DEKARBONIZÁCIA STREDNE VEĽKÉ PRIEMYSELNÉ APLIKÁCIE S VEĽKÝMI SCROLL KOMPRESORMI: VÍZIA A VÝZVY, časť 2.
Obrázok 5 zobrazuje rez špirálového kompresora DSG, ktorý je základnou platformou vývoja PSG scroll, a zdieľať niektoré z rovnakých technologických funkcií. PSG bol špeciálne navrhnutý pre aplikácie vysokoteplotných tepelných čerpadiel. Kľúčovými faktormi konštrukcie sú: zníženie vibrácií a hluku, zlepšenie spoľahlivosti a zabezpečenie správneho chladenia motora pri prevádzke pri vysokej teplote nasávania (~50 °C). Cieľová kapacita je medzi 70-100 kW na kompresor (prevádzka SST/SDT 20/90).
Obrázok 5: Rez kompresora DSG (základňa nového návrhu PSG kompresora)
2.4. Kaskádový systém so semi-hermetickými piestovými kompresormi
Princíp dvoch kaskádových systémov, ktorý bol znázornený skôr na obrázku 2, pozostáva z troch kompresorov na 1. stupni a troch kompresorov na 2. stupni. referenčný prípad s piestami dosahuje 300 kW dodávky tepla za predpokladu glykolovej slučky -9 °C/-2 °C na prvom stupni výparníka a 90 °C dodávanej vody na druhom stupni. Na strane prívodu vody sa vykonáva analýza citlivosti, pričom sa snaží optimalizovať COP ohrevu úpravou kaskádovej teploty HEX. Predpokladá sa, že prístup na tomto výmenníku tepla je 5 K. Výsledky sú znázornené nižšie a slúžia ako referenčné riešenie pre kaskádový systém.
Obrázok 6: Kaskádový systém s polohermetickými piestovými kompresormi na každom stupni - Stav výkonu
Výsledky simulácie na obrázku 6 ukazujú, že je možné udržať dodávané teplo v rozsahu od 240 kW do 320 kW, v závislosti od dodávanej teploty tepla, pričom súčasne produkovať chladiaci výkon od 120 kW do 230 kW na glykolovej slučke na výparník prvého stupňa. Degradácia vykurovacieho výkonu pri napájaní 100 °C je spôsobená skutočnosťou, že jeden kompresor na prvom stupni musí byť vypnutý, aby kompresor druhého stupňa bežal v rámci predpísanej obálky. So zvyšujúcou sa teplotou prívodu tepla sa zvyšuje optimálna teplota kaskády HEX, pričom sa teplota vyparovania druhého stupňa posúva smerom k maximálnej povolenej teplote. V určitom bode druhý stupeň nemôže zvládnuť dodatočný výkon poskytovaný na kaskáde HEX a optimálna konfigurácia vyžaduje vypnutie jedného kompresora na prvom stupni (pričom stále moduluje jeden z dvoch zostávajúcich). Toto je znázornené na obrázku 7 nižšie:
Obrázok 7: Pracovné body piestových kompresorov a modulačný pomer (štítky označujú modulačný pomer kompresorov)
Z obrázku 7 je zrejmé, že čím viac tepla je potrebné na druhom stupni, tým pohodlnejšie je dosiahnuť, aby kompresory boli schopné používať chladič s čo najvyššou teplotou. Pre dodávku tepla pri teplote 80 °C a vyššej by maximálna teplota vyparovania stupňa R600a mala byť nad 35 °C, aby systém mohol nájsť optimálnu rovnováhu. Je potrebné predimenzovať motor, pričom môže byť potrebný aj špecifický olej na zabezpečenie správneho mazania pri veľmi nízkej viskozite, ktorá sa zvyčajne nachádza v tomto rozsahu saturovanej teploty nasávania (SST).
Nakoniec, výťah rozdelený medzi fázu 1 a fázu 2 je nasledovný:
Obrázok 8 Rozdelenie zdvihu Stage1 / Stage2
Obrázok 8 zobrazuje rozdelenie zdvihu medzi 1. a 2. stupeň. Zmena zdvihu v závislosti od dodávky teploty je hlavne na druhom stupni, zatiaľ čo prvý stupeň funguje celkom stabilne. Zdvih poskytovaný na prvom stupni je 40 K až 50 K pre ideálnu konfiguráciu, zatiaľ čo zdvih na druhom stupni sa pohybuje od 25 K do 70 K. Fyzika za tým priamo súvisí s výkonom na druhom stupni: vykurovací výkon je priamo spojený s úroveň sacieho tlaku druhého stupňa. Čím vyšší je tlak na druhom stupni, tým vyššia je dodávaná kapacita a tým vyššie je COP. Tento výsledok je primárne spôsobený cieľom optimalizácie, ktorým bolo maximalizovať COP vykurovania pri poskytovaní chladenia, nie naopak. Zaujímavosťou je, že optimálny prípad pre vykurovanie COP a systémová účinnosť kaskádového systému (začlenenie chladenia a vykurovania) vedie k rovnakým podmienkam.
Na záver, na tomto type kaskádového systému so stabilnými podmienkami na hranici výparníka stupňa 1 sa zdá byť dôležité poznamenať:
• Modulácia kapacity je relevantná len na prvom stupni
• Je dôležité, aby ste na stupeň 2 dostali kompresor s najvyššou možnou teplotou vyparovania, aby sa maximalizovala vykurovacia kapacita a COP
• Optimalizácia vykurovacieho COP vedie k optimálnemu využitiu energie systému
2.5. Kaskádový systém so špirálovým kompresorom
Bol simulovaný ekvivalentný systém špirálových kompresorov. Stupeň 1 je vyrobený z trojice kompresorov R290 s objemom 134 m3/h (teoretické kompresory s upraveným objemom, aby zodpovedali polovičnému). Stupeň 2 je vyrobený s ekvivalentnými posuvnými špirálami, navrhnutými pre aplikáciu vysokoteplotného tepelného čerpadla s názvom kompresory PSG800 (skutočné kompresory v súčasnosti vo vývoji), zostavené v trojitej konfigurácii. Jednoduchá optimalizácia COP by viedla k nasledujúcemu grafu (ekvivalent k obrázku 6):.
Obrázok 9: Výkonový scroll kaskádový systém R290/R600a (3 kompresory každý stupeň)
Potom sa spustí niekoľko optimalizácií:
• Optimalizácia 1: Maximalizujte vykurovací výkon v kaskádovom systéme
• Optimalizácia 2: Maximalizujte COP pri zachovaní minimálneho výkonu vykurovacieho výkonu 300 kW
Porovnania týchto dvoch optimalizačných procesov sú zhrnuté na obrázkoch 9 a 10 nižšie:
Obrázok 10: Pracovné body špirálových kompresorov. OPT1 pre maximalizáciu vykurovacieho výkonu. OPT2 na optimalizáciu COP pri obmedzení vykurovacej kapacity.
Obrázok 10 ukazuje, že optimalizácia vykurovacej kapacity vedie k zvýšeniu kaskádovej teploty HEX a maximálnej možnej prevádzke pri maximálnej teplote odparovania, ktorú môže stupeň 2 tolerovať. Pri výstupe 100 °C obálka kompresora 2. stupňa bráni systému dosiahnuť maximálny výkon.
Obrázok 11: Optimalizácia COP verzus optimalizácia vykurovacieho výkonu
Podľa obrázku 11 optimalizácia COP vedie k ~2% zlepšeniu v porovnaní s čistým zlepšením vykurovacej kapacity. Medzitým optimalizácia vykurovacieho výkonu na druhom stupni vedie k 15% až 20% rozdielu vo výkone. Pri výkone 100 °C nie je žiadny rozdiel, pretože obe optimalizácie sú obmedzené obmedzením obálky kompresora a nemôžu poskytnúť požadovaný minimálny výkon 300 kW. Či by si niekto zvolil zlepšenie COP pred zlepšením vykurovacej kapacity, je záležitosťou toho, ako bude stroj fungovať vo svojom prostredí. Pre daný inštalovaný výkon (výtlak potom) vedie zlepšenie COP k zníženiu výkonu bloku. Takže na zlepšenie OPEX by ste mali zvýšiť CAPEX jednotky. Je to potom rovnováha medzi OPEX & CAPEX a potom závisí od procesu a konečnej teploty dodávanej vody. Pivovarský proces vyžaduje dve operácie dodávajúce teplo pod 75°C, pričom iba jeden proces dodáva teplo do 95°C. Potom by sa zdalo lepšie optimalizovať (ekonomicky) systém pre dodávanú teplotu < 80°C. V takom prípade, ak potrebujete stroj predimenzovať, aby ste dosiahli najlepšie dostupné COP, amortizácia jednotky v porovnaní s jednotkou s optimalizovanou vykurovacou kapacitou je v rozmedzí 15 až 20 rokov (v závislosti od nákladov na energiu). Zdá sa teda, že v tomto prípade je oveľa cennejšie uprednostniť vykurovaciu kapacitu pred COP.
Čo sa týka modulácie, na skroloch nie je žiadny menič. Jeden posúvač cez 3 kompresory jednoducho cykluje na stupni 1. Na stupni 2, podobne ako v prípade piestov, nie je potrebné cyklovať. Stupeň 2 môže pracovať pri plnom zaťažení vo všetkých simulovaných konfiguráciách. Orezanie pravého horného rohu špirálovej obálky bráni podstatnej výhode pri prekročení teploty dodávky tepla nad 90 °C, čo ukazuje, aké dôležité je, aby kompresor pracujúci v kaskádovom systéme, ako je tento, dokázal pokryť širší možný rozsah, jednak z hľadiska vyparovania, ale aj kondenzácie. Špecifické úsilie v dizajne (chladenie motora) by malo otvoriť dvere ešte lepšej optimalizácii.
2.6. Záverečné porovnanie piestových vs špuirálových kompresorov
Nakoniec, aj keď teoreticky majú špirály a piesty rovnaký zdvih, je potrebné si všimnúť niekoľko dôležitých rozdielov. Obrázok 11 nižšie zobrazuje porovnanie dvoch optimalizácií vykurovacieho výkonu, ktoré boli spustené na oboch typoch kompresorov.
Obrázok 12: Porovnanie vykurovacieho výkonu a COP piestového a špirálového kompresora; 3 kompresory na každom stupni
V COP nie je žiadny významný rozdiel. Špirály a piesty môžu súťažiť v rozmedzí ±5 % v celom rozsahu dodávky tepla 50 °C až 100 °C. Pri pohľade na výkon vykurovacieho výkonu je tu však podstatný rozdiel. Ako je uvedené v 2.3, zníženie objemovej účinnosti so zvyšovaním výtlačného tlaku penalizuje piest: pri výstupe 80 °C je 23 % deficit výstupnej kapacity v porovnaní s možnosťou špirály, 27 % pri výstupe 90 °C. V dôsledku toho musí byť piestový systém predimenzovaný, aby sa zhodoval so špirálovým. Prvým dôsledkom sú aplikované náklady na riešenie: špirálové riešenie bude mať nižšie investičné náklady ako piestové na základe kW tepelného výkonu. Dá sa teda očakávať, že návratnosť investície bude výrazne rýchlejšia pri špirálach ako pri piestoch, kde prívod tepla zostáva pod 100 °C. Pokiaľ však ide o servis, polohermetický piest ponúka hodnotu, ktorej sa hermetický skrol ešte nemôže rovnať. V konečnom dôsledku sú obe riešenia dostupné, môžu spĺňať požiadavky stredne veľkých procesov v oblasti potravín a nápojov a poskytnúť odvetviu súbor riešení, vďaka ktorým bude jeho prevádzka ziskovejšia a zároveň bude šetrnejšia k životnému prostrediu.
3. ZÁVERY A BUDÚCA PRÁCA
V priemyselných procesoch existuje značné množstvo aplikácií, ktoré je možné riešiť už osvedčenými a dostupnými technológiami tepelných čerpadiel dodávajúcich teplú vodu až do 100 °C. Nízko visiacim ovocím na dekarbonizáciu je sektor Food & Beverage, ktorý vyžaduje chladenie aj ohrev, ako napríklad pivovary, kde sa procesná strana počas procesu varenia niekoľkokrát ochladzuje a zahrieva. V skutočnosti, ak sa prekonajú určité problémy s integráciou a riadením tepelných čerpadiel, väčšina potrieb procesného tepla v tejto aplikácii už môže byť splnená. V roku 2022 bolo v Európe registrovaných mierne pod 9 000 minipivovarov, pričom len v EÚ je okolo 6 000 minipivovarov (Statista, 2024). Vyžadujú chladiace a vykurovacie kapacity pod 1 MWth.
Kľúčové zistenia o tomto špecifickom systéme
Z analýzy v tomto článku je zrejmé, že s napr. uhľovodíky alebo chladivá s nízkym GWP, tieto aplikácie môžu byť úspešne riešené kaskádou procesného chladenia a ohrevu pomocou tradičných polohermetických piestových kompresorov alebo novo vyvinutej platformy veľkých špirálových kompresorov s kompresorom optimalizovaným pre nižší alebo vyšší stupeň.
V ustálených podmienkach:
- Modulácia kapacity je relevantná len na 2. stupni s piestami alebo špirálami. V prípade špirál bude trojitý rozdeľovač zodpovedať modulácii kapacity piesta vybaveného invertorom.
- Celkové COP systému sú veľmi podobné v piestoch aj špirálach – účinnosť systému sa líši len v rámci 5 %
- Piestové kompresory sú efektívnejšie pri zvýšení tlakového pomeru nad 4:1.
- Z hľadiska nákladov na inštaláciu majú špirály množstvo výhod:
- Žiadny odlučovač oleja
- Žiadny zberač oleja
- Jednoduché riadenie oleja (žiadny aktívny systém)
Výber piestu alebo špirál potom závisí od profilu poslania systému (požadovaný maximálny zdvih, koeficient zaťaženia atď...) a výpočtu návratnosti investícií, vrátane uvedenia do prevádzky, servisu a manažmentu konca životnosti.
V budúcnosti autori zamerajú svoju prácu aj na pridanie nízkotlakového tepelného čerpadla na výrobu pary, na štúdium ROI medzi rôznymi technológiami tepelných čerpadiel, na výzvy vývoja kompresorov pre vysokoteplotné HP.
4. POĎAKOVANIE
Autori by chceli vysloviť svoje špeciálne poďakovanie za nepretržitú podporu a skvelú spoluprácu tímom Rodrigo Link (skrolové kompresory Danfoss) a Manuel Froschle (piestové kompresory Danfoss Bock).
NOMENKLATURA
COP Koeficient výkonu HP Tepelné čerpadlo
NH₃ Amoniak (R717) IRF Priemyselný chladiaci systém
R600a Izobután F&B Potraviny a nápoje
R290 Propán HEX Výmenník tepla
TCO Celkové náklady na vlastníctvo SST Nasýtená teplota nasávania
ROI Návratnosť investície SDT Teplota nasýteného výtlaku
References
Arpagaus, C. (2024, 15 03). High Temperature Heat Pumps Update. Retrieved from https://www.a2ep.org.au/post/6-mar-2024-high-temperature-heat-pumps-update-webinar
Boer, R. d., Marina, A., Zühlsdorf, B., Arpagaus, C., Bantle, M., Wilk, V., . . . Benson, J. (2020). Strengthening Industrial Heat Pump Innovation: Decarbonizing Industrial Heat.
Danfoss Bock. (2024, January 18). Retrieved from Danfoss Bock seme-hermetic compressors for stationary applications: https://vap.bock.de/stationaryapplication/Pages/Index.aspx
EU-Council. (2023, August 01). European Green Deal. Retrieved from https://www.consilium.europa.eu/en/: https://www.consilium.europa.eu/en/policies/green-deal/
IEA HPT. (2023). High-Temperature Heat Pumps. Borås: Heat Pump Centre c/o RISE – Research Institutes of Sweden .
Lund, T., Skovrup, M. J., & Holst, M. (2019). Comparing energy consumption and life cycle cost of industrial size refrigeraton systems. Proceedings of the 25th IIR International Congress of Refrigeration. Montreal: IRC.
Pachai, A., Hafner, A., & Arpagaus, C. (2023). High-temperature working fluids for heat pumps –. 10th Conference on Ammonia and CO2 (pp. 62-71). Ohrid: International Institut of Refrigeration.
Rangelov, I., & Lund, T. (2024). High Temperature Heat Pump mapping for Industrial applications. High Temperature Heat Pump Symposium. Copenhagen: DTI.
Reinholdt, L. (2023). TECHNICAL BUSINESS CASE BEHIND. Køle- og varmepumpeforum 2023 (pp. 92-100). Copenhagen: DTI.
Statista. (2024, 04 23). https://www.statista.com/statistics/757816/number-of-microbreweries-in-europe/. Retrieved from https://www.statista.com/statistics/757816/number-of-microbreweries-in-europe/
Viac informácií nájdete v časopise Správy 8/2024