnar den och köper övh. med så lite medskickat material som det bara går för att ge den funktionen som utlovas och som du köper.
mao. verkningsgraden av insatt elenergi kan ökas genom att hyvla på en rad olika ställen där kompressorteknik och motorns verkninsgrad är bara en del av det
Om man skall pilla på ett antal saker så är kolvkompressor i regel effektivare än en scrollkompressor för att det förstnämnda läcker mindre gas mellan högtryck och lågtryckssida under kompression. Men även här finns det brytpunkter där kompressorn är effektivast när det gäller mindre kompressorer, mellansteg med rotary och sedan kanske scroll ett bra val för lite större maskiner (bit över villastorlek i kapacitet) då kolvkompressor börja bli väl dyr och pumpvolymen gentemot läckaget i spiralhalvorna börja få vettig kvot och när det börja bli riktigt stort så kanske skruv, centrifugal och turbinpumpar är det bästa valet. Allt handlar om kvoten hur mycket massa det läcker i gas mellan hög och lågtrycksidan under kompressionsarbetet, friktion mellan rörliga delar och viskositeten i använd köldmedie gentemot genomlupen massa vid en viss tryckdifferens - en turbin har ganska hög läckage i spelet mellan vingspetsarna och väggarna men genom sin storlek och enorma kapacitet så är det ändå mindre läckage-kvot än vad en scroll-kompressor ger genom läckage mellan spiralhalvorna och glidfriktionen där och kolvkompressorn är ännu bättre i avseende läckage men blir ohanterligt dyrt när dessa når större storlekar etc.
att byta motorn från asynkron till PM-motor och eletronisk drivdon finns redan idag i inverter-VP och ger en liten förbättring - med PM slipper man ha en massa strömma cirkulerande i statorlidningarna för att hålla rotorn magnetiserad och man får mindre med kopparförluster den vägen.
Val av köldmedier där R600a är bland det effektivaste som finns men kräver grövre rör (och stor slagvolym på kompressorn) för viss massaflöde då systemtrycket är lågt - vinsten är att den lilla absoluttryckillnaden mellan låg och högtrycksidan gör att kompressorerna läcker mindre räknat i massa även om det är samma volym som pyser förbi då läckage av gas (direkt läckage eller via att lösa sig i oljefilmen under kompressionen för att direkt gasa sig ur oljan igen när den kommer över till sidan med lägre tryck) är väldigt kostsam ur verkningsgradshänseende.
förmodligen är just den lägre tryckskillnaden i absoluttryck som gör att R600a är överlägsen alla syntetiska köldmedier utöver sin lite bättre teoretiska COP och system med R134a i samma storlek är inte ens i närheten att konkurrera i effektivitet när det gäller kompressorer i vitvaror trots att den är det bästa av de syntetiska köldmedierna i avseende teoretisk COP
DME som alternativ till R134a i småmaskiner skulle jag tro ger klart märkbar COP-höjning då dess teoretiska COP ligger nästan på R600a:s klass men fortfarande i R134a/R12-tryckfönster och därmed mindre rördimmensions-behov på sugsidan för vettig massaflöde i jämförelse med R600a i mer storskalig utrustning. (Förr i tiden så var låg ångtryck inget hinder och ofta använde man R11 tillsammans med centrifugalkompressorer i stora anläggningar typ kyla hela skyskrapor och R11 har en koktemperatur runt 23 grader C vid atmosfärstryck vilket innebar att evaporatortemperatur vid +10 grader C för AC-bruk så var det 0.05 MPa absoluttryck eller -0.5 bar - dvs. halv bars undertryck i evaporatorn under normal drift!. - i R600a frysskåp och boxar ligger man också och suger med undertryck, ca -0.3 bar för -18 - -20 grader C i evaporatorn).
Det som är besvärligt med HC och DME är köldmediernas brandfarlighet, men i EU så finns det en EN-xxx regelsammling vad man får göra vilket i praktiken inte hindrar en L/L VP av normalstorlek med innomhusdel i normalstort rum @ 60 m^3 volym skulle kunna fyllas med runt 450 gram propan eller propylen istället för de miljöskadliga 900 - 1100 gram R134a, R407C och framförallt R410A som är så populärt nu och som borde skattas sönder pga. sin höga innehåll (50%) av hög-GWP - R125 för att möjligöra alternativa lösningar - som det ser ut nu så är det ingen som vågar vara pionjär och ta ekonomiska risker - läget skulle bli helt annorlunda om 1 kg R410A och R407C kostade 10000:-/kilo om säg 10 år med en skattehöjning med 1000:- per år och kg.
i Australien och nya Zeeland har man infört att man måste betala koldioxidskatten för motsvarande GWP av köldmediet i förskott när man köper ut gasen - dvs. 1 kg R134a så får man betala koldioxidskatt motsvarande 1300 kg koldioxid med 23 A$ per ton (1 A$ = 6.7 kr), = 200.3kr/kg R134a inte så mycket i mina ögon men australienska kylnissarna är gråtfärdiga och närmast domedagsstämning över denna prishöjning. (full koldioxidskatt i sverige 110 öre/kg men det finns många avsteg från detta och industrin kanske betala 30% av detta, men skulle man lägga detta på fluorerade köldmedier så skulle det öka priset med 1430:- per kilo R134a och för R410A skulle priset ökas med ganska exakt 2000:-/kg - och det är något sådant som skulle behövas för att tvinga fram bättre och effektivare lösningar samt att detta gör att man blir väldigt rädd om den gasen som finns i anläggningarna)
- och med DME skulle man tåla ca 1.75 ggr mer laddning i vikt räknat gentemot HC (dvs. motsvarande 1.75 kg R410A vid efterfylld maskin med långa rör) då det tål att släppa ut mer gas i luft vid läcka innan man når tändbar nivå (ca 3.5%) i jämförelse med HC (1.9 - 2%) och vid 60 m^3 rumsvolym ligger ändå 1/5-del av den nivån som teoretiskt kan tända sig.
för att belysa skillnaden mellan R410a, Propan och DME mfl. i en 7/50 grader C setup med 2 grader underkylning och 5 grader överhettning med kompressor med isentropisk verkningsgrad 0.7 (mycket bra kompressor - dom vanligaste i VP-sammanhang verka ligga på mellan 0.60 - 0.65 och man närmar sig 0.7 ju större kompressorn är)
R404A: värme-COP = 4.053
R410A: värme-COP = 4.193
R407C: värme-COP = 4.324
R1290 (propylen) värme-COP: = 4.41
R290 utan vx: värme-COP = 4.454
R22: Värme-COP: 4.519
R134a: Värme-COP = 4.519
R290 med vx 50% för 85 grader hetgas: 4.54
R600a utan vx = 4.59
R12 Värme-COP =4.608
DME: Värme-COP = 4.82
R600a med vx 70% för 85 grader hetgas = 4.92
med R410a som köldmedel så skulle man behöva ha en kompressor med isentropisk verkningsgrad 0.838 för att matcha fallet med DME som köldmedie och man skulle behöva isentropisk verkningsgrad 0.86 för att matcha fallet R600a.
Isentropisk verkningsgrad 0.7 når man inte förrän kompressorerna har 10 kW motorer i storlek ungefär, VP och bergvärmepumpar för villa-behov så får man vara glad om man ligger över 0.65 i isentropisk verkningsgrad...
med andra ord är det betydligt enklare att byta till bättre fungerande köldmedie som DME och optimera systemet för detta än att försöka optimera en kompressor att arbeta med 0.838 i isentropisk verkningsgrad om man envisas att hålla sig fast vid R410A...
med detta i ögonen tycker jag att det är närmast miljömässigt kriminellt bland VP-företagen att man envisas med R410A som generell lösning utan att titta på lösningar med propan/propylen och DME och om möjligt med R600a för att få nästan ytterligare 0.6 - 0.7 enhet högre COP än vad som går att göra med R410A även om man anstränger sig så att man kräks med R410A.
Intern kompressorläckage under pumparbetet i en rotary-kompressor enligt Mitsubishi vid 7/55 grader tryckförhållande räknas till 4.8% för en R22 kompressor och 7% för en R410A (räknar man på R600A och R134a så blir det lågt på enstaka % och allt har att göra med densiteten på gasen i kombination av viskositeten samt ljudhastigheten för gasen i µm-stora gliporna i tätningsytorna). Högt systemtryck är alltså en stor nackdel verkningsgradmässigt i samband med kompressor
i en utredning för CO2-kompressor där ensteg kompressor hamnade på 15.1% läckage av massaflödet och med tvåsteg nätt och jämt räddade sig till 9.8% läckage - en av orsakerna till att CO2-maskiner inte har lyckats så bra utöver problemet att köra en kylcykel i överkritisk mode som i sig inte ger så bra COP redan från början. Tydligen så hade det stämt ganska bra med verkliga testkörningar och oljefilmen som man reflexmässigt tänker på som 'tätmedel' i verkliga kompressorer verkar inte påverka läckagetakten i någon större utsträckning. En annan sak som man såg i utredningen och dess diagram från verkliga mätningar är gaserna i till och ifrån kompressorn står och studsar fram och tillbaka med rejäl amplitud på ~5 bar i en CO2-kompressor och detta representerar förluster.
Mekaniska förluster räknas till ca 6%, pulsationsförlust i gaserna i samband med in och utblås runt 3%, läckageförluster och överhettningsförluster tillsammans 16% och detta tillsamman ger 25% förluster för en ensteg CO2-kompressor - till detta har man en motor på i bästa fall 90% verkningsgrad och då är man nere på 35% förluster eller isentropisk verkninsgrad av 0.65 och är ungefär i samma nivå som dagens VP-kompressorer även om jag tror att en del av läckage och överhettningsförluster istället kan falla på viskös olja och sämre motorverkningsgrad - dvs den mekaniska förlusten är högre än 6% och elektriska förlusten mer än 10%. (i lilla kylskåpskompressorn TL2A med typeffekten 80 Watt så är förbrukningen 38 Watt när den är driftsvarma och kompressorn inte pumpar luft längre för att den sugit så mycket vakum den kan och går därmed lättast möjligt då den inte utför någon pumparbete, och vid kallstart 20 grader så drar den 68 Watt 5 sekunder efter start och full vakum på insuget - med andra ord är de viskösa förlusterna från oljan tämligen stor när kompressorn är kall och driftvarm så är den isentropiska verkningsgraden under 0.5, snarare runt 0.45 vilket stämmer ganska bra om man tittar på databladen och räknar på detta för vitvarukompressorer rent allmänt.
---
Sedan kan man gå vidare med större evaporatorer och kondensatorer med större ytor och lägre delta-T mellan det kokande/kondenserande köldmediet och kylande/värmande mediat på andra sidan rörväggen. Men då blir grejorna snabbt större och otympligare samt utanför billiga standardsortimentet samt WAF-faktorn kan vara betydande hinder i det avseendet - WAF-faktor där inget få synas vare sig i trädgård eller pannrum kan ha väldigt stor negativ påverkan på COP-faktorn i valet av utrustning - kanske mer än någon annan faktor... ;-)
Driften att göra allting smått som möjligt gör också att man prutar på effektiviteten och verkningsgraden...
gäster: 784
dolda: 0
användare: 8
