Toelating tot bruikleen

Dankwoord Een scriptie tot een goed einde brengen is geen vanzelfsprekende opdracht. Gelukkig kon ik steeds terecht bij specialisten, begeleiders, vrienden en familieleden die me met raad en daad bijstonden. Een woordje van dank is hier dan ook op zijn plaats. Ik had graag prof. dr. ir. Michel De Paepe, de promotor van deze scriptie, en ir. Hendrik-Jan Steeman, mijn scriptiebegeleider, bedankt voor hun deskundige begeleiding. Ondanks hun drukke schema konden ze steeds tijd voor mij vrijmaken. Ik wens ook Ingenium NV te bedanken voor de getoonde interesse en het ter beschikking stellen van het onderwerp. Ik wens hier in het bijzonder Pedro Pattijn en Jeroen Soenens te bedanken, ik kon bij hen steeds terecht voor vragen en informatie. Ook Jean-Pierre Perron en Vincent Mees verdienen een woord van appreciatie, zij bezorgden me immers de informatie over de verschillende koelmachines. Ik dank Jean-Paul Degrijse voor het ter beschikking stellen van het ‘As Built’-dossier van het Hendrik Conscience-gebouw. Ik wil verder Bart Stevens en Bruno Liekendael van Dalkia bedanken voor de verstrekte informatie over het gebouwbeheersysteem en de HVACinstallaties in het Hendrik Conscience-gebouw. Als laatste wil ik mijn ouders, mijn vriendin en mijn zus bedanken, ze waren tijdens mijn studietijd steeds een steun en toeverlaat. Ik bedank ook mijn vrienden die van mijn studententijd een mooie en leuke periode hebben gemaakt met vele aangename en onvergetelijke momenten.

i

Toelating tot bruikleen De auteur geeft de toelating deze scriptie voor consultatie beschikbaar te stellen en delen van de scriptie te kopiëren voor persoonlijk gebruik. Elk ander gebruik valt onder de beperkingen van het auteursrecht, in het bijzonder met betrekking tot de verplichting de bron uitdrukkelijk te vermelden bij het aanhalen van resultaten uit deze scriptie. Datum: 6 juni 2008

De auteur, Dieter Note

ii

Overzicht Vergelijkende studie van koelmachines in deellastwerking Dieter Note Promotor: prof. dr. ir. Michel De Paepe Begeleider: ir. Hendrik-Jan Steeman Scriptie ingediend tot het behalen van de academische graad van Burgerlijk werktuigkundig-elektrotechnisch ingenieur Vakgroep Mechanica van stroming, warmte en verbranding Voorzitter: prof. dr. ir. Roger Sierens Faculteit Ingenieurswetenschappen Academiejaar 2007-2008

Samenvatting Bij het ontwerp van nieuwe gebouwen wordt er steeds meer aandacht geschonken aan het thermisch comfort van de gebruikers waardoor men ook rekening dient te houden met de nood aan koeling in het gebouw. De koeling van grote gebouwen wordt meestal verzorgd door een grote centrale ijswatercentrale die al dan niet uit meerdere koelmachines bestaat. Door variaties in onder andere buitencondities en interne lasten komt het zelden voor dat de koelmachines van de ijswatercentrale op vollast draaien. In deze scriptie wordt onder andere onderzocht of er een parameter bestaat die de performantie van koelmachines in deellastregime op een goede manier beschrijft. De prestatie van verschillende koelmachines werd onderzocht door middel van simulaties in het computerprogramma TRNSYS. De koelmachineprestatie kan enkel op een correcte manier vergeleken worden als men de koelmachines op een realistische manier belast; daartoe werd het koellastprofiel van het Hendrik Conscience-gebouw, een groot kantoorgebouw te Brussel, eveneens in TRNSYS gesimuleerd. Uit de simulatieresultaten blijkt dat de ESEER-waarde een veel beter beeld geeft van de jaarlijkse

koelmachineprestatie

in

vergelijking

met

de

EER.

Men

kan

uit

de

simulatieresultaten ook besluiten dat er verschillende manieren zijn om de prestatie van een ijswatercentrale te verbeteren; bij het aanpassen van de controlestrategie en het verhogen van de ijswatertemperatuur wordt in beide gevallen een winst in efficiëntie waargenomen. Bij watergekoelde koelmachines blijkt dat ook de koelwatertemperatuur een invloed heeft op de efficiëntie en dat men energie kan besparen door ‘free chilling’ toe te passen. Trefwoorden: koelmachine, EER, ESEER, deellastwerking, PLR iii

Comparative study of chillers at part load conditions Dieter Note Supervisor(s): prof. dr. ir. Michel De Paepe, ir. Hendrik-Jan Steeman Abstract— Chillers producing chilled water to cool buildings often work at part load conditions due to variations in internal loads and environmental conditions. In this paper it is shown that the ESEER gives a reliable estimation of the annual chiller performance. This was achieved by executing several simulations in the computer program TRNSYS. In addition, we have observed improved performance of chiller systems if the control strategy avoids low part load ratios. Finally, this paper discusses the influence of the chilled water set-point temperature and free chilling on the performance of the chiller system. Keywords— chiller, part load performance, PLR, ESEER, EER

I. INTRODUCTION The design of most new (office) buildings also takes cooling into account. This is due to the rising heat dissipation of electrical equipment and the growing importance of thermal comfort in buildings. In general, large buildings are cooled by central units which produce chilled water: the chillers. The implementation of the Kyoto Protocol and the rising energy price have made energy efficiency into a hot topic. Consequently, HVAC-engineers have to come up with an optimal chiller selection for each building. Selecting chillers is not an easy task, since the cooling load of a building changes during time. This is caused by the variation in environmental conditions, such as solar radiation and ambient temperature, and the difference in internal loads of the building, e.g. electronic equipment, persons, lighting,… Hence, chillers operate most of the time at part load conditions. In this paper we compare the annual performance of different chillers by simulations in the computer program TRNSYS. First, this paper gives a short description of the two most frequently used chiller performance parameters; i.e. the EER and the ESEER. This is followed by a brief description of the simulation strategy where we describe the different simulation results with several suggestions to optimise chiller performance. II. CHILLER PERFORMANCE PARAMETERS The most frequently used chiller performance parameters are the EER and the ESEER. The EER has the same definition of the formerly frequently used COP. It is equal to the ratio of the cooling capacity in kW to the power input in kW. EER values given by chiller manufacturers are measured at predefined full load conditions. The EER of an air-cooled chiller is calculated at an ambient temperature of 35°C (dry bulb) and a 12°C/7°C temperature drop for the chilled water flow. In the case of water-cooled chillers, the EER is calculated at a 12°C/7°C temperature drop for the chilled water flow and at a 35°C/30°C temperature drop for the cooling water flow.

On the other hand, the ESEER takes part load operation into account and is defined as [1]: ESEER = A ⋅ EER100% + B ⋅ EER75% + C ⋅ EER50% + D ⋅ EER25% (1) The different weighting coefficients are given in table 1. EER25% is defined as the chillers EER at a part load ratio of 25%. This means that the chiller load is at 25% of its maximal cooling capacity and at the respective temperatures given in table 1. The other EER-values in the formula have analogous definitions. Table 1 Weighting coefficients and temperatures used in the ESEER-calculation PLR 100 % 75 % 50 % 25 %

Air temperature (°C) 35 30 25 20

Water temperature (°C) 30 26 22 18

A B C D

Weighting coefficients 0,03 0,33 0,41 0,23

III. SIMULATION RESULTS In order to compare the performance of different chillers throughout one year, it is necessary to have a realistic distribution of the buildings demand for chilled water. The Hendrik Conscience-building was selected and modelled in TRNSYS. This building is situated at the Koning Albert IIlaan 15 in Brussels (Belgium), is a large office building and holds the Flemish Ministry of Education. Due to its size and function, it complies with our goal to compare chiller performance at large office buildings. The cooling demand of the building model was linked indirectly with the chillers through a buffer tank. The buffer tank contains chilled water and is dimensioned so that the compressors of the different chillers don’t have to switch on and off excessively. If the water temperature in the buffer tank becomes too high, one or more chillers start to produce chilled water, resulting in a drop of the water temperature in the buffer tank. When the water temperature in the buffer tank is low enough, all chillers are switched off. The number of chillers operating is entirely dependant on the chiller control strategy. A. Chiller performance at part load conditions In this section, we have investigated the part load performance of different commercially available chillers. If the chiller capacity of one chiller did not meet the maximum cooling demand, several chillers were combined. This combination allows the chillers to meet the maximal cooling demand. In this case, a specific control strategy is necessary to divide the cooling demand over the different chillers. In the following simulations, all the chillers were operated at the same part load ratio to enable the comparison of the part load performance of the different chillers. Figures 1 to 3 show the different simulation results; the SEER in these figures is

iv

defined as the ratio of the annual delivered cooling power to the annual consumed electrical power. Figure 1 shows the simulation results for the simulated air-cooled chillers; figure 2 shows the simulated performance for the simulated watercooled chillers. Figure 3 shows the performance of the watercooled chillers when the energy used by the cooling water pump and the cooling tower are taken into account.

SEER (-)

4,5

4 ,0

3,5

3 ,0 3 ,0

3 ,5

4 ,0

4 ,5

ESEER (-) 1 x 1500 kW

2 x 100 0 kW

2 x 750 kW

3 x 50 0 kW

6 x 250 kW

Figure 1 The simulated SEER in function of the ESEER for the simulated air-cooled chillers.

SEERchiller (-)

7,5 6,5 5,5 4,5 3,5 2,5 2,5

3 ,5

4,5

5,5

6 ,5

7,5

ESEER (-) 1 x 150 0 kW

2 x 10 00 kW

2 x 750 kW

3 x 500 kW

6 x 250 kW

Figure 2 The simulated SEERchiller in function of the ESEER for the simulated water-cooled chillers with a set-point cooling water temperature of 25°C.

SEERtotal (-)

7,5 6,5 5,5 4,5 3,5 2,5 2,5

3,5

4,5

5,5

6,5

two control strategies that maximise the part load ratio of the individual chillers were simulated. First, a simple cascade control strategy was simulated. The number of operating chillers depends entirely on the demand for chilled water; if the chiller capacity of one chiller is large enough to meet the cooling demand, only one chiller will operate. If this is not the case an additional chiller will help the first chiller to meet the cooling demand. The first chiller will operate at full load conditions while the second chiller operates at part load conditions. When the cooling capacity is still not sufficient, a third chiller will aid the first two chillers and so on. This control strategy results in energy savings from 1.5% to 9.4% for the simulated air-cooled chillers and from 8.8% to 28.4% for the simulated water-cooled chillers. The cascade control strategy avoids that there are too many chillers operating to meet a certain cooling demand. However, this control strategy doesn’t avoid the unfavourable low part load ratios. Hence we have adapted the cascade control strategy. When the operating chillers can’t meet the cooling demand and an extra chiller is switched on, the previously operating chillers are switched back to a certain part load ratio. The extra chiller will consequently start at a higher part load ratio than when using the cascade control strategy. For the simulated air-cooled chillers the adapted control strategy uses 0.1% to 1.8% less energy than the cascade control strategy; water-cooled chillers use 0.1% to 2.1% less energy. The water-cooled chillers can perform 5% to 15% better than the simulated air-cooled chillers when the cooling water pump and cooling tower are properly designed.

7,5

B. Chiller performance at different chilled water set-point temperatures Chiller performance improves with rising chilled water setpoint temperature, changing the chilled water set-point temperature from 7°C to 9°C resulting in energy savings from 1.2% to 5.7%. C. Free chilling Applying free chilling at the Hendrik Conscience-building results in a reduced energy use from 0.1% to 1.1%. The technique of free chilling can give large energy savings (5.5% to 30.0% in the month March). However, the simulated cooling demand is relatively low during winter periods, resulting in limited the energy savings when applying free chilling.

ESEER (-) 1 x 1500 kW

2 x 1000 kW

2 x 750 kW

3 x 500 kW

II. CONCLUSION 6 x 250 kW

Figure 3 The simulated SEERtotal in function of the ESEER for the simulated water-cooled chillers with a set-point cooling water temperature of 25°C.

Figure 1 and 2 indicate that a rising ESEER-value results in a rising SEER i.e. the ESEER is a good performance indicator for the modelled building. A. Optimising chiller performance by adapting the control strategy The previous control strategy results in a large number of operating chillers at low part load ratios because all chillers operate at the same time. Since the performance of chillers at low part load ratios is worse than at higher part load ratios,

We have shown that the ESEER-value is a good indication for the chiller performance at part load conditions. The control strategy has a large influence on chiller performance. An adapted cascade control strategy avoiding low part load ratios can result in a energy saving from 0.1% to 2.1%. Raising the chilled water set-point temperature can result in increased energy savings. If the cooling load is large enough in cold day situations, a large amount of energy can be saved by applying free chilling. REFERENCES [1]

Eurovent, Programme Descriptions, cerification.com, 2007 [cited : 10/10/2007]

http://www.eurovent-

v

Inhoudstafel HOOFDSTUK 1: INLEIDING ............................................................................................... 1

HOOFDSTUK 2: WERKING EN CLASSIFICATIE VAN KOELMACHINES.............. 3 2.1. DE KOELCYCLUS .............................................................................................................. 3 2.2. INDICATOREN VOOR DE PERFORMANTIE VAN KOELMACHINES .......................................... 5 2.2.1. Coefficient of Performance (COP) [2] .................................................................... 5 2.2.2. Energy Efficiency Ratio (EER) [3, 4] ...................................................................... 6 2.2.3. European Seasonal Energy Efficiency Ratio (ESEER) [1, 5].................................. 7 2.2.4. Part Load Ratio (PLR) ............................................................................................. 8 2.3. PARAMETERS DIE DE EFFICIËNTIE VAN EEN KOELMACHINE BEÏNVLOEDEN ....................... 8 2.3.1. Inleiding ................................................................................................................... 8 2.3.2. Invloed van de condensor- en verdampertemperatuur op de prestatie van de koelmachine ....................................................................................................................... 9 2.3.3. Secundaire parameters die gekoppeld zijn met de condensor- en verdampertemperatuur en zo de efficiëntie van de koelmachine beïnvloeden................. 12 2.4. REGELING VAN VOLLAST- NAAR DEELLASTWERKING BIJ EEN KOELMACHINE ................. 17 2.4.1. Inleiding ................................................................................................................. 17 2.4.2. Deellastwerking ..................................................................................................... 18

HOOFDSTUK 3: SIMULATIE VAN HET HENDRIK CONSCIENCE-GEBOUW ..... 23 3.1. INLEIDING ...................................................................................................................... 23 3.1.1. Belang en opbouw van een simulatiemodel ........................................................... 23 3.1.2. Inleiding tot TRNSYS ............................................................................................. 25 3.2. HET HENDRIK CONSCIENCE-GEBOUW ............................................................................ 26 3.2.1. Inleiding ................................................................................................................. 26 3.2.2. Structuur en oppervlakteverdeling van het Hendrik Conscience-gebouw............. 26 3.2.3. Opbouw van het gebouwenmodel in ‘TRNBuild’................................................... 29 3.2.4. Opbouw van de gebouwensimulatie in de ‘Simulation Studio’.............................. 32 3.2.5. Validatie van de gebouwensimulatie...................................................................... 34 3.2.6. Gesimuleerde koellastprofielen van het Hendrik Conscience-gebouw.................. 37 vi

HOOFDSTUK 4: HET KOELMACHINEMODEL ........................................................... 40 4.1. INLEIDING ...................................................................................................................... 40 4.2. MODELLERING VAN DE LUCHTGEKOELDE KOELMACHINES ............................................. 40 4.2.1. Bespreking van het model uit de ‘TESS-bibliotheek’ (Type 655) [23] .................. 40 4.2.2. Extrapolatie van de koelmachinegegevens ............................................................ 42 4.3. MODELLERING VAN DE WATERGEKOELDE KOELMACHINES ............................................ 50

HOOFDSTUK 5: DE SIMULATIERESULTATEN .......................................................... 51 5.1. BESCHRIJVING VAN DE KOELMACHINESIMULATIES ........................................................ 51 5.1.1. Simulatie van de luchtgekoelde koelmachines ....................................................... 51 5.1.2. Simulatie van de watergekoelde koelmachines ...................................................... 52 5.2. DE PRESTATIE VAN KOELMACHINES IN DEELLASTWERKING ........................................... 54 5.2.1. Luchtgekoelde koelmachines.................................................................................. 54 5.2.2. Watergekoelde koelmachines ................................................................................. 57 5.3. DE CASCADEREGELING ................................................................................................... 60 5.3.1. Luchtgekoelde koelmachines.................................................................................. 61 5.3.2. Watergekoelde koelmachines ................................................................................. 63 5.3.3. Invloed van de koelmachineparksamenstelling op de energieprestatie................. 65 5.4. DE ‘CASCADEREGELING IN DEELLAST’ ........................................................................... 66 5.4.1. Luchtgekoelde koelmachines.................................................................................. 67 5.4.2. Watergekoelde koelmachines ................................................................................. 70 5.4.3. Invloed van de koelmachineparksamenstelling op de energieprestatie................. 73 5.4.4. Vergelijking tussen lucht- en watergekoelde koelmachines................................... 74 5.5. INVLOED VAN DE IJSWATERTEMPERATUUR OP DE PRESTATIE ......................................... 76 5.6. INVLOED VAN DE KOELWATERTEMPERATUUR OP DE PRESTATIE..................................... 76 5.7. ‘FREE CHILLING’ ............................................................................................................ 78

HOOFDSTUK 6: CONCLUSIE ........................................................................................... 81

vii

BIJLAGE 2: WERKING EN CLASSIFICATIE VAN KOELMACHINES.................... 83 B2.1. BESCHRIJVING VAN DE IDEALE CARNOT-CYCLUS ........................................................ 83 B2.2. DE OPBOUW EN WERKING VAN EEN KOELTOREN .......................................................... 86 B2.2.1. Open of directe koeltorens................................................................................... 86 B2.2.2. Gesloten of indirecte koeltorens .......................................................................... 87 B2.3. DE OPBOUW EN WERKING VAN EEN ‘DRYCOOLER’........................................................ 88

BIJLAGE 3: SIMULATIE VAN HET HENDRIK CONSCIENCE-GEBOUW ............. 89 B3.1. EXACTE OPPERVLAKTES VAN ALLE LOKALEN IN HET HENDRIK CONSCIENCEGEBOUW ................................................................................................................................ 89

B3.2. DE ZONEVERDELING VAN HET HENDRIK CONSCIENCE-GEBOUW ................................. 90 B3.3. INVOER VAN DE PARAMETERS VOOR MUREN EN RAMEN IN ‘TRNBUILD’...................... 92 B3.4. DE GEBRUIKTE TIJDSPROFIELEN, VENTILATIEVOUDEN EN INTERNE WARMTELASTEN VOOR ELKE ZONE ................................................................................................................... 94

B3.5. DE ENTHALPIEREGELING ............................................................................................. 96 B3.6. HERSCHALING VAN DE OPGEMETEN PROFIELEN MET GRAAD- EN ENTHALPIEDAGEN .... 99 B3.6.1. Graaddagen ......................................................................................................... 99 B3.6.2. Enthalpiedagen.................................................................................................. 100 B3.6.3. Werkwijze herschaling....................................................................................... 100 B3.7. HET GESIMULEERDE WARMTELASTPROFIEL VAN HET HENDRIK CONSCIENCEGEBOUW .............................................................................................................................. 101

B3.8. ENKELE GESIMULEERDE DAGPROFIELEN VAN HET HENDRIK CONSCIENCE-GEBOUW . 102

BIJLAGE 4: HET KOELMACHINEMODEL ................................................................. 108 B4.1. OVERZICHT VAN ENKELE MODELLERINGSMETHODES VOOR (DEELLAST)-WERKING VAN KOELMACHINES ................................................................................................................... 108

B4.1.1. Model beschikbaar in de TRNSYS-bibliotheek (Type 43) [31] ......................... 108 B4.1.2. Modellen steunend op een correlatie [32, 33] .................................................. 108 B4.1.3. Modellen steunend op artificiële neurale netwerken [35, 36]........................... 110 B4.1.4. Modellen steunend op een iteratieve rekenmethode [8-12, 37-42] ................... 111 B4.2. BEREKENING VAN DE KOELMIDDELEIGENSCHAPPEN BIJ GEKENDE CONDENSOR- EN VERDAMPERTEMPERATUUR ................................................................................................. 114

viii

B4.3. DE TOTALE WARMTEOVERDRACHTSCOËFFICIËNTEN VOOR DE CONDENSOR EN VERDAMPER ........................................................................................................................ 114

B4.4. AFSCHATTING VAN DE MINIMALE CONDENSORTEMPERATUUR TCD,MIN ....................... 116 B4.5. GRAFIEKEN VAN EEN KOELMACHINE NA EXTRAPOLATIE ........................................... 117

REFERENTIES ................................................................................................................... 120

LIJST VAN FIGUREN ....................................................................................................... 123

LIJST VAN TABELLEN .................................................................................................... 129

ix

Afkortingen en symbolen

Afkortingen en symbolen ANCR

‘available nominal capacity ratio’ [-]

Cp

⎤ specifieke warmtecapaciteit ⎡ J ⎣⎢ kg ⋅ K ⎦⎥

C pa

⎤ specifieke warmtecapaciteit van de omgevingslucht ⎡1020 J kg ⋅ K ⎥⎦ ⎢⎣

C pr

⎤ specifieke warmtecapaciteit van het koelmiddel ⎡ J ⎢⎣ kg ⋅ K ⎥⎦

C pw

⎤ specifieke warmtecapaciteit van het ijswater ⎡ 4186 J kg ⋅ K ⎦⎥ ⎣⎢

COP

‘coefficient of performance’ [-]

CTC

‘condensing temperature control’

E

opgenomen vermogen [W]

Ecf ,ea

nominaal vermogen van één ventilator [W]

EER

‘energy efficiency ratio’ [-]

EMPE

‘efficienza media ponderata estiva’ [-]

ESEER

‘european seasonal energy efficiency ratio’ [-]

FFLP

‘fraction of full load power’ [-]

FLPR

‘full load power ratio’ [-]

GRBF

‘generalised radial basis function network’

hj

specifieke enthalpie van het koelmiddel in toestand j ⎡ J ⎤ ⎣⎢ kg ⎦⎥

HPC

‘head pressure control’

IPLV

‘integrated part load value’ [-]

k

⎤ conductiecoëfficiënt ⎡W ⎣ m⋅ K⎦

LMTD

logaritmisch temperatuursverschil [°C]

m a

massadebiet lucht ⎡ kg ⎤ ⎣⎢ s ⎦⎥

m r

massadebiet koelmiddel per compressor ⎡ kg ⎤ ⎢⎣ s ⎥⎦

m w

massadebiet ijswater ⎡ kg ⎤ ⎢⎣ s ⎥⎦

MLP

‘multilayer perceptron network’

x


N cf

aantal ventilatoren in werking [-]

NFLPR

‘nominal full load power ratio’ [-]

Nu

Nusselt-getal [-]

p

druk van het verzadigd koelmiddel in het koelcircuit [Paabsoluut]

pa

omgevingsdruk [Pa]

PLR

‘part load ratio’ [-]

Q

koelvermogen [W]

Qcd

afgestane warmte [W]

Qcl

koelcapaciteit [W]

Qcr

nominale koelcapaciteit [W]

Q in

warmte opgenomen uit het koud reservoir bij de ideale Carnot-cyclus [W]

Q out

warmte afgestaan aan het warm reservoir bij de ideale Carnot-cyclus [W]

qrf

enthalpietoename van het koelmiddel over de verdamper ⎡ J ⎤ ⎣⎢ kg ⎦⎥

Ra

⎤ universele gasconstante voor lucht ⎡ J ⎢⎣ kg ⋅ K ⎥⎦

Re

Reynolds-getal [-]

sj

⎤ specifieke entropie van het koelmiddel in toestand j ⎡ J ⎣⎢ kg ⋅ K ⎦⎥

SEER

‘seasonal energy efficiency ratio’ [-]

Tj

temperatuur van het koelmiddel in toestand j [K]

TC

temperatuur van het koud reservoir in de ideale Carnot-cyclus [K]

TH

temperatuur van het warm reservoir in de ideale Carnot-cyclus [K]

Tcd

temperatuur van het verzadigde koelmiddel in de condensor [K]

Tev

temperatuur van het verzadigde koelmiddel in de verdamper [K]

Tcdae

omgevingstemperatuur [K]

Tcdal

temperatuur van de lucht die de condensor verlaat [K]

Tcdsc

onderkoelingsgraad [K]

Tcdsp

instelpunt voor de condensortemperatuur [K]

Tchwr

retourtemperatuur van het ijswater [K]

xi


Tchws

vertrektemperatuur van het ijswater [K]

Tevsh

oververhittingsgraad [K]

UA

totale warmteoverdrachtscoëfficiënt ⎡W ⎤ ⎣ K⎦

Va

3 volumedebiet lucht ⎡⎢ m ⎤⎥ ⎣ s⎦

Wc

compressorarbeid bij de ideale Carnot-cyclus [W]

Wt

turbinearbeid bij de ideale Carnot-cyclus [W]

win

isentrope arbeid vereist door de compressor ⎡ J ⎤ ⎣⎢ kg ⎦⎥

ΔhV

enthalpieverschil in de verdamper vóór de oververhitting ⎡ J ⎤ ⎣⎢ kg ⎦⎥

α

2 temperatuurvereffeningscoëfficiënt ⎡⎢ m ⎤⎥ ⎣ s⎦

ν

2 kinematische viscositeit ⎡⎢ m ⎤⎥ ⎣ s⎦

μ

⎤ Dynamische viscositeit ⎡ kg ⎣⎢ m ⋅ s ⎦⎥

ηcc

gecombineerd motor- en overbrengingsrendement compressor [-]

ηisen

isentroop rendement compressor [-]

ρa

massadichtheid lucht ⎡ kg 3 ⎤ ⎢⎣ m ⎥⎦

Onderschriften cc

compressor

cd

condensor

cf

ventilator

ch

koelmachine

ev

verdamper

load

belasting

max

maximaal

min

minimaal

nieuw

nieuwe waarde bij iteratieve berekening

nom

nominaal

op

optimaal xii

Afkortingen en symbolen oud

oude waarde bij iteratieve berekening

ratio

verhouding tot de nominale waarde

start

initiële waarde bij iteratieve berekening

tot

totaal

xiii

Hoofdstuk 1

Inleiding

Hoofdstuk 1: Inleiding Door de toename in warmtedissipatie van kantoorapparatuur en de grotere bewustwording van thermisch comfort van gebouwgebruikers is het bijna onvoorstelbaar dat een nieuw kantoorgebouw wordt ontworpen zonder rekening te houden met koeling en de bijhorende koelmachines. Deze trend is te zien in figuur 1.1 en gaat duidelijk in tegen de wil om de CO2uitstoot te verminderen zoals vooropgesteld in het Kyoto-protocol. Er wordt naar oplossingen gezocht waarin koelmachines vermeden kunnen worden, maar er zijn toepassingen zoals ziekenhuizen en serverrooms waar koeling onvermijdelijk en zelfs het gehele jaar, inclusief winterperiode, nodig is. Indien plaatsing van koelinstallaties onvermijdelijk is, gaat men op zoek naar een optimaal ontwerp. Aangezien de koellast van gebouwen sterk varieert in de tijd, door onder andere variaties in buitencondities en interne lasten, draaien de koelmachines zelden op vollast wat een bijkomende moeilijkheid vormt bij het ontwerp.

Figuur 1.1: Jaarlijkse toename van vloeroppervlakte gekoeld door een centrale ijswatercentrale binnen de Europese Unie [1]

In deze scriptie wordt onderzocht of er performantieparameters zijn die een realistisch beeld geven van de prestatie bij variërende lasten om zo de HVAC 1 -ingenieur te helpen bij het 1

Het letterwoord HVAC staat voor ‘Heating, Ventilation and Air Conditioning’ en verwijst naar alle

mechanische systemen in een gebouw die instaan voor de luchtbehandeling (filters, koel- of verwarmingsbatterijen, bevochtigings- of ontvochtigingssystemen, ventilatoren,…)

1

Hoofdstuk 1

Inleiding

ontwerpen van een energiezuinige ijswatercentrale. Verder wordt onderzocht of er een controlestrategie kan gevonden worden die de deellastprestatie van het koelmachinepark sterk verbetert en welke samenstelling van het koelmachinepark resulteert in de beste prestaties. De prestatie van luchtgekoelde koelmachines wordt ook vergeleken met die van watergekoelde koelmachines. In hoofdstuk 2 wordt allereerst de koelcyclus besproken, nadien worden de beschikbare performantie-indicatoren van koelmachines besproken. Ook de factoren die een invloed uitoefenen op de prestatie van een koelsysteem worden in hoofdstuk 2 behandeld. Deze achtergrondkennis dient als basis voor de verdere hoofdstukken. In deze scriptie wordt er voor geopteerd om de prestatie van verschillende koelmachines te vergelijken op basis van simulaties. Het koellastprofiel van een bestaand kantoorgebouw wordt gemodelleerd en gebruikt als basis voor de koelmachinesimulaties. Het kantoorgebouw wordt samen met zijn model beschreven in hoofdstuk 3. Om de koelmachinesimulaties mogelijk te maken werd er een koelmachinemodel gezocht dat in staat is deellastgedrag te voorspellen. De bespreking van het koelmachinemodel vinden we in hoofdstuk 4 terug. De uiteindelijke resultaten die uit het simulatiepakket voortvloeien, worden in hoofdstuk 5 besproken. De conclusie volgt in hoofdstuk 6.

2

Hoofdstuk 2

Werking en classificatie van koelmachines

Hoofdstuk 2: Werking en classificatie van koelmachines Dit hoofdstuk beschrijft kort volgens welke principes een koelmachine werkt; zowel in volals in deellast. Er wordt ook gekeken welke indicatoren de prestatie van een koelmachine definiëren en welke parameters de performantie beïnvloeden. We beginnen dit hoofdstuk echter met een beknopte beschrijving van de koelcyclus.

2.1. De koelcyclus In een koelmachine doorloopt een koelmiddel de koelcyclus om warmte uit een koud medium (op temperatuur TC ) te onttrekken en nadien deze warmte aan een warm medium (op temperatuur TH ) af te staan. De koelcyclus is op te delen in vier verschillende deelprocessen die schematisch voorgesteld worden in figuur 2.1:

Warmteopname in de verdamper (4 → 1): Het vloeibare koelmiddel zal in de verdamper bij een temperatuur voldoende onder TC verdampen tot zijn gasvormige toestand 2 . De benodigde warmte Q in wordt onttrokken uit het te koelen medium of de te koelen ruimte.

Compressie (1 → 2): Het gasvormige koelmiddel wordt in een compressor samengedrukt waardoor zowel temperatuur als druk stijgen. De compressie vereist een compressiearbeid Wc .

Warmteafgifte in de condensor (2 → 3): Het gasvormige koelmiddel wordt bij een temperatuur voldoende boven TH gecondenseerd 3 .

Expansie (3 → 4): Het gecondenseerde koelmiddel wordt via een expansieklep geëxpandeerd tot de verdampertemperatuur en –druk bereikt zijn. Men zou deze expansie ook langs een

2

Om een warmteoverdracht te realiseren in de verdamper die voldoende groot is om het koele medium op een

temperatuur TC te houden, dient het verdampende koelmiddel zich op een temperatuur onder TC te bevinden. Warmteoverdracht tussen fluïda op gelijke temperatuur vereist immers oneindig grote warmtewisselaars. 3

Een analoge redenering leert ons dat de temperatuur hier boven de temperatuur TH dient te liggen om de

afmetingen van de warmtewisselaars te beperken.

3

Hoofdstuk 2


turbine kunnen laten plaatsvinden; deze turbine zou dan een arbeid Wt produceren. De geproduceerde arbeid Wt is in realiteit echter verwaarloosbaar klein waardoor de turbine economisch niet rendabel is.

Figuur 2.1: Schematische voorstelling van een koelcyclus [2]

Bovenstaande figuur is eigenlijk een schematische voorstelling van de ideale koelcylcus; met name de Carnot-cyclus. Deze theoretische cyclus wordt in bijlage B2.1 4 uitgebreid besproken.

Figuur 2.2: De EER voor lucht- en watergekoelde ijswatermachines in functie van het maximale koelvermogen [1] 4

De bijlagen werden parallel met de hoofdstukken genummerd.

4

Hoofdstuk 2


Men maakt bij koelmachines altijd een onderscheid tussen lucht- en watergekoelde koelmachines. Een luchtgekoelde koelmachine is een koelmachine waarbij de condensor zijn warmte afgeeft aan de omgevingslucht. Men doet dit door omgevingslucht over de condensor te ventileren, de warmteoverdracht in de condensor gebeurt dus via gedwongen convectie. Een watergekoelde koelmachine geeft zijn condensorwarmte af aan koelwater. Dit koelwater kan zowel uit een naburige waterloop als van een koeltoren of van een ‘drycooler’ 5 afkomstig zijn. Watergekoelde machines gekoeld met een koeltoren of ‘drycooler’ hebben een hogere investeringskost dan hun luchtgekoelde varianten, toch zijn deze machines interessant omdat de EER van watergekoelde koelmachines hoger ligt dan hun luchtgekoelde varianten zoals te zien is in figuur 2.2 6 .

2.2. Indicatoren voor de performantie van koelmachines 2.2.1. Coefficient of Performance (COP) [2] Eén van de meest gekende parameters om de performantie van een koelmachine te definiëren is wellicht de COP. De COP wordt voor koelsystemen gedefinieerd als de verhouding van de onttrokken warmte in Watt tot de geleverde arbeid in Watt, bijgevolg is de COP dimensieloos:

COP =

Qcl Ech

Een hogere COP-waarde duidt op een efficiëntere koelmachine aangezien er meer koelvermogen beschikbaar is bij eenzelfde geleverde arbeid. De benaming COP wordt in Europa echter steeds minder gebruikt voor koelcyli en wordt steeds meer vervangen door de benaming EER.

5

De bouw en werking van een koeltoren wordt in bijlage B2.2 besproken; de bouw en werking van een

‘drycooler’ wordt in bijlage B2.3 besproken. 6

Watergekoelde machines hebben echter extra energie nodig om de warmte af te voeren; zo zijn er extra

koelwaterpompen nodig om het koelwater tussen de koeltoren(s), ‘drycooler(s)’,… en de koelmachine te verpompen. De ‘drycooler(s)’, koeltoren(s),… beschikken zelf over (een) ventilator(en) die op hun beurt energie verbruiken. De EER van de totale installatie is dus niet per definitie beter dan die van een luchtgekoelde koelmachine.

5

Hoofdstuk 2


2.2.2. Energy Efficiency Ratio (EER) [3, 4] De EER wordt op precies dezelfde manier gedefinieerd als de COP en is dus ook dimensieloos. De EER is gelijk aan de verhouding van de onttrokken warmte in Watt tot de geleverde arbeid in Watt:

EER =

Qcl Ech

In het ideale geval verloopt de koelcyclus volgens een zogenaamde Carnot-cyclus; de EER wordt in deze ideale cyclus enkel door de temperaturen van de aangrenzende reservoirs bepaald 7 :

EERmax =

TC TH − TC

(2.1)

Deze cyclus is enkel theoretisch realiseerbaar en legt een bovengrens op aan de mogelijke waarden van de EER. De EER kan niet oneindig groot worden maar zijn maximale waarde hangt af van de temperatuur van zowel het koude als het warme reservoir. De omstandigheden waarbij de EER van een koelmachine bepaald worden zijn gegeven in tabel 2.1. Deze EER-waarde is terug te vinden in de brochures van de koelmachineproducenten.

Standaard testcondities voor luchtgekoelde koelmachines Condensor Verdamper Droge boltemperatuur Natte boltemperatuur aan Inlaattemperatuur (°C) Uitlaattemperatuur (°C) aan de inlaat (°C) de uitlaat (°C) 35 12 7 Standaard testcondities voor watergekoelde koelmachines Condensor Verdamper Inlaattemperatuur (°C) Uitlaattemperatuur (°C) Inlaattemperatuur (°C) Uitlaattemperatuur (°C) 30 35 12 7 Tabel 2.1: De standaard testcondities ter bepaling van de EER-waarde van een koelmachine met water als koelvloeistof zoals voorgeschreven door CEN [3]

Koelmachines kunnen op basis van hun EER bij vollast ingedeeld worden in verschillende klassen. Men gaat hierbij van klasse A tot klasse G, waarbij klasse A de grootste EER heeft en

7

Zie bijlage B2.1.

6

Hoofdstuk 2


klasse G de laagste EER (tabel 2.2). Deze onderverdeling is volledig vrijwillig en (nog) niet verplicht door een overheid. EER-klasse Luchtgekoeld Watergekoeld EER ≥ 3,1 EER ≥ 5,05 A 2,9 ≤ EER < 3,1 4,65 ≤ EER < 5,05 B 2,7 ≤ EER < 2,9 4,25 ≤ EER < 4,65 C 2,5 ≤ EER < 2,7 3,85 ≤ EER < 4,25 D 2,3 ≤ EER < 2,5 3,45 ≤ EER < 3,85 E 2,1 ≤ EER < 2,3 3,05 ≤ EER < 3,45 F EER < 2,1 EER < 3,05 G Tabel 2.2: De onderverdeling van koelmachines in EER-klassen [5]

2.2.3. European Seasonal Energy Efficiency Ratio (ESEER) [1, 5] Het Eurovent certificatieprogramma [5] werd opgericht om de performantie van airconditioning- en koelsystemen 8 te certificeren aan de hand van Europese en internationale normen. Men doet dit door verschillende performantieparameters te berekenen; één van deze parameters is de ESEER 9 . In tegenstelling tot bijvoorbeeld de EER die de performantie van de ijswatermachine bepaalt in één werkingspunt, is het de bedoeling van de ESEER om de performantie van de koelmachine te bepalen tijdens een hypothetisch standaard weerseizoen in de Europese klimaatzone. De ESEER is dus een gewogen formule die de variatie van de EER bij verschillende ‘part load ratios’ 10 en verschillende lucht- of watertemperaturen aan de condensorinlaat in rekening neemt. De ESEER wordt berekend met de formule:

ESEER = A ⋅ EER100% + B ⋅ EER75% + C ⋅ EER50% + D ⋅ EER25% De parameters A, B, C en D worden samen met de verschillende luchttemperaturen voor luchtgekoelde en de verschillende watertemperaturen voor watergekoelde koelmachines gegeven in tabel 2.3.

8

Alle koelmachines, behalve de niet elektrisch aangedreven koelmachines, de niet reversibele warmtepompen,

de ‘free chilling’-machines en de machines die werken op 60 Hz, zijn in het certificatieprogramma van Eurovent inbegrepen. 9

Dit is de Europese variant op de Amerikaanse ‘Integrated Part Load Value’ (IPLV) en de Italiaanse ‘Efficienza

Media Ponderata Estiva’ (EMPE). Bij de berekening van de ESEER werden de coëfficiënten gebruikt bij de berekening van de IPLV aangepast aan het Europese klimaat. 10

Zie hoofdstuk 2.2.4.

7

Hoofdstuk 2


ESEER parameters ‘Part load ratio’ Luchttemperatuur (°C) Watertemperatuur (°C) Gewichtscoëfficiënten 100 % 35 30 A 0,03 75 % 30 26 B 0,33 50 % 25 22 C 0,41 25 % 20 18 D 0,23 Tabel 2.3: De verschillende parameters en temperaturen ter berekening van de ESEER

2.2.4. Part Load Ratio (PLR) De PLR wordt gedefinieerd als de verhouding tussen de huidige koellast en het maximaal leverbare koelvermogen.

2.3. Parameters die de efficiëntie van een koelmachine beïnvloeden 2.3.1. Inleiding De prestatie van een ijswatercentrale wordt voor een groot deel vastgelegd tijdens het ontwerp. De keuze van de warmtewisselaars, de compressor(en), de expansieklep(pen) en het koelmiddel heeft een grote invloed op de (deellast)werking van een koelmachine. Aangezien deze invloedsfactoren in de ontwerpfase worden vastgelegd, worden ze hier niet verder beschouwd. Er zijn verschillende primaire parameters die een onmiddellijke invloed hebben op de werking van een koelmachine:

De condensortemperatuur

De verdampertemperatuur

Het koelmiddeldebiet

De condensor- en verdampertemperatuur zijn rechtstreeks gekoppeld met volgende secundaire parameters:

De omgevingstemperatuur

De ijswatertemperatuur 11

Het luchtdebiet bij luchtgekoelde machines

Het koelwaterdebiet bij watergekoelde machines 12

Het luchtdebiet doorheen de koeltoren(s) van watergekoelde machines

Het ijswaterdebiet

11

Hiermee wordt de temperatuur van het ijswater komende uit de verdamper bedoeld.

12

We maken hier het onderscheid tussen ijs- en koelwater: het ijswater wordt gebruikt om bijvoorbeeld een

gebouw te koelen en het wordt dan zelf afgekoeld in de verdamper van de koelmachine, het koelwater daarentegen koelt de condensor van de koelmachine. Het koelwater wordt meestal gekoeld in een koeltoren.

8

Hoofdstuk 2


De invloed van de condensor- en verdampertemperatuur op de werking van een koelmachine wordt in hoofdstuk 2.3.2 besproken, de invloed van de gekoppelde secundaire parameters in hoofdstuk 2.3.3 en de werking van de koelmachine bij variërend koelmiddeldebiet in hoofdstuk 2.4.

2.3.2. Invloed van de condensor- en verdampertemperatuur op de prestatie van de koelmachine a. De condensortemperatuur Aangezien de energievraag van een koelmachine stijgt als het verschil in temperatuur tussen verdamper en condensor toeneemt [6]; kan men het energieverbruik van de koelmachine laten dalen door de condensortemperatuur te laten dalen. Dit is eenvoudig te zien uit de EER van de theoretische Carnot-cyclus: uit formule 2.1 blijkt dat EERmax toeneemt als het temperatuurverschil tussen de condensor en verdamper TH − TC afneemt. Bij een constante verdampertemperatuur TC neemt EERmax dus toe bij een dalende condensortemperatuur TH . Dit is ook te zien in figuur 2.3.

7 6 5 4

EERmax (-) 3 2 4

1 1 0 45 46 47 48 49 50 51 52 53 54 55

-2

TC (°C)

-5

TH (°C)

Figuur 2.3: De variatie van de EER van de theoretische Carnot-cyclus bij verschillende temperaturen van het warme en het koude reservoir

9

Hoofdstuk 2


3

2s

3’

4’

2s’

4

1

Figuur 2.4: Het ph-diagramma van twee koelcycli met gelijke verdamperdruk en verschillende condensordruk

We kunnen de invloed van de condensortemperatuur op de prestatie van de koelmachine ook afleiden uit een ph-diagramma 13 . In figuur 2.4 staat een ph-diagramma voor twee koelcycli met verschillende condensortemperatuur en gelijke verdampertemperatuur getekend. De groene koelcyclus (1-2s-3-4) 14 heeft een hogere condensortemperatuur en bijgevolg een hogere condensordruk. Het opgenomen vermogen door de compressor wordt gegeven door:

Ecc = m r ,tot ⋅

win ηisen ⋅ηcc

(2.2)

waarin win het isentroop enthalpieverschil is. De vereiste compressorarbeid is bijgevolg groter voor de groene koelcyclus omdat het isentroop enthalpieverschil groter is.

win , groen = h2 s − h1 > win ,rood = h2 s ' − h1 Het enthalpieverschil over de verdamper is voor de rode koelcyclus ( h1 − h4 ' ) echter ook groter dan het enthalpieverschil over de verdamper van de groene koelcyclus ( h1 − h4 ) 13

In een ph-diagramma wordt de saturatiedruk uitgezet in functie van de enthalpie. Er kunnen zich naast deze

saturatielijn ook nog andere lijnen op het ph-diagramma bevinden zoals lijnen van constante temperatuur, constante entropie, constant dampgehalte,… 14

De getekende cyclus is een koelcyclus met een isentrope compressie. In realiteit zal het koelmiddel zich na

compressie in punten 2’ en 2 bevinden die zich in het ph-diagramma rechts bevinden van respectievelijk 2s’ en 2s.

10

Hoofdstuk 2


waardoor het maximaal leverbare koelvermogen 15 van de rode koelcyclus groter is dan dit van de groene koelcyclus. We kunnen besluiten dat bij een stijgende condensortemperatuur het opgenomen compressorvermogen stijgt en het leverbare koelvermogen afneemt; de performantie van de koelmachine daalt. b. De verdampertemperatuur Aangezien de energievraag van een koelmachine stijgt als het verschil in temperatuur tussen verdamper en condensor toeneemt [6]; kan men het energieverbruik van de koelmachine laten dalen door de verdampertemperatuur te laten stijgen. Dit is eveneens te zien uit de EER van de theoretische Carnot-cyclus (figuur 2.3). Uit formule 2.1 blijkt dat EERmax toeneemt als de verdampertemperatuur TC toeneemt en/of het temperatuursverschil tussen de condensor en verdamper TH − TC afneemt. Bij een constante condensortemperatuur TH neemt EERmax dus toe bij een stijgende verdampertemperatuur TC . We kunnen de invloed van de verdampertemperatuur op de prestatie van de koelmachine ook afleiden uit een ph-diagramma. In figuur 2.5 is een ph-diagramma voor twee koelcycli met verschillende verdampertemperatuur en gelijke condensortemperatuur weergegeven. De groene koelcyclus (1-2s-3-4) heeft een lagere verdampertemperatuur en bijgevolg een lagere verdamperdruk. Het door de compressor opgenomen vermogen wordt gegeven door formule 2.2. We kunnen uit figuur 2.5 halen dat:

win , groen = h2 s − h1 > win ,rood = h2 s ' − h1 De vereiste compressorarbeid is groter voor de groene koelcyclus omdat het isentroop enthalpieverschil groter is. Het enthalpieverschil over de verdamper is voor de rode koelcyclus ( h1' − h4' ) groter dan het enthalpieverschil over de verdamper van de groene koelcyclus ( h1 − h4 ) waardoor het maximaal leverbare koelvermogen van de rode cyclus groter is dan dit van de groene koelcyclus.

15

Het leverbare koelvermogen wordt immers bepaald uit het product van het massadebiet van het koelmiddel

met het enthalpieverschil van het koelmiddel over de verdamper.

11

Hoofdstuk 2


We kunnen besluiten dat bij een dalende verdampertemperatuur het opgenomen compressorvermogen stijgt en het leverbare koelvermogen afneemt; de performantie van de koelmachine daalt.

2s’ 2s

3

4’ 4

1’ 1

Figuur 2.5: Het ph-diagramma van twee koelcycli met gelijke condensordruk en verschillende verdamperdruk

2.3.3. Secundaire parameters die gekoppeld zijn met de condensor- en verdampertemperatuur en zo de efficiëntie van de koelmachine beïnvloeden a. De omgevingstemperatuur De omgevingstemperatuur heeft een grote invloed op de condensortemperatuur van luchtgekoelde koelmachines en beïnvloedt bijgevolg dus ook de prestatie van de koelmachine (figuur 2.6). Als de omgevingstemperatuur toeneemt, neemt het temperatuurverschil tussen de condensor en de omgevingslucht af. Deze afname in temperatuursverschil resulteert in een vermindering van het koelvermogen van de omgevingslucht; er schakelen ventilatoren bij of de condensortemperatuur stijgt, waardoor de efficiëntie van de koelmachine daalt. De prestatie van watergekoelde machines gekoppeld aan (een) koeltoren(s) is minder sterk afhankelijk van de omgevingstemperatuur. De efficiëntie van een koeltoren hangt immers af van de natte bol-temperatuur 16 , deze varieert minder sterk doorheen het jaar dan de droge bol-

16

De droge bol-temperatuur is de temperatuur die je afleest op een thermometer, de natte bol-temperatuur is de

temperatuur die je afleest op een thermometer met zijn kwikreservoir in een nat kousje. Het reservoir wordt met

12

Hoofdstuk 2


temperatuur. Als de watergekoelde machine gekoppeld wordt aan een ‘drycooler’, dan is de watergekoelde machine wel afhankelijk van de omgevingstemperatuur. Het verband tussen de prestatie van de watergekoelde koelmachine en de omgevingstemperatuur is dan vergelijkbaar met het verband tussen prestatie en omgevingstemperatuur van een luchtgekoelde machine.

Figuur 2.6: De daling van de EER bij een toename van de omgevingstemperatuur Tcdae voor luchtgekoelde koelmachines [7]

b. De ijswatertemperatuur In paragraaf 2.3.2.a werd vermeld dat de prestatie van de koelmachine verbetert als de verdampertemperatuur stijgt. Aangezien de verdamper het ijswater koelt, impliceert een hogere temperatuur in de verdamper een hogere ijswatertemperatuur. De koelmachine presteert dus beter bij een hogere ijswatertemperatuur. Men kiest er meestal voor om de ijswatertemperatuur naar een instelpunt te regelen. Een andere regelstrategie regelt de temperatuur van het ijswater binnenkomend in de verdamper naar een instelwaarde. Bij de eerste regelstrategie is de ijswatertemperatuur constant, bij de tweede regelstrategie zal de ijswatertemperatuur stijgen met een dalende koelvraag. Aangezien de EER stijgt met stijgende ijswatertemperatuur, zal de regelstrategie die de temperatuur van het ijswater aan de ingang van de verdamper naar een instelwaarde regelt efficiënter werken dan de andere regelstrategie. Een nadeel van deze regelmethode is dat de

het natte kousje in een luchtstroom geplaatst waardoor er een hoeveelheid water zal verdampen. Uit de combinatie van beide temperaturen kan je de relatieve vochtigheid van de lucht in de luchtstroom bepalen.

13

Hoofdstuk 2


inblaastemperatuur van de lucht niet gestuurd kan worden op het niveau van de koelmachine, dit kan wel met de andere regeling. c. Het luchtdebiet bij luchtgekoelde koelmachines Het luchtdebiet bij een luchtgekoelde koelmachine beïnvloedt de condensortemperatuur; een hoger luchtdebiet zal immers zorgen voor een grotere warmteoverdracht aan de condensorzijde waardoor de condensortemperatuur zal dalen. Het luchtdebiet wordt bepaald door de ventilatorregeling; men kan twee soorten ventilatorregelingen onderscheiden: ‘head

pressure control’ (HPC) en ‘condensing temperature control’ (CTC). De traditionele HPCregeling regelt de condensordruk naar een vaste instelwaarde met een relatief hoge condensortemperatuur 17 als gevolg. De ventilatoren worden trapsgewijs in- en uitgeschakeld; de eerste ventilator zal aanschakelen als de druk in de condensor te hoog wordt en afschakelen als de druk te laag wordt, de andere ventilatoren schakelen trapsgewijs bij als de omgevingstemperatuur stijgt. Bij de CTC-regeling, die voorgesteld wordt door Yu et al. [8-12], wordt de condensortemperatuur, en dus ook de condensordruk, geregeld tussen een minimale en een maximale waarde. Bij deze regeling neemt in een bepaald werkingspunt het compressorvermogen af en het ventilatorvermogen toe in vergelijking met hetzelfde werkingspunt bij de HPC-regeling. Men neemt immers meer ventilatoren in werking om de condensortemperatuur te verlagen; door de lagere condensordruk neemt het benodigde compressorvermogen af. Aangezien het nominale compressorvermogen meer dan tien keer groter is dan het nominale ventilatorvermogen neemt de koelmachine in zijn werkingspunt bij CTC-regeling minder elektrisch vermogen op. De machine werkt dus efficiënter, zoals ook te zien is in figuur 2.7 18 .

17

Deze temperatuur ligt meestal tussen 45 en 50°C, alhoewel de temperatuur ook tot 27°C kan zakken als de

omgevingstemperatuur lager is dan 15°C. 18

We merken hier op dat de ordinaat in de figuur gelijk is aan opgenomen elektrisch vermogen (kW) gedeeld

door het geleverde koelvermogen (refrig. ton). Dit is de omgekeerde definitie van de EER (hier worden wel andere eenheden gebruikt), een lagere waarde komt hier dus overeen met een efficiëntere machine.

14

Hoofdstuk 2


Figuur 2.7: Het verschil in efficiëntie voor eenzelfde koelmachine bij de HPC- en de CTC-regeling[8]

Men kan er voor opteren om frequentiesturing op de ventilatoren toe te passen. Yu et al. [10] hebben beschreven hoe de EER van een koelmachine varieert als men frequentiesturing toepast op de ventilatoren, de resultaten zijn te vinden in figuur 2.8. Het is duidelijk dat de frequentiesturing op de ventilatoren relatief weinig opbrengt bij de HPC-regeling 19 , voor vele gevallen daalt de EER zelfs wat zeker niet gewenst is. Bij de CTC-regeling daarentegen is de EER voor de koelmachine altijd hoger bij het toepassen van de frequentiesturing op de ventilatoren.

Figuur 2.8: De toename van de COP (in %) bij het invoeren van frequentiesturing op de ventilatoren [10]

19

De ventilatoren worden geregeld zodat de condensortemperatuur steeds gelijk is aan de hoge instelwaarde.

15

Hoofdstuk 2


d. Het luchtdebiet doorheen de koeltoren(s) bij watergekoelde koelmachines Bij watergekoelde koelmachines waarvan het koelwater in een systeem van koeltorens gekoeld wordt, bestaat er een wisselwerking tussen de opgenomen energie van de koeltoren(s) en de opgenomen energie van de koelmachine. Een hoger luchtdebiet in de koeltoren(s) zorgt voor een lagere temperatuur van het koelwater en beïnvloedt dus onrechtstreeks de condensortemperatuur waardoor de prestatie van de koelmachine zal verbeteren. Het is duidelijk dat er een optimaal punt bestaat (figuur 2.9). Bij het optimaal aansturen van de ventilatoren in de koeltorens kan men 5 tot 15% energie besparen in vergelijking met andere veel toegepaste controlestrategieën [13].

Figuur 2.9: Het optimale punt van een watergekoelde ijswatercentrale met koeltorens [14]

Het spreekt voor zich dat het koelwaterdebiet bij watergekoelde machines ook een invloed heeft op de werking van de koelmachine. Een hoger waterdebiet verhoogt de warmteoverdracht in de condensor waardoor de condensortemperatuur daalt en de performantie stijgt. e. Andere maatregelen die de efficiëntie van een ijswatercentrale verhogen [6] Men kan de efficiëntie van de koelmachine verbeteren, door bij welbepaalde omgevingsomstandigheden 20 gebruik te maken van ‘free chilling’, hierbij koelt men het ijswater zonder

20

Als de natte boltemperatuur buiten kleiner is dan de gewenste ijswatertemperatuur.

16

Hoofdstuk 2


compressorarbeid te leveren. Men kan dit doen door het ijswater, bijvoorbeeld via een warmtewisselaar, rechtstreeks met het koeltorenwater af te koelen. Men kan de efficiëntie van een koelinstallatie verder verbeteren door de afvalwarmte van de condensor te recupereren. De koelmachine gaat hierdoor niet performanter werken, maar het totaalrendement van de installatie zal wel stijgen.

2.4. Regeling van vollast- naar deellastwerking bij een koelmachine 2.4.1. Inleiding Aangezien de koellast van een gebouw sterk varieert in de tijd, komt het zelden voor dat een ijswatercentrale op vol vermogen koelt [15]. De variatie van de koellast wordt enerzijds veroorzaakt door het variëren van de interne lasten en de omgevingstemperaturen, anderzijds wordt tijdens het ontwerp het benodigde koelvermogen van de ijswatercentrale meestal overschat omdat men de interne lasten van het te koelen gebouw niet goed kent. Hierdoor worden de meeste gebouwen uitgerust met een overgedimensioneerde ijswatercentrale die al dan niet uit meerdere koelmachines bestaat; deze ijswatercentrale zal bijgevolg meestal in deellastregime werken. In tegenstelling tot wat men zou vermoeden, betekent werking van een ijswatercentrale in deellastregime niet noodzakelijk een daling in efficiëntie; dit is ook te zien in figuren 2.10 en 2.11. Bij deellastwerking wordt het massadebiet koelmiddel verminderd, waardoor de warmtewisselaars efficiënter gaan werken. Aangezien deellastwerking van een koelmachine dikwijls geschiedt bij lagere buitentemperaturen, kan ook de drukverhouding over de compressor verminderen waardoor de compressor minder vermogen opneemt [1].

17

Hoofdstuk 2


Figuur 2.10: De efficiëntie van verschillende geteste watergekoelde ijswatermachines in functie van de PLR [1]

Figuur 2.11: De efficiëntie van verschillende geteste luchtgekoelde ijswatermachines in functie van de PLR [1]

2.4.2. Deellastwerking Er werd reeds eerder vermeld dat men het geleverde koelvermogen van de koelmachine verlaagt door het koelmiddeldebiet te verminderen. Men kan dit lager koelmiddeldebiet echter op verschillende manieren verwezenlijken. We beschouwen enkele mogelijkheden, de meeste van deze opties werden onderzocht door P. Rivière [7].

18

Hoofdstuk 2


a. Koelmachines met één compressor werkend in aan/uit-regime Door de compressor in een aan/uit-regime te bedrijven, zal het debiet van het koelmiddel, tijdsgemiddeld gezien, gedaald zijn ten opzichte van de werking in vollastregime; de koelmachine werkt in deellast. Door de compressor niet continu te laten werken, treden er wel verschillende verliezen op. Zo treedt er bij het opstarten van de compressor gedurende een zeer korte tijd (~20 ms) een stroomstoot op. De invloed van deze stroomstoot op de prestatie van de machine is echter verwaarloosbaar. Het belangrijkste verlies tijdens het aan/uit-regime wordt veroorzaakt door de warmteuitwisseling van het koelmiddel met de omgeving. Als de koelmachine gedurende een lange tijd uitgeschakeld is, zal het koelmiddel in de condensor en de verdamper op dezelfde temperatuur staan omdat de condensor en verdamper in verbinding staan met elkaar via de stilstaande compressor. Aangezien de drukken naar eenzelfde eindwaarde evolueren, doen de temperaturen dit ook. Bij het opnieuw opstarten van de koelmachine zal er eerst elektrisch vermogen opgenomen worden om de drukken en de temperaturen in de condensor en verdamper van de koelmachine weer in hun originele staat te krijgen. Er wordt dus elektriciteit verbruikt zonder dat de koelmachine koelvermogen levert, dit geeft een negatieve invloed op het rendement van de koelmachine. Men kan dit vertragen door samen met de compressor ook de ventilatoren af te schakelen, hierdoor zullen de temperatuur en druk in de condensor langer op hun respectievelijke hoge waarde blijven. Men kan er eventueel ook voor opteren om terugslagkleppen in het koelcircuit te voorzien. We merken nog op dat deze nadelige werking van de koelmachine bij het opstarten een tegenhanger heeft bij het uitschakelen. Bij het uitzetten van de compressor blijft er immers een temperatuursverschil bestaan tussen het koelmiddel en het ijswater in de verdamper, hierdoor wordt er nog gekoeld zonder dat er elektrisch vermogen wordt opgenomen. b. Koelmachines met meerdere compressoren op een koelcircuit Indien het koelcircuit 21 in de koelmachine bijvoorbeeld over twee compressoren beschikt, kan men bij deellast één compressor uitschakelen om het koelmiddeldebiet te verminderen. Indien men het ijswater- en het luchtdebiet constant houdt, dan neemt de efficiëntie van de machine 10 tot 18% toe, dit is te zien in figuur 2.12 (de winst in efficiëntie wordt door de lichtgele balkjes getoond). De winst in efficiëntie wordt enerzijds veroorzaakt door een licht dalen van 21

Met een koelcircuit wordt het geheel van verdamper, compressor, condensor en expansieklep bedoeld.

19

Hoofdstuk 2


de drukverhouding over de compressor en anderzijds door het efficiënter werken van de warmtewisselaars.

Figuur 2.12: Analyse van de prestaties van een koelmachine bij verschillende temperaturen en één compressor van de twee uitgeschakeld op elk koelcircuit [7] 22

c. Koelmachines met meerdere koelcircuits Indien een koelmachine over meerdere koelcircuits beschikt, kan men er tijdens deellastwerking voor kiezen enkele koelcircuits uit te schakelen en de andere koelcircuits op vol vermogen uit te baten. Dit verandert in principe relatief weinig aan de efficiëntie van de koelmachine, maar het koelmiddeldebiet doorheen de gehele machine zal gedaald zijn ten opzichte van vollastwerking. d. Koelmachines met (een) schroefcompressor(en) en schuifkleppen Bij koelmachines met (een) schroefcompressor(en) kan men het debiet verlagen door een schuifklep, de ‘slide stop’, aan te sturen. Door het aansturen van deze ‘slide stop’ kan men er voor kiezen om een welbepaald deel van het aangezogen koelmiddeldebiet te recirculeren naar de aanzuigopening (figuur 2.13). De recirculatie vindt plaats voor het begin van de compressie om compressieverliezen te vermijden. Als de mannelijke en vrouwelijke schroef zich sluiten na de positie van de ‘slide stop’, wordt het resterende debiet gecomprimeerd. Dit is ook te zien in figuur 2.14; het rode gebied in deze figuur duidt op compressie. In figuur 22

De index A13E12 wijst op een omgevingstemperatuur van 13°C en ijswatertemperatuur van 12°C. De andere

indices in de figuur zijn op analoge wijze opgebouwd.

20

Hoofdstuk 2


2.14 is ook een tweede schuifklep te zien: de ‘capacity slide’. Deze tweede schuifklep wordt gebruikt om de volumeverhouding van de compressor te regelen. Door deze klep te verschuiven verschuift de radiale uitlaatpoort en dus het eindpunt van de compressie. Aangezien een schroefcompressor een volumetrische machine is, wordt door de positie van de

‘capacity slide’ de einddruk geregeld. Als men dit niet zou doen, dan kan men driehoeksverliezen 23 krijgen (figuur 2.15).

Figuur 2.13: Capaciteitsregeling van een schroefcompressor met behulp van een schuifklep (‘slide stop’) [16]

Figuur 2.14: Capaciteitsregeling van een schroefcompressor met behulp van een schuifklep (‘slide stop’) [16]

23

Driehoeksverliezen ontstaan door een uitlaatdruk die ofwel hoger ofwel lager is dan de condensordruk. Als de

uitlaatdruk hoger is dan de condensordruk is er te veel arbeid geleverd door de compressor; het gas afkomstig van de compressor zal immers naar de lagere condensordruk expanderen. Als de uitlaatdruk lager is dan de condensordruk zal er gas uit de condensor terugstromen naar de compressor zodra de uitlaatpoort opent. De compressor moet dit extra gas ook comprimeren tot de condensordruk bereikt is en het gas uit de compressor stroomt.

21

Hoofdstuk 2


Figuur 2.15: Driehoeksverliezen bij een schroefcompressor [17]

e. Koelmachines met frequentiesturing De snelheidsregeling van bijvoorbeeld de compressor(en) in een koelmachine is afgaand op vorige beschouwingen een volgende logische stap om een koelmachine in deellast te bedrijven.

Hedendaags

worden

bijna

alle

snelheidsregelingen

uitgevoerd

als

frequentiesturingen. In een koelmachine kan men een frequentiesturing aanbrengen op de ijswaterpomp(en), op de compressor(en) en op de ventilator(en). De werkingskost van de koelmachine daalt 20 tot 50% bij het aanbrengen van een frequentiesturing op de ijswaterpomp(en), op de compressor(en) en op de ventilator(en) [14]. Men kan er hier eventueel voor kiezen om slechts één pomp, compressor of ventilator te voorzien van een frequentiesturing. De frequentiegestuurde machine zorgt dan voor de fijnregeling van het debiet. Als het gevraagde debiet het maximaal leverbare debiet van de frequentiegestuurde machine overstijgt, schakelt er een andere machine op maximaal debiet bij. De frequentiegestuurde machine zal dan bijregelen tot het gevraagde debiet gelijk wordt aan het geleverde debiet.

22

Hoofdstuk 3

Simulatie van het Hendrik Conscience-gebouw

Hoofdstuk 3: Simulatie van het Hendrik Conscience-gebouw In het eerste deel van dit hoofdstuk lichten we de opbouw van het computerprogramma TRNSYS [18], dat gebruikt werd om de gebouwensimulatie uit te voeren, toe. Daarna wordt het Hendrik Conscience-gebouw en de opbouw van de gebouwensimulatie besproken. In hoofdstuk 4 bespreken we de modellering van de verschillende koelmachines. De resultaten van de verschillende simulaties komen pas in hoofdstuk 5 aan bod.

3.1. Inleiding 3.1.1. Belang en opbouw van een simulatiemodel Het uitvoeren van een vergelijkende studie tussen verschillende koelmachines met behulp van een meetopstelling is niet vanzelfsprekend. Het is immers van belang steeds dezelfde omgevingsomstandigheden en koellasten aan de koelmachines op te leggen om een aanvaardbare vergelijking te kunnen maken tussen de verschillende meetresultaten. Men kan dit doen in een klimaatkamer 24 . Hierbij komt echter wel dat het opbouwen van de klimaatkamer en het verwisselen van de koelmachines een enorme tijdrovende bezigheid is. Het is echter veel eenvoudiger te vertrekken van een goed simulatieprogramma. Indien we over een computermodel beschikken dat de koelmachine op een goede, realistische manier beschrijft, kan de werking van verschillende koelmachines moeiteloos nagegaan worden. In vergelijking met de proefopstelling in een klimaatkamer is het in een simulatieprogramma ook eenvoudiger om de reële belastingstoestand van de koelmachine te benaderen als men over een goed gebouwenmodel beschikt.

24

Een klimaatkamer is een afgesloten ruimte waarin zowel temperatuur als luchtvochtigheid op alle momenten

instelbaar is tussen welbepaalde grenswaarden.

23

Hoofdstuk 3

Simulatie van het Hendrik Conscience-gebouw Regeling en capaciteitsbeperking HVAC-installatie

Regeling en capaciteitsbeperking centrale units

Weerdata Gebouw Interne warmtewinsten

Ruimtelast

HVACinstallatie

IJswatervraag Warmwatervraag Stoomvraag

Centrale units

Vereiste energie

Economisch model

Kostprijs

Figuur 3.1: Schema van een algemeen simulatiemodel [19]

Figuur 3.1 toont hoe een algemeen simulatiemodel is opgebouwd [19]. Tijdens een simulatie worden per tijdstap continu drie energiebalansen opgelost:

Het gebouw wordt beïnvloedt door de interne warmtebronnen en de weercondities buiten. De samenstelling van het gebouw bepaalt hoe het gebouw op deze invloedsfactoren reageert. In de meeste gevallen zal de temperatuur in het gebouw na het in rekening brengen van deze interne en externe beïnvloedingsfactoren verschillen van zijn wenswaarde. Het gebouw zal bijgevolg een warmte- en/of koellast hebben.

In de HVAC-installatie wordt deze warmte- en/of koellast van het gebouw vertaald in het uitsturen van de verwarmings- en/of koelbatterijen. Er wordt dus een vraag naar verwarmd en/of gekoeld water gegenereerd.

De centrale units omvatten de warmwaterketels en de koelmachines. Op basis van hun werkingskarakteristieken wordt de totale energievraag uit de vraag naar warm respectievelijk ijswater afgeleid.

De streeplijnen op figuur 3.1 geven de regeling en de capaciteitsbeperking aan. Een gewijzigde insteltemperatuur zal de uiteindelijke warmte- of koudelast van een ruimte beïnvloeden. De warmte- en koudelast zijn ook beperkt tot de maximale capaciteit van de installatie. Op deze manier is de ijs- of warmwatervraag van een HVAC-installatie afhankelijk van de regeling en capaciteit van de centrale units.

Weerdata Centrale koelmachines

Weerdata Gebouw Interne warmtewinsten

Koellast

Vereiste energie

Figuur 3.2: Schematische voorstelling van de gevolgde simulatiestrategie

24

Hoofdstuk 3


Het schema van figuur 3.1 is vrij algemeen en verschilt enigszins van de simulaties die voor deze scriptie werden uitgevoerd. De simulaties in deze scriptie werden volgens een vereenvoudigde simulatiestrategie uitgevoerd (figuur 3.2). Het gebouw wordt analoog als in voorgaande bespreking gesimuleerd wat resulteert in een welbepaalde warmte- en/of koellast. De simulatie van het gebouw wordt wat verder in dit hoofdstuk besproken. Indien het gebouw nood heeft aan koeling, zal de koelvraag onmiddellijk verbonden worden met de centrale koelmachines. We houden hier dus geen rekening met de HVAC-installatie 25 binnen het gebouw en gaan er ook steeds van uit dat de centrale koelmachines het gevraagde koelvermogen steeds kunnen leveren. Deze veronderstellingen zijn aanvaardbaar omdat het in deze scriptie vooral de bedoeling is om de prestatie van de koelmachines te vergelijken. Indien men het gedrag van een welbepaald gebouw in detail wenst te bestuderen, moet men vanzelfsprekend rekening houden met de HVAC-installatie binnen het gebouw. Ook de capaciteitsbeperkingen van de centrale units spelen dan een belangrijke rol. De gebruikte koelmachinemodellen zullen in hoofdstuk 4 besproken worden, de simulatieresultaten komen in hoofdstuk 5 aan bod.

3.1.2. Inleiding tot TRNSYS De simulaties in deze scriptie worden uitgevoerd in het computerprogramma TRNSYS. Dit simulatiepakket is opgebouwd rond een centrale grafische interface, de ‘TRNSYS Simulation

Studio’. In deze grafische interface kunnen de drie bovenvermelde deelmodellen (het gebouw, de HVAC-installatie en de centrale eenheden) opgebouwd worden uit één of meerdere (deel)componenten. Voorbeelden van dergelijke componenten zijn warmtewisselaars, pompen, koelmachines,… maar ook regelorganen of het element dat het gebouw beschrijft. Er zijn al heel wat modellen voor deze componenten beschikbaar in de TRNSYS-bibliotheek. Elke component genereert een output op basis van de invoer uit een vorige component en enkele ingestelde parameters. Deze output is gebaseerd op de fysische en wiskundige wetten die het element beschrijven en dient als ingang van een volgende component. De overdracht tussen componenten kan met een fysische leiding of kabel overeenstemmen, maar kan net zo goed een overdracht van informatie zijn 26 . In sommige gevallen zijn de in te voeren gegevens dermate omvangrijk dat deze uit een extern bestand worden gehaald. 25

Hiermee wordt bedoeld dat de specifieke verwarmings- en koelbatterijen aanwezig in het gebouw niet

gesimuleerd worden. De aanwezige ventilatiegroepen worden echter wel samen met de stoombevochtigers gesimuleerd. 26

Een voorbeeld hiervan is de invoer van weerdata (temperatuur, straling, windsnelheid) naar het gebouw.

25

Hoofdstuk 3


Voor de invoer van de parameters die het gebouw beschrijven, biedt TRNSYS een afzonderlijke grafische interface: ‘TRNBuild’. Op basis van de invoer hier creëert TRNSYS dan zelf een externe file, die in de ‘Simulation Studio’ door de component wordt ingelezen, die het gebouw voorstelt. In deze scriptie wordt ook nog gebruik gemaakt van een aanvulling van TRNSYS: de ‘TESS-

bibliotheek’. Deze bibliotheek bevat extra componentenmodellen die dan in de ‘Simulation Studio’ kunnen ingebracht worden.

3.2. Het Hendrik Conscience-gebouw 3.2.1. Inleiding Het Hendrik Conscience-gebouw is een kantoorgebouw gelegen in de Koning Albert II-laan 15 te Brussel. In het Hendrik Conscience-gebouw is het ‘Vlaams Ministerie van Onderwijs en

Vorming’ ondergebracht. De eerste steen werd gelegd in juni 1996 en de officiële opening volgde in augustus 1998.

Figuur 3.3: Het Hendrik Conscience-gebouw [20]

3.2.2. Structuur en oppervlakteverdeling van het Hendrik Consciencegebouw Het Hendrik Conscience-gebouw is een compact kantoorgebouw met acht bovengrondse en twee ondergrondse verdiepingen. De ondergrondse verdiepingen worden ingenomen door de parking en het archief. Het gelijkvloers omvat onder andere een auditorium, een cafetaria, een keuken met restaurant, een bibliotheek met leeszaal en een kopieercentrum. De hoger gelegen 26

Hoofdstuk 3


bovenverdiepingen worden bijna uitsluitend als kantoorruimte gebruikt. We merken hierbij op dat de 6de en de 7de verdieping van toren B 27 voorbehouden zijn voor het ministerkabinet. De 8ste verdieping bestaat volledig uit technische ruimtes. De koelmachines van het gebouw staan op het dak van toren A. Het Hendrik Conscience-gebouw is opgebouwd uit verschillende lagen. De ondergrondse verdiepingen beslaan de volledige bebouwde oppervlakte. Het gelijkvloers is gebouwd op de volledige oppervlakte verminderd met de groene oppervlakken uit figuur 3.4. Het groene vlak links onderaan is de licht hellende oprijlaan naar de ondergrondse parking, het andere groene vlak wordt gebruikt als een binnentuin ter hoogte van de refter. De verdiepingen +1 tot en met +4 beslaan de blauwe oppervlakte vermeerderd met de grijze oppervlakte. Enkel de drie torens van het gebouw stijgen uit vanaf verdieping +5 tot en met verdieping +8 (grijze oppervlakte in de figuur).

Figuur 3.4: Schets van het bovenaanzicht van het Henrik Conscience-gebouw met de benoeming van de verschillende torens

In tabel 3.1 en tabel 3.2 wordt de procentuele verdeling 28 van de oppervlakte van het Hendrik Conscience-gebouw

over

de

verschillende

lokaalfuncties

voor

alle

verdiepingen

weergegeven; er wordt ook een totale procentuele verdeling weergegeven. Als we de totale verdeling bekijken dan kunnen we concluderen dat ongeveer de helft van de totale 27

De drie torens van het Hendrik Conscience-gebouw worden elk met een verschillende letter verbonden zoals

getoond in figuur 3.4; dit maakt de identificatie van een welbepaalde toren een pak eenvoudiger. 28

De waarden in de tabel zijn percentages van de totale oppervlakte van de respectievelijke verdieping.

27

Hoofdstuk 3


oppervlakte van het gebouw gebruikt wordt als kantoor. De exacte oppervlaktes van alle lokalen in het Hendrik Conscience-gebouw worden in bijlage B3.1 gegeven.

Functie

Verdieping Verdieping Gelijkvloers Verdieping Verdieping Verdieping Verdieping -2 (%) -1 (%) (%) +1 (%) +2 (%) +3 (%) +4 (%) 2,5 3,5 9,2 -

Appartementen Auditorium Berging, opslag en 15,9 40,6 12,5 archief Bibliotheek en 8,1 leeszaal Cafetaria, keuken 21,0 en restaurant Fotocopielokalen 3,3 Kantoren, vergaderzalen, 5,0 90,2 89,2 89,2 89,2 secretariaat Lift- en 4,4 4,4 31,5 6,2 6,2 6,2 6,2 trappenhallen, gangen, inkomhal Parking 79,1 45,7 Sanitaire ruimtes 4,6 2,3 3,2 3,2 3,2 Technische ruimtes 0,6 5,8 2,4 1,3 1,3 1,3 1,3 Tabel 3.1: De procentuele verdeling van de oppervlakte van het Hendrik Conscience-gebouw over verschillende functies voor verdieping -2 tot en met verdieping +4

Functie

Verdieping +5 Verdieping +6 Verdieping +7 Verdieping +8 (%) (%) (%) (%) Totaal (%) Toren Toren Toren Toren Toren Toren Toren Toren Toren Toren Toren Toren A B C A B C A B C A B C 8,5 0,5 1,5

Appartementen Auditorium Berging, opslag en 2,0 1,5 2,9 8,2 9,2 archief Bibliotheek en 1,0 leeszaal Cafetaria, keuken 2,5 en restaurant Fotocopielokalen 2,5 0,9 0,5 Kantoren, 89,8 87,0 89,6 89,8 84,7 89,6 89,8 16,1 89,6 vergaderzalen, 49,8 secretariaat Lift- en 5,1 4,9 5,2 5,1 5,5 5,2 5,1 63,2 5,2 4,4 3,0 3,1 trappenhallen, 9,6 gangen, inkomhal Parking 16,6 Sanitaire ruimtes 3,7 6,4 3,8 3,7 3,6 3,8 3,7 8,3 3,8 2,5 Technische ruimtes 1,4 1,6 1,5 1,4 1,6 1,5 1,4 1,6 1,5 92,8 97,0 88,6 6,3 Tabel 3.2: De procentuele verdeling van de oppervlakte van het Hendrik Conscience-gebouw over verschillende functies voor verdieping +5 tot en met verdieping +8 en voor het totale gebouw

28

Hoofdstuk 3


3.2.3. Opbouw van het gebouwenmodel in ‘TRNBuild’ Bij de modellering van een groot gebouw zoals het Hendrik Conscience-gebouw is het bijna onmogelijk om elk lokaal apart te modelleren en te simuleren. Daarom wordt het gebouw opgedeeld in verschillende zones die elk apart gesimuleerd worden; een zone kan dan uit meerdere lokalen en/of meerdere verdiepingen bestaan. Men zal hierdoor de warmte- en koellasten van het gebouw minder nauwkeurig beschrijven, maar de totale warmte- en koellast van het gebouw zal in vergelijking met een complexer model slechts minimaal afwijken [21]. Bij de opdeling van het gebouw in verschillende zones mag men niet over één nacht ijs gaan. De nauwkeurigheid van de simulatieresultaten kan sterk dalen bij een slechte opdeling in verschillende simulatiezones. Men moet er bij de zoneopdeling op letten dat elk lokaal in de zone een relatief analoog warmte- en koellastprofiel heeft, ook het temperatuursverloop moet in alle lokalen van een zone vergelijkbaar zijn. De zoneopdeling van het Hendrik Consciencegebouw wordt in bijlage B3.2 besproken en is weergegeven in tabel 3.3.

Zone A B C D E F G H I J K L

Lokalen Verdieping -2 en verdieping -1 Auditorium op het gelijkvloers Keuken en restaurant op het gelijkvloers Alle lokalen op het gelijkvloers verminderd met de lokalen die in zone B en C vervat zitten Verdiepingen +1 tot en met +7 in toren A Verdiepingen +1 tot en met +5 in toren B Verdiepingen +6 en +7 in toren B (ministerkabinet) Verdiepingen +1 tot en met +7 in toren C Bebouwde oppervlakte die niet tot één van de drie torens behoort (verdiepingen +1 tot en met +4) Technische ruimte toren A Technische ruimte toren B Technische ruimte toren C Tabel 3.3: De zoneverdeling voor het Hendrik Conscience-gebouw

Het modelleren van een gebouw wordt in TRNSYS een stuk eenvoudiger gemaakt door de afzonderlijke grafische interface ‘TRNBuild’. De input in ‘TRNBuild’ gebeurt aan de hand van de verschillende parameters uit figuur 3.5; het is duidelijk dat de benodigde input in drie groepen kan onderverdeeld worden. De eerste groep omvat de parameters die de karakteristieken van het gebouw definiëren; deze parameters zijn in de eerste plaats de eigenschappen en samenstelling van de verschillende muren en ramen, maar ook de luchtdichtheid van het gebouw zit in deze groep vervat. Bij het invoeren van de gevraagde

29

Hoofdstuk 3


parameters bestaat de mogelijkheid om welbepaalde zones aan elkaar te koppelen om zo de fysische koppeling tussen de verschillende zones in rekening te brengen. De tweede groep parameters hangt samen met de HVAC-installatie van het gebouw en bevat informatie rond de ventilatie, de verwarming en de koeling van de zone. De derde en laatste groep omvat alle mogelijke interne warmtewinsten van de zone. De meest voorkomende interne warmtewinsten (personen, computers en artificiële verlichting) kunnen apart in ‘TRNBuild’ ingegeven worden. Indien er nog andere interne warmtewinsten in de zone aanwezig zijn, bestaat de mogelijkheid om deze ook nog in te geven. We merken hier ook nog op dat ‘TRNBuild’ in staat is om tijdschema’s bij te houden voor alle ingegeven inputwaarden 29 .

OPBOUW GEBOUW

HVAC-INSTALLATIE

ALGEMEEN Zonevolume Muren (min. twee te definiëren) o Type o Oppervlakte o (Oriëntatie) Ramen o Type o Oppervlakte o Beschaduwing

VENTILATIE Ventilatievoud (ACH) Luchttemperatuur

INFILTRATIE Infiltratievoud (ACH)

KOELING Controle ruimtetemperatuur

VERWARMING Controle ruimtetemperatuur

INTERNE WARMTEWINSTEN PERSONEN Mate van activiteit Aantal COMPUTERS Type Aantal ARTIFICIËLE VERLICHTING Totale warmtewinst Convectief gedeelte

ANDERE WARMTEWINSTEN

Figuur 3.5: Overzicht van de benodigde invoer per zone in ‘TRNBuild’ [22]

De muren en ramen in een gebouw zijn meestal opgebouwd uit verschillende materiaalsoorten; deze verschillende lagen hebben meestal ook een andere dikte. In

‘TRNBuild’ worden per materiaallaag enkele invoerparameters gevraagd. Ook de gebruikte ramen dienen in ‘TRNBuild’ aan de hand van enkele parameters verder gespecifieerd te worden. Bijlage B3.3 beschrijft wat de gekozen waarden zijn voor de benodigde parameters en hoe deze waarden bekomen werden. Infiltratie of luchtlek door barsten en openingen in een gebouw zijn ook belangrijk bij de berekening van de warmte- en koellast van een gebouw. De geïnfiltreerde, koude buitenlucht 29

Een voorbeeld ter verduidelijking: je kan overdag de zone verwarmen tot 21°C, maar ’s nachts de

insteltemperatuur tot 15°C laten dalen. De gebruikte tijdsprofielen staan in bijlage B3.4.

30

Hoofdstuk 3


dient immers verwarmd (en eventueel bevochtigd) te worden. Een veelgebruikte maatstaf is het infiltratievoud, dat wordt uitgedrukt in ACH 30 . Voor het Hendrik Conscience-gebouw werd het infiltratievoud op 0,35 ACH gesteld; dit is een relatief lage waarde maar men kan dit verantwoorden aangezien het gebouw zeer compact gebouwd werd. Zone D (deze zone omvat bijna de gehele verdieping op het gelijkvloers) werd echter gemodelleerd met een infiltratievoud van 0,75 ACH tijdens de kantooruren en 0,35 ACH na de kantooruren. Tijdens de kantooruren is er immers constant verloop in het gebouw en her en der blijven deuren en poorten openstaan; vandaar dat het infiltratievoud tijdens de kantooruren in deze zone wat hoger geschat werd. De ventilatiedebieten werden voor elke zone uitgerekend en omgezet in ACH. We merken hier op dat de ventilatiegroepen in het gebouw op werkdagen tussen 6h00 en 17h45 aanstaan 31 ; op maandag starten de ventilatiegroepen wel een uur vroeger op. De insteltemperatuur is in elke ruimte steeds ingesteld op 21°C 32 . Als de beschouwde zone warmte vraagt, zorgt een stoombevochtigingssysteem er voor dat de relatieve vochtigheid in de zone steeds 45% bedraagt. De interne warmtelasten veroorzaakt door de aanwezigheid van personen werd op verschillende manieren ingeschat. Er werd verondersteld dat 80% van de totale arbeidspopulatie aanwezig is tijdens de kantooruren. Deze arbeidspopulatie werd over de verschillende zones verdeeld op basis van de kantooroppervlakte aanwezig in de zone: hoe meer kantooroppervlakte, hoe meer mensen er aanwezig zijn. Voor het auditorium werd een gemiddeld reservatieprofiel opgesteld. Als het auditorium in gebruik is, werd er een populatie van 250 personen verondersteld. Voor de keuken en het restaurant werd verondersteld dat er tijdens de middagpauze 600 personen een maaltijd nuttigen in het restaurant. De interne warmtelasten veroorzaakt door elektronische apparatuur wordt vooral veroorzaakt door het gebruik van computers. Er werd een verbruik van 140W per computer verondersteld 30

De eenheid ACH (‘Air Changes per Hour’) drukt uit hoeveel keer de lucht in een welbepaald lokaal, gebouw

of zone ververst wordt per uur. 31

Op deze regel is er één uitzondering: de ventilatiegroepen van het ministerkabinet werken continue en worden

dus niet uitgeschakeld om 17h45. 32

De centrale insteltemperatuur kan door de gebruikers van de lokalen met 1°C gevarieerd worden, deze variatie

van de insteltemperatuur wordt in de verdere simulaties verwaarloosd.

31

Hoofdstuk 3


en er werd aangenomen dat er per zone evenveel computers als personen aanwezig zijn. De waarde van 140W is wat aan de hoge kant, maar men neemt op deze manier ook het verbruik van de kopieerapparaten en andere elektronische apparatuur mee in de simulatie. In zone D (deze zone omvat bijna de gehele verdieping op het gelijkvloers) werd er ook een extra last gesimuleerd die overeenkomt met de extra warmte afkomstig van het kopieercentrum dat zich in deze zone bevindt. De warmtelast van de verlichting werd in de meeste zones gesteld op 13W/m². De exacte waarden voor de ventilatiedebieten en voor de interne warmtelasten worden in bijlage B3.4 gegeven.

3.2.4. Opbouw van de gebouwensimulatie in de ‘Simulation Studio’

Figuur 3.6: Voorbeeld van de opbouw van de gebouwensimulatie in de ‘TRNSYS Simulation Studio’

32

Hoofdstuk 3


In figuur 3.6 staan de verschillende componenten weergegeven die nodig zijn voor de gebouwensimulatie. In wat volgt zullen we elke component bespreken en de opbouw van het totale model bespreken. In de linkerbovenhoek van figuur 3.6 staat de component ‘Data weersomstandigheden’; deze component is de basis van onze simulatie. De component is gekoppeld met een extern TMY2bestand en met de component ‘Oriëntatie’. De component ‘Oriëntatie’ geeft de hoekverdraaiing van het gebouw ten opzichte van de windrichtingen door aan ‘Data

weersomstandigheden’. De component ‘Data weersomstandigheden’ kan dan met behulp van het externe TMY2-bestand alle omgevingscondities bepalen; in ons geval is het TMY2bestand een computerbestand dat de weersomstandigheden in Brussel over een referentiejaar beschrijft. De component ‘Straling’ berekent aan de hand van de omgevingscondities de zonnestraling die invalt op het gebouw en koppelt deze informatie door naar de component ‘Hendrik

Conscience-gebouw’, de component die het volledige gebouw beschrijft en die bekomen werd met behulp van het programma ‘TRNBuild’. ‘Hemeltemperatuur’ berekent de temperatuur van de hemel en koppelt deze waarde terug naar het model van het gebouw. Op deze manier kan berekend worden hoeveel warmte het gebouw afstraalt naar de omgeving. De component ‘Psychrometrie – Omgeving’ koppelt de omgevingstemperatuur en de relatieve vochtigheid naar het gebouw zodat de temperatuur en de relatieve vochtigheid van de ventilatie- en infiltratielucht gekend zijn33 . Alle andere componenten in figuur 3.6 hebben te maken met de enthalpieregeling die aanwezig is in het Hendrik Conscience-gebouw in het auditorium en in de keuken en het restaurant. We bespreken de enthalpieregeling van het auditorium in detail, de enthalpieregeling van de keuken en het restaurant is op analoge wijze opgebouwd.

‘Psychrometrie

–

Wenswaarde’

drukt

uit

wat

de

gewenste

temperatuurs-

en

vochtigheidswaarde is in het auditorium. De componenten ‘Dag Auditorium’ en ‘Uit’ zijn

33

De component ‘Data weersomstandigheden’ geeft enkel absolute vochtigheidsgegevens. De component

‘Psychrometrie – Omgeving’ rekent deze absolute gegevens om tot relatieve vochtigheidswaarden die gekoppeld worden met het ‘Hendrik Conscience-gebouw’.

33

Hoofdstuk 3


beide dagprofielen 34 die gecombineerd worden tot het weekprofiel ‘Week Auditorium’. In

‘Ventilatie Auditorium’ wordt het benodigde ventilatiedebiet berekend volgens de werkwijze uit bijlage B3.5. In ‘ACH Auditorium’ wordt dit volumedebiet lucht omgezet in ACH en vermenigvuldigd met het controlesignaal afkomstig uit het weekprofiel; deze waarde wordt dan naar het ‘Hendrik Conscience-gebouw’ doorgestuurd.

3.2.5. Validatie van de gebouwensimulatie Er werden bij de ontwikkeling van de gebouwensimulatie heel wat schattingen en veralgemeningen gebruikt; het is dus enorm belangrijk om de simulatie van het gebouw te vergelijken met de realiteit. In het Hendrik Conscience-gebouw werd tijdens de jaren 2005 en 2006 het gasverbruik van de verwarmingsketels en het elektriciteitsverbruik van de koelmachines op maandelijkse basis opgemeten. De opgemeten gegevens dienen natuurlijk eerst verwerkt te worden aangezien ze geen rechtstreekse informatie geven over de koelen warmtelast van het gebouw. Het gasverbruik (in kWh) werd vermenigvuldigd met een ketelrendement van 92% 35 . Het resultaat van deze berekening geeft onmiddellijk de warmtelast van het gebouw aangezien de verwarmingsketels enkel gebruikt worden om het gebouw te verwarmen 36 . De koellast van het gebouw werd berekend door het elektriciteitsverbruik van de koelmachines te vermeningvuldigen met een distributieverlies 37 van 0,88 en een gemiddelde EER van 2,9. Op basis van voorgaande berekeningen bekomen we het warmte- en koellastprofiel van het Hendrik Conscience-gebouw voor 2005 en 2006. Het spreekt voor zich dat het warmte- en koellastprofiel sterk afhankelijk is van de weersomstandigheden; daarom werden alle profielen herschaald tot een standaard referentiejaar om tot een goede vergelijkingsbasis te komen. De warmtelastprofielen werden herschaald op basis van het aantal graaddagen in het beschouwde jaar. De koellastprofielen werden herschaald op basis van het aantal

34 35

Voor meer informatie over de gebruikte tijdsprofielen wordt verwezen naar bijlage B3.4. Dit rendement is een gemiddelde waarde berekend uit de verschillende rendementen van alle

verwarmingsketels. 36

In andere vergelijkbare gebouwen kiest men er soms voor om (een deel van) het sanitaire warme water op te

warmen met de verbrandingsketels. 37

Bij de koeling wordt er een distributieverlies in rekening gebracht, dit komt overeen met het opwarmingseffect

dat het ijswater ondervindt tijdens het transport tussen de koelmachine en de koelbatterij.

34

Hoofdstuk 3


enthalpiedagen in het beschouwde jaar. De herschalingswerkwijze en de begrippen graad- en enthalpiedagen worden toegelicht in bijlage B3.6. In figuur 3.7 staan de verschillende warmtelastprofielen op maandelijkse basis weergegeven; in figuur 3.8 staan de verschillende koellastprofielen op maandelijkse basis weergegeven. De wamtelastprofielen geven een goede overeenkomst in de wintermaanden, de koellastprofielen geven een goede overeenkomst in de zomermaanden. In de respectievelijke laagseizoenen 38 is de overeenkomst gebrekkiger. Men kan dit verklaren doordat het gebouw bij het simuleren opgedeeld werd in verschillende zones zoals eerder besproken; hierdoor worden de warmtebalansen uitgemiddeld. Het zou bijvoorbeeld kunnen dat een groot deel van het gebouw in de zomer koeling vraagt (bvb. door zonnestraling) terwijl er enkele lokalen toch behoefte hebben aan verwarming (bvb. deze lokalen worden niet bestraald door de zon). De lokalen met warmtevraag werden in een welbepaalde zone onderverdeeld en vervolgens gesimuleerd. Deze grote zone zal dan, uitgemiddeld over alle lokalen, een koelvraag hebben. Men kan een analoge redenering opbouwen voor de koellastprofielen in de wintermaanden. We merken nog op dat er zelfs tussen de omgerekende en herschaalde meetresultaten soms grote maandelijkse verschillen zijn. Aangezien de bedoeling van de gebouwensimulatie erin bestond om een realistisch koellastprofiel aan de verschillende koelmachines te kunnen koppelen en het niet de bedoeling was het gebouw foutloos te simuleren, kunnen we besluiten dat het model van het Hendrik Conscience-gebouw de realiteit voldoende benadert om de doelstellingen van deze scriptie te verwezenlijken.

38

Hiermee wordt de periode bedoeld waarin de respectievelijke toepassing veel minder gebruikt wordt; dit is dus

de zomer voor de verwarmingsinstallatie en de winter voor de koelinstallatie.

35

Hoofdstuk 3


500 450

Warmtelast (MWh)

400 350 300 250 200 150 100 50

2005

ju li au gu st us se pt em be r ok to be r no ve m be r de ce m be r

ju ni

ei m

ap ril

t aa r m

ja nu

ar i fe br ua ri

0

2006

Simulatie

Figuur 3.7: Vergelijking van de simulatieresultaten voor de warmtelast met de herschaalde metingen

300

Koellast (MWh)

250

200

150

100

50

2005

ju li au gu st us se pt em be r ok to be r no ve m be r de ce m be r

ju ni

ei m

ap ril

t aa r m

fe br ua ri

ja nu

ar i

0

2006

Simulatie

Figuur 3.8: Vergelijking van de simulatieresultaten voor de koellast met de herschaalde metingen

36

Hoofdstuk 3


3.2.6. Gesimuleerde koellastprofielen van het Hendrik Conscience-gebouw Ter vervollediging van dit hoofdstuk worden hieronder de belangrijkste figuren van het gesimuleerde koellastprofiel 39 van het Hendrik Conscience-gebouw gegeven; met name het koellastprofiel gedurende één jaar, het koellastprofiel in functie van de buitentemperatuur en de jaarbelastingsduurcurve.

1600 1400

Koellast (kW)

1200 1000 800 600 400 200 0 0

1000

2000

3000

4000

5000

6000

7000

8000

Tijd (hr)

Figuur 3.9: Het gesimuleerde koellastprofiel van het Hendrik Conscience-gebouw gedurende één jaar

39

In bijlage B3.7 wordt het gesimuleerde warmtelastprofiel gedurende één jaar van het Hendrik Conscience-

gebouw gegeven.

37

Hoofdstuk 3


1600 1400

Koellast (kW)

1200 1000 800 600 400 200 0 -15

-10

-5

0

5

10

15

20

25

30

35

Omgevingstemperatuur (°C)

Figuur 3.10: De gesimuleerde koellast van het Hendrik Conscience-gebouw in functie van de omgevingstemperatuur

1600 1400

Koellast (kW)

1200 1000 800 600 400 200 0 0

1000

2000

3000

4000

5000

6000

7000

8000

Werkingsuren/jaar (hr/jaar)

Figuur 3.11: De jaarbelastingduurcurve van de gesimuleerde koellast voor het Hendrik Consciencegebouw

38

Hoofdstuk 3


Een voordeel van een simulatiepakket zoals ‘TRNSYS’ bestaat onder andere in het feit dat men de verschillende elementen van de warmtebalans apart kan bekijken. In figuur 3.12 staan de verschillende delen van de maandelijkse warmtebalans op grafische wijze weergegeven. Deze figuur vormt ook een, zij het primitief en eenvoudig, controlemiddel voor de simulatieberekeningen. Aangezien het model steeds aan de warmtebalans moet voldoen, moet de geproduceerde warmte voor elke maand (het positieve deel) gelijk zijn aan de afgenomen warmte van diezelfde maand (negatieve deel) 40 . Ter vervollediging zijn er in bijlage B3.8 nog enkele dagelijkse lastprofielen gegeven waarop ook de buitentemperatuur werd aangebracht.

800

400

200

ok to be r no ve m be r de ce m be r

be r pt em

tu s se

gu s

ju li

ju ni

ei m

ap ril

t aa r

au

-200

m

nu a

ri fe br ua ri

0

ja

Koeling of verwarming (MW)

600

-400

-600

-800 Warmtelast

Koellast

Ventilatie

Infiltratie

Transmissie

Interne lasten

Zonnewinsten

Figuur 3.12: De verschillende elementen uit de maandelijkse warmtebalans voor het Hendrik Consciencegebouw

40

Dit is enkel zo voor deze simulatie omdat in dit model de insteltemperatuur per zone constant op 21°C is

ingesteld. Als men een vlottende temperatuur instelt waarbij men bijvoorbeeld verwarmt tot 20°C en koelt tot 23°C kan er een verschil ontstaan tussen de oppervlakte van de positieve en de negatieve blokjes. Indien men dan echter ook de verandering van de interne energie van de gesimuleerde zone(s) in rekening brengt, moet het oppervlakteverschil opnieuw nul zijn.

39

Hoofdstuk 4

Het koelmachinemodel

Hoofdstuk 4: Het koelmachinemodel Het spreekt voor zich dat men een koelmachine enkel op een goede wijze kan simuleren als men over een goed en nauwkeurig koelmachinemodel beschikt. Daarom worden in dit hoofdstuk de gebruikte koelmachinemodellen uitgebreid besproken.

4.1. Inleiding Er bestaan reeds heel wat verschillende modellen om de deellastwerking van een koelmachine te simuleren. Men kan deze verschillende modellen opdelen in twee groepen: de dynamische en de ‘steady state’-modellen. Een dynamisch koelmachinemodel wordt meestal gebruikt om de prestatie van de koelmachine gedurende een korte tijdspanne 41 , zoals opstartverschijnselen, te simuleren. Een ‘steady state’-model daarentegen negeert deze kleine variaties in prestatie en zal de prestatie van de koelmachine over een bepaalde periode eerder uitgemiddeld simuleren. De ‘steady state’-modellen zijn dan ook in staat om de prestatie van de koelmachine gedurende een langere periode42 te simuleren; een soortgelijke simulatie met een dynamisch koelmachinemodel zou resulteren in een te grote rekentijd. Het is duidelijk, aangezien onze doeleinden simulaties over grote periodes vergen, dat de gekozen modellen alle ‘steady state’-modellen dienen te zijn. De gebruikte modellen worden hieronder verder besproken, in bijlage B4.1 wordt er een overzicht gegeven van andere modellen en modelleringsmethodes uit de literatuur.

4.2. Modellering van de luchtgekoelde koelmachines 4.2.1. Bespreking van het model uit de ‘TESS-bibliotheek’ (Type 655) [23] Het model dat gebruikt werd om de prestaties van de verschillende luchtgekoelde koelmachines te simuleren, werd teruggevonden in de ‘TESS-bibliotheek’ 43 . Het model voorspelt de performantie van het koelsysteem met behulp van twee toe te voegen tekstbestanden. Het eerste bestand bevat de ‘EER ratio’ 44 en de ‘capacity ratio’ 45 van de 41

Deze tijdsduur ligt meestal in de orde van minuten of uren.

42

Deze periode kan enkele uren beslaan, maar kan evengoed bestaan uit verschillende dagen of maanden.

43

De ‘TESS-bibliotheek’ is een aanvulling op het TRNSYS-programma (zie hoofdstuk 3.1.2).

44 De ‘EER ratio’ is de verhouding tussen de EER bij de huidig ingestelde temperaturen en de nominale EER. 45 De ‘capacity ratio’ is gelijk aan het maximale koelvermogen bij de huidig ingestelde temperaturen gedeeld door het maximale koelvermogen onder nominale condities.

40

Hoofdstuk 4


koelmachine voor verschillende instelpunten van de ijswatertemperatuur en voor verschillende omgevingstemperaturen. Het tweede bestand bevat de ‘fraction of full load

power’ (FFLP) 46 in functie van de PLR. Naast deze twee tekstbestanden dienen er nog enkele parameters ingesteld te worden: het nominale koelvermogen, de nominale EER en de specifieke warmtecapaciteit van het te koelen medium. Het te koelen medium betreft in ons geval ijswater, de specifieke warmtecapaciteit werd dan ook gelijk genomen aan 4186 J/kg.K. Het model heeft ook nog enkele invoerwaarden nodig, deze zijn in onze simulaties afkomstig van andere componenten 47 . De gevraagde invoerwaarden kunnen in tegenstelling tot de hierboven besproken parameters wel variëren in de tijd. De benodigde invoer omvat de insteltemperatuur van het ijswater, de retourtemperatuur van het ijswater, het ijswaterdebiet, de omgevingstemperatuur en het regelsignaal 48 . Indien de koelmachine zich in aangeschakelde toestand bevindt, zal het model de insteltemperatuur van het ijswater en de omgevingstemperatuur uit de aangrenzende componenten bepalen. Met deze twee waarden kan het model door middel van lineaire interpolatie de ‘EER ratio’ en de ‘capacity ratio’ bij de bepaalde temperaturen uit het toegevoegde tekstbestand inlezen. Door de ingelezen waarden te vermenigvuldigen met hun respectievelijke nominale waarden bekomt men de EER en het maximale koelvermogen bij de huidige temperaturen:

EER = EERratio ⋅ EERnom Qcl = Qcl ,ratio ⋅ Qcr De twee resultaten uit bovenstaande formules bevatten respectievelijk de EER bij vollast en het maximale koelvermogen bij de huidige insteltemperatuur van het ijswater en de huidige omgevingstemperatuur. De belasting van de koelmachine wordt berekend met: Qload = m w ⋅ C pw ⋅ (Tchwr − Tchws )

46

De FFLP is letterlijk te vertalen uit het Engels en is dus gelijk aan de verhouding van het opgenomen

elektrisch vermogen tot het opgenomen vermogen bij vollastwerking (bij dezelfde omgevingsomstandigheden). 47

Zie hoofdstuk 5.1 waar beschreven wordt hoe het koelmachinemodel gekoppeld wordt aan de andere

componenten. 48

Het regelsignaal is gelijk aan nul of één, wat respectievelijk overeen komt met een uitgeschakelde en een

aangeschakelde koelmachine.

41

Hoofdstuk 4


Hierin is m w het massadebiet aan ijswater, C pw de specifieke warmtecapaciteit van het ijswater, Tchwr de retourtemperatuur van het ijswater en Tchws de insteltemperatuur van het ijswater. De PLR wordt vervolgens berekend door de belasting Qload te delen door het berekende, maximale koelvermogen:

PLR =

Qload Qcl

Als de PLR groter wordt dan één, wat in realiteit onmogelijk is, zal het model de PLR tot één beperken. De berekende PLR wordt dan gebruikt om uit het tweede tekstbestand de FFLP te halen via lineaire interpolatie. Het elektrisch vermogen dat de koelmachine verbruikt wordt dan berekend met de formule

Ech =

Qcl ⋅ FFLP EER

Uit het opgenomen elektrisch vermogen en het geleverde koelvermogen haalt het model uiteindelijk de EER-waarde van de huidige belastingstoestand.

4.2.2. Extrapolatie van de koelmachinegegevens Het is duidelijk uit bovenstaande beschrijving dat het gekozen model geen koeltechnische berekeningen doet; het model interpoleert enkel tussen opgegeven waarden. De benodigde gegevens werden voor verschillende koelmachines opgevraagd bij twee koelmachineproducenten; met name McQuay en York. De opgevraagde gegevens bestonden uit informatie rond de deellastwerking en de technische productbrochure van de koelmachine. In de technische productbrochure staan het nominale koelvermogen en de nominale EER van de koelmachine opgelijst; men kan in deze brochure echter ook het koelvermogen en het opgenomen elektrisch vermogen van de koelmachine bij verschillende omgevings- en ijswatertemperaturen terugvinden. De oplijsting van koelvermogens en elektrische vermogens wordt gemaakt voor omgevingstemperatuur lopend van 25°C tot ongeveer 40 à 45°C. Het hoeft geen betoog dat de beoogde simulaties omgevingstemperaturen zullen bevatten die lager zijn dan 25°C, er was dus een extrapolatie van de gegevens van de koelmachineproducent nodig 49 .

49

Er wordt hier opgemerkt dat het gebruikte koelmachinemodel enkel kan interpoleren en niet kan extrapoleren.

De gemaakte extrapolatie komt de nauwkeurigheid ten goede aangezien deze gebeurt op basis van fysische wetten. Het koelmachinemodel ombouwen zodat het kan extrapoleren zou een mogelijke, maar minder goede oplossing geweest zijn.

42

Hoofdstuk 4


Tchws

T4

Ecc

T3

UAev

Tcdal

UAcd

T1 Tchwr

T2 Tcdae

Figuur 4.1: De modellering van de koelmachine toegepast bij het extrapoleren van de gegevens

Figuur 4.2: De koelcyclus toegepast bij het extrapoleren van de gegevens [9]50

De extrapolatie van de gegevens werd gemaakt op basis van een koelmachinemodel 51 dat hier verder zal worden besproken. Het koelmachinemodel werd voor alle luchtgekoelde machines uitgerekend telkens op basis van enkele gegevens uit de technische productbrochure: het 50

Het punt 4’ in deze figuur is het punt waarin het koelmiddel zich zou bevinden na een isentrope compressie.

We merken ook nog op dat we met een isenthalpe expansie rekenen; dit wil zeggen dat de enthalpie van het koelmiddel niet wijzigt tijdens het expansieproces ( h1' = h2 ' en h1 = h2 ). 51

Dit koelmachinemodel is grotendeels geïnspireerd op de koelmachinemodellen die gebaseerd zijn op een

iteratieve rekenmethode uit bijlage B4.1.4.

43

Hoofdstuk 4


koel-, compressoren ventilatorvermogen bij de verschillende beschikbare omgevings- en ijswatertemperaturen, het totale luchtdebiet, het aantal ventilatoren en het koelmiddeltype. De koelcyclus van de koelmachine wordt gemodelleerd zoals getekend in figuren 4.1 en 4.2. We veronderstellen dat er geen warmteoverdracht is tussen de omgeving en de koelmachine. We kunnen dan stellen dat de warmteafvoer in de condensor Qcd gelijk is aan de som van het koelvermogen Qcl en het compressorvermogen Ecc :

Qcl + Ecc = Qcd

(4.1)

We kunnen de termen uit voorgaande vergelijking verder uitschrijven: Qcl = m w ⋅ C pw ⋅ (Tchwr − Tchws ) = UAev ⋅ LMTDev

(4.2)

Qcd = m a ⋅ C pa ⋅ (Tcdal − Tcdae ) = UAcd ⋅ LMTDcd

(4.3)

Ecc = m r ,tot ⋅

win ηisen ⋅ηcc

(4.4)

In deze eerste berekening worden de oververhittings- en onderkoelingsgraad verwaarloosd, wat resulteert in:

T2 = T3 = Tev T1 = T4 = Tcd Bijgevolg worden beide logaritmische temperatuurverschillen gegeven door: LMTDcd =

LMTDev =

Tcdal − Tcdae ⎛ T −T ⎞ ln ⎜ cd cdae ⎟ ⎝ Tcd − Tcdal ⎠ Tchwr − Tchws ⎛ T −T ⎞ ln ⎜ chwr ev ⎟ ⎝ Tchws − Tev ⎠

(4.5)

(4.6)

De extrapolatie bestaat uit vier verschillende stappen, die hieronder elk apart besproken worden. De vier verschillende stappen worden voor elke ijswatertemperatuur doorlopen. a. Berekening van de totale warmteoverdrachtscoëfficiënt UA voor de condensor en verdamper We vertrekken vanuit een punt waarbij alle benodigde gegevens beschikbaar zijn, in dit geval werd steeds gekozen voor het punt met een omgevingstemperatuur ( Tcdae ) van 35°C. Er werd verondersteld dat bij deze omgevingstemperatuur van 35°C de temperatuur van het koelmiddel in de condensor ( Tcd ) ongeveer 5°C hoger ligt dan de temperatuur van de

44

Hoofdstuk 4


uitgaande condensorlucht ( Tcdal ) en dat de temperatuur van het koelmiddel in de verdamper ( Tev ) -1°C bedraagt. Er werd verder verondersteld dat, bij een omgevingstemperatuur van 35°C, de temperatuursval van het ijswater over de verdamper ( Tchwr − Tchws ) 5°C bedraagt. Aangezien de ijswatertemperatuur en het koelvermogen 52 gekend zijn, kan het ijswaterdebiet berekend worden met behulp van formule 4.2. Het volumedebiet van de lucht wordt rechtstreeks uit de productbrochure gehaald en vermenigvuldigd met de massadichtheid van de lucht om tot een massadebiet te komen: m a = Va ⋅ ρ a = Va ⋅

pa 101325 Pa = Va ⋅ Ra ⋅ Tcdae ⋅T 287, 05 J kg ⋅ K cdae

Aangezien het koelen het compressorvermogen gekend zijn samen met het lucht- en ijswaterdebiet, kan de temperatuur van het ijswater en van de lucht aan respectievelijk de inlaat van de verdamper ( Tchwr ) en de uitlaat van de condensor ( Tcdal ) berekend worden (formules 4.1, 4.2 en 4.3). Nu alle temperaturen gekend zijn, kunnen beide logaritmische temperatuursverschillen LMTDev en LMTDcd berekend worden (formules 4.5 en 4.6). Met formules 4.1, 4.2 en 4.3 kan men dan uit het koelen compressorvermogen en de berekende logaritmische

temperatuursverschillen

de

totale

warmteoverdrachtscoëfficiënt

van

respectievelijk de condensor en de verdamper bepalen. b. Berekening van de temperaturen in condensor en verdamper voor de andere beschikbare omgevingstemperaturen Uit de getabellariseerde waarden voor het koelen compressorvermogen bij andere omgevingstemperaturen53 kan met de berekende totale warmteoverdrachtscoëfficiënten het logaritmisch temperatuursverschil voor zowel de condensor als de verdamper bepaald worden (formules 4.1, 4.2 en 4.3). Ook de temperaturen Tchwr en Tcdal kunnen op analoge wijze als hierboven berekend worden. Bij deze berekening werd het ijswaterdebiet gelijk genomen aan de waarde die in hoofdstuk 4.2.2.a bepaald werd. Aangezien in zowel formule 4.5 als in formule 4.6 slechts één onbekende vervat zit, respectievelijk Tcd en Tev , kunnen deze waarden berekend worden. 52

Deze waarden zijn immers te vinden in de technische productbrochure.

53

Dit zijn dus alle getabellariseerde omgevingstemperaturen behalve 35°C.

45

Hoofdstuk 4


c. Berekening van het volumedebiet van het koelmiddel en het isentroop rendement van de compressor Met behulp van het computerprogramma XProps [24] en de berekende condensor- en verdampertemperatuur, kunnen de benodigde koelmiddeleigenschappen doorheen de gehele koelcyclus bepaald worden 54 . Bij deze berekeningen werd een oververhittingsgraad Tevsh van 3°C en een onderkoelingsgraad Tcdsc van 5°C verondersteld. De warmteoverdracht in de verdamper voldoet aan de vergelijking: Qev = m r ,tot ⋅ qrf = m r ,tot ⋅ ( h3' − h2' )

(4.7)

Aangezien in formule 4.7 zowel het koelvermogen als beide enthalpiewaarden gekend zijn, kan het massadebiet van het koelmiddel berekend worden. Na deling van dit berekende massadebiet door de massadichtheid55 van het koelmiddel bij de condities in de verdamper, bekomen we het volumedebiet van het koelmiddel doorheen de koelcyclus. De beschouwde koelmachines hebben enkel schroef- en scrollcompressoren, dit zijn beide volumetrische compressoren. Bijgevolg moet het volumedebiet van het koelmiddel constant zijn in alle berekende toestanden 56 . Deze controle werd dan ook voor alle berekeningen uitgevoerd. De compressorarbeid wordt bepaald door formule 4.8:

Ecc = m r ,tot ⋅

(h − h ) win = m r ,tot ⋅ 4' 3' ηisen ⋅ηcc ηisen ⋅ηcc

(4.8)

In formule 4.8 is het product van het isentroop rendement met het gecombineerd motor- en overbrengingsrendement ηisen ⋅ηcc

de enige onbekende 57 . Dit product kan bijgevolg

gemakkelijk berekend worden. Ook dit compressorrendement kan als controlewaarde dienen, het mag immers voor de verschillende waarden niet sterk variëren. In deze stap van de extrapolatie hebben we dus per opgegeven omgevingstemperatuur een volumedebiet van het koelmiddel en compressorrendement bepaald. Aangezien beide waarden nagenoeg constant blijven voor de berekende omgevingstemperaturen wordt er voor 54

Deze berekeningsmethode wordt in bijlage B4.2 verder besproken.

55

Dit is de massadichtheid van het koelmiddel in het punt 3’.

56

In de extrapolatie wordt immers enkel de vollastwerking besproken; in deellastwerking zal het

koelmiddeldebiet afnemen zoals in vroegere hoofdstukken werd besproken. 57

Vanaf hier wordt dit product der rendementen benoemd als het compressorrendement.

46

Hoofdstuk 4


beide een gemiddelde waarde berekend die in de volgende paragraaf verder zal gebruikt worden. d. Extrapolatie

van

het

koel-,

compressor-

en

ventilatorvermogen

bij

andere

omgevingstemperaturen Deze laatste stap omvat de eigenlijke extrapolatie; deze wordt via een iteratieve rekenmethode 58 uitgevoerd. Het iteratieschema staat in figuur 4.3 getekend, dit schema wordt twintig keer doorlopen. Na de keuze van de startwaarden voor de condensor- en verdampertemperatuur worden het koelen compressorvermogen bepaald met behulp van de gemiddelde waarde voor het volumedebiet van het koelmiddel en de gemiddelde waarde voor het compressorrendement. Na het berekenen van de temperatuur van de lucht aan de condensoruitlaat en de temperatuur van het ijswater aan de verdamperinlaat, worden de logaritmische temperatuurverschillen berekend met de totale warmteoverdrachtscoëfficiënten die in hoofdstuk 4.2.2.a bepaald werden 59 . Uit de logaritmische temperatuurverschillen worden dan de nieuwe waarden bepaald voor de condensor- en verdampertemperatuur. Aan de condensorzijde is er nog een extra controle op de nieuwe waarde voor de condensortemperatuur; bij een te lage condensortemperatuur wordt er immers een ventilator afgeschakeld 60 . De minimale condensortemperatuur Tcd,min werd in deze simulaties op 30°C ingesteld. Dit is een afgeschatte waarde, maar deze komt vrij goed overeen met de informatie van de koelmachineproducenten 61 . We merken nog op dat het ventilatorvermogen berekend wordt door het aantal ventilatoren in werking te vermenigvuldigen met het totaalvermogen van één ventilator.

58

Men kiest een initiële waarde, rekent het model door en bekomt een nieuwe waarde; deze nieuwe berekende

waarde wordt dan als nieuwe initiële waarde gekozen. Men doet dit totdat het verschil tussen de initiële waarde en de doorgerekende waarde verwaarloosbaar wordt. 59

In bijlage B4.3 wordt aangetoond dat de totale warmteoverdrachtscoëfficiënten voor condensor en verdamper

nagenoeg constant blijven. 60

Bij te lage condensatietemperatuur is de druk voor het expansieventiel te laag waardoor er te weinig inspuiting

door het expansieorgaan is. Hierdoor zal de verdamperdruk zakken waardoor de verdamper kan invriezen of de lagedrukbeveiliging kan aangesproken worden. 61

Zie bijlage B4.4.

47

Hoofdstuk 4

Het koelmachinemodel START INVOER:

Tchws

Tcdae

UAcd

UAev

N cf ,tot Va ,tot

m w,tot

C pa

C pw

Tcd ,min

N cf , start = N cf ,tot KIES:

Tcd , start

Tev , start

Bereken de koelcyclus zoals in B2.2.

Ecc = m r ,tot ⋅

( h4' − h3' ) ηisen ⋅ηcc

Qcd = Qcl + Ecc N m a = Va ⋅ ρ a ⋅ cf N cf ,tot Tcdal =

Qev = m r ,tot ⋅ qrf = m r ,tot ⋅ ( h3' − h2' )

Qcd + Tcdae m a ⋅ C pa

LMTDcd =

Tchwr =

Qcl + Tchws m w ⋅ C pw

LMTDev =

Qcl UAev

Bereken Tev ,nieuw uit LMTDev .

Qcd UAcd

Bereken Tcd ,nieuw uit LMTDcd .

NEEN

Tcd ,nieuw < Tcd ,min JA

N cf ,nieuw = N cf ,oud − 1 Figuur 4.3: Het iteratieschema van de laatste stap van de extrapolatie van de koelmachinegegevens

48

Hoofdstuk 4


In figuur 4.4 staat, voor één gesimuleerde koelmachine, de EER per ijswatertemperatuur weergegeven in functie van de omgevingstemperatuur 62 . De geëxtrapoleerde waarden bevinden zich links van 25°C omgevingstemperatuur. We zien onmiddellijk dat de EER bij lagere temperaturen niet blijft stijgen. Dit is te verklaren door het afschakelen van de ventilatoren: het ventilatorvermogen zal afnemen, maar doordat de condensortemperatuur toeneemt zal het benodigde compressorvermogen licht stijgen. De EER zal dus rond een welbepaalde waarde blijven schommelen.

7,0

6,0

EER (-)

5,0

4,0

3,0

2,0

1,0

0,0 0

5

10

15

20

25

30

35

40

45

50

Omgevingstemperatuur (°C) 4 °C

5 °C

6 °C

7 °C

8 °C

9 °C

Figuur 4.4: Grafiek van de EER per ijswatertemperatuur in functie van de omgevingstemperatuur inclusief de geëxtrapoleerde waarden

62

In bijlage B4.5 zijn ter volledigheid de grafieken voor het koel-, compressoren ventilatorvermogen voor

dezelfde koelmachine gegeven.

49

Hoofdstuk 4


4.3. Modellering van de watergekoelde koelmachines Het model voor de watergekoelde machines werd eveneens teruggevonden in de ‘TESSbibliotheek’; het betreft hier het type 666 [25]. Dit model rekent volgens dezelfde werkwijze

als het model voor de luchtgekoelde machine en is dan ook analoog opgebouwd. Het enige verschil tussen beide bestaat in het feit dat het model voor de watergekoelde machine interpoleert tussen verschillende koelwatertemperaturen in plaats van tussen verschillende omgevingstemperaturen. Het model van de watergekoelde machine heeft ook een extra uitgangswaarde namelijk de temperatuur van het koelwater na het doorlopen van de condensor.

50

Hoofdstuk 5

De simulatieresultaten

Hoofdstuk 5: De simulatieresultaten In dit hoofdstuk worden alle simulatieresultaten behandeld; er dient echter eerst kort beschreven te worden hoe deze simulatieresultaten bekomen werden. Deze beschrijving volgt hieronder voor zowel de lucht- als watergekoelde koelmachines.

5.1. Beschrijving van de koelmachinesimulaties 5.1.1. Simulatie van de luchtgekoelde koelmachines

Figuur 5.1: De opbouw van de simulatie voor luchtgekoelde koelmachines in de ‘TRNSYS Simulation Studio’

In figuur 5.1 staat de opbouw van de simulatie van de luchtgekoelde koelmachines in de ‘TRNSYS Simulation Studio’ schematisch weergegeven. De rode lijnen in de figuur duiden op

overdracht van omgevingsomstandigheden, de blauwe lijnen op de gegevens die verband houden met het ijswatercircuit en de gestippelde lijnen op overdracht van informatie en controlesignalen. In de linkerbovenhoek van figuur 5.1 staat de component ‘Data weersomstandigheden’. Deze component, gekoppeld met de component ‘Oriëntatie’, is de basis van onze simulatie en kan met behulp van het externe TMY2-bestand alle omgevingscondities bepalen 63 . De component ‘Psychrometrie – Omgeving’ koppelt de omgevingstemperatuur naar de ‘Ijswatertank’ en de ‘Luchtgekoelde koelmachine’. De ijswatertank vormt een thermisch buffervat en is zodanig

gedimensioneerd dat de compressor(en) van de koelmachine niet overmatig aan- en 63

In ons geval is het TMY2-bestand opnieuw een file die de weersomstandigheden in Brussel over een

referentiejaar beschrijft.

51

Hoofdstuk 5


uitschakelen. De opwarming van de ‘Ijswatertank’ wordt berekend in ‘Bepaling temperatuur’ met behulp van het ingestelde ijswaterdebiet dat uit de component ‘Massadebiet’ ingelezen wordt en de koelvraag van het gekoppelde gebouw, in dit geval de component ‘Koellast Hendrik Conscience- gebouw’. ‘Regeling koelmachine’ regelt de werking van de koelmachine. Als de temperatuur in de

buffertank hoger wordt dan 9°C, dan wordt de koelmachine die ijswater van 7°C aanmaakt in werking gesteld tot de temperatuur van de buffertank daalt tot onder 8°C. De component ‘Luchtgekoelde koelmachine’ bepaalt dan aan de hand van dit controlesignaal, de

omgevingstemperatuur, de insteltemperatuur van het ijswater, de temperatuur in het buffervat en het ijswaterdebiet wat het geleverde koelvermogen dient te zijn en hoeveel elektrisch vermogen hierbij opgenomen wordt. We merken nog op dat de tijdstap van de simulaties 10 minuten bedraagt 64 , dit is immers een aanvaardbare grenswaarde voor de minimale schakeltijd 65 van de compressor(en).

5.1.2. Simulatie van de watergekoelde koelmachines In figuur 5.2 staat de opbouw van de simulatie van de watergekoelde koelmachines in de ‘TRNSYS Simulation Studio’ schematisch weergegeven. De kleurencode werd analoog

gehouden aan de simulaties van de luchtgekoelde koelmachines; de groene lijnen duiden op overdracht van gegevens die te maken hebben met het koelwatercircuit. Deze simulatie werd op dezelfde manier opgebouwd als de simulatie van de luchtgekoelde koelmachines, bijgevolg worden hier enkel de nieuw toegevoegde componenten besproken. De component ‘Koelwater- en sproeipomp’ 66 berekent hoe groot de pompenergie is bij een opgegeven massadebiet koelwater, dit opgegeven massadebiet komt uit ‘Massadebiet koelwater’. De component ‘Free chilling’ bepaalt of er ‘free chilling’ mogelijk is en stuurt de

nodige controlesignalen uit. Bij het toepassen van ‘free chilling’ wordt het koelwater afkomstig uit de ‘Koeltoren’ in de ‘Warmtewisselaar free chilling’ gestuurd om zo het ijswater te koelen. Als het te warm is om ‘free chilling’ toe te passen dan wordt het koelwater uit de ‘Koeltoren’ naar de ‘Watergekoelde koelmachine’ gestuurd. De component ‘Regeling 64

De gebouwensimulatie werd ook met een tijdstap van 10 minuten uitgevoerd.

65

Hiermee wordt bedoeld dat de compressor maximaal één keer per 10 minuten kan opstarten.

66

De koelwaterpompen zijn verantwoordelijk voor het rondpompen van het koelwaterdebiet, de sproeipomp

zorgt voor de circulatie van het water dat in de indirecte koeltoren verneveld wordt (zie ook bijlage B2.2.2).

52

Hoofdstuk 5


koeltoren’ zorgt er voor dat de temperatuur van het koelwater afkomstig van de koeltoren op

de gewenste temperatuur staat.

Figuur 5.2: De opbouw van de simulatie voor watergekoelde koelmachines in de ‘TRNSYS Simulation Studio’ 67

De gesimuleerde koeltorens zijn indirecte koeltorens met radiale ventilatoren. Koeltorens met radiale ventilatoren zijn energetisch minder gunstig dan hun varianten met axiale ventilatoren; het opgenomen vermogen van een radiale ventilator is voor eenzelfde geleverd luchtdebiet immers ongeveer twee keer hoger dan bij een axiale ventilator. Het voordeel van radiale ventilatoren ligt in het feit dat er een hogere tegendruk kan overwonnen worden. Radiale ventilatoren veroorzaken ook minder geluid, maar het verschil in geluidsproductie is minimaal; men kan immers ook voor axiale ventilatoren kiezen met een speciaal geluidsbeperkend ontwerp.

67

De fysische ijswaterkring is hier niet eenvoudig zichtbaar. In realiteit loopt er ijswater uit de ‘Ijswatertank’

naar de ‘Watergekoelde koelmachine’ en terug. Het ijswater dat van de ‘Ijswatertank’ naar de ‘Watergekoelde koelmachine’ loopt is zichtbaar op de figuur. Het water dat van de ‘Watergekoelde koelmachine’ naar de ‘Ijswatertank’ loopt, doet dit via de component ‘Free chilling’ zodat de simulatie ook ‘free chilling’ in rekening kan brengen.

53

Hoofdstuk 5


5.2. De prestatie van koelmachines in deellastwerking Het hoeft geen betoog dat de EER een goede parameter is om de performantie van een koelmachine in vollastwerking te karakteriseren, maar de EER geeft veel minder informatie over de prestatie van de koelmachine in deellastregime. Bij het bepalen van de ESEERwaarde van een koelmachine neemt men wel informatie rond de deellastwerking in de berekening op, een hogere ESEER-waarde zou dus een betere performantie in deellastregime dienen te betekenen. Deze stelling wordt hier onderzocht. Om een goede vergelijking te kunnen maken, dienen alle onderzochte koelmachines op een gelijkmatige manier in deellast belast te worden. Hiertoe werd er een vergelijking gemaakt tussen de maximale koelvraag van het gebouw ( ≈ 1500 kW) en het maximaal leverbare koelvermogen van de koelmachine. Indien het maximale koelvermogen van de koelmachine bijvoorbeeld 500 kW bedroeg, werden er drie van dergelijke koelmachines in parallel geschakeld die ten allen tijde even zwaar belast werden. De gesimuleerde koelmachines werken dus altijd bij dezelfde PLR 68 .

5.2.1. Luchtgekoelde koelmachines De simulatieresultaten voor de luchtgekoelde machines worden getoond in figuur 5.3; de berekende SEER 69 werd hierbij uitgezet ten opzichte van de opgegeven ESEER. We kunnen zien dat de SEER en de ESEER vrij goed overeen komen voor de McQuay-koelmachines, in de simulatieresultaten van de York-koelmachines zien we echter een grote spreiding van de simulatieresultaten. Deze grote spreiding wordt veroorzaakt door een minder correct koelmachinemodel 70 . Uit verdere simulaties bleek nogmaals dat de simulatiemodellen voor de York-koelmachines resulteerden in onaanvaardbare of onlogische simulatieresultaten. De simulatieresultaten van de York-koelmachines worden in de rest van deze scriptie dan ook verworpen.

68 69

In wat volgt zullen we deze controlestrategie de deellastregeling noemen. De SEER of ‘Seasonal Energy Efficiency Ratio’ is gelijk aan het geleverde koelvermogen tijdens het

referentiejaar gedeeld door het elektrisch vermogen dat hierbij werd opgenomen. 70

De gegevens die bij York werden bekomen waren minder uitgebreid dan de gegevens die bij McQuay werden

verworven waardoor de nauwkeurigheid van het model in het gedrang kwam.

54

Hoofdstuk 5


5,0

4,5

SEER (-)

4,0

3,5

3,0

2,5

2,0 2,0

2,5

3,0

3,5

4,0

4,5

5,0

ESEER (-) Luchtgekoeld McQuay

Luchtgekoeld York

Figuur 5.3: De gesimuleerde SEER bij de deellastregeling in functie van de ESEER voor de verschillende gesimuleerde luchtgekoelde koelmachines

We kunnen de simulatieresultaten verder in detail bekijken door de simulatieresultaten op te splitsen volgens de verschillende vermogensklassen van de koelmachines (figuur 5.4). De opsplitsing per vermogensklasse is nodig om een juiste vergelijking tussen de verschillende koelmachines te kunnen maken. Koelmachines uit verschillende vermogensklassen kunnen immers een verschillende minimale capaciteitstrap hebben en bijgevolg ook een verschillend gedrag vertonen bij dezelfde belasting. In figuur 5.4 kunnen we zien dat de prestatie van de koelmachine in deellastwerking voor het gesimuleerde gebouw eigenlijk onderschat wordt door de ESEER, behalve voor de koelmachines van 1000 kW waar de ESEER een goede schatting geeft voor de SEER. Het verschil tussen de koelmachines van 1000 kW en de andere koelmachinecombinaties ligt in het feit dat het koelvermogen van alle andere koelmachines een geheel veelvoud is van de maximale koellast ( ≈ 1500 kW). De combinatie van twee koelmachines van 1000 kW geeft een maximaal koelvermogen van 2000 kW wat 500 kW hoger is dan de maximale koellast. De deellastregeling zorgt er voor dat de koelmachines als één geheel werken. Het gesimuleerde koellastprofiel geeft bij één grote koelmachine aanleiding tot een groot aantal werkingsuren bij lage koellast (figuur 3.11). Het opstellen van een koelmachinecombinatie met een totaal koelvermogen van 1500 kW geeft vele werkingsuren bij lage PLR’s. Indien men het koelmachinepark overdimensioneert en

55

Hoofdstuk 5


kiest voor een koelmachinecombinatie met een totaal koelvermogen van 2000 kW, dan zal de gemiddelde PLR nog meer dalen. Aangezien de prestatie van een koelmachine bij zeer lage PLR sterk vermindert (figuur 5.9), is het logisch dat de SEER van de koelmachines van 1000 kW lager ligt dan deze van de andere machines.

4,5

SEER (-)

4,0

3,5

3,0 3,0

3,5

4,0

4,5

ESEER (-) 1 x 1500 kW

2 x 1000 kW

2 x 750 kW

3 x 500 kW

6 x 250 kW

Figuur 5.4: De gesimuleerde SEER bij de deellastregeling in functie van de ESEER voor de verschillende gesimuleerde luchtgekoelde koelmachines opgesplitst per vermogensklasse

Men zou uit bovenstaande simulatieresultaten kunnen besluiten dat kleinere koelmachines beter in deellast presteren dan grotere koelmachines met een vergelijkbare ESEER-waarde. Men moet echter opletten met dergelijke besluiten aangezien grotere machines een lagere minimale capaciteitstrap hebben, dit betekent dat de buffertank bij deze machines kleiner kan gedimensioneerd worden 71 . De kleinere koelmachines hebben een hogere minimale capaciteitstrap maar zijn hier door de simulatiestrategie gesimuleerd als één grote koelmachine. Men kan de prestatie van de kleine koelmachines beter vergelijken met de 71

Dit geldt enkel voor de deellastregeling aangezien alle koelmachines hier gecombineerd worden tot één

koelmachine van 1500 kW (of 2000 kW). In realiteit zal men bijvoorbeeld een cascaderegeling toepassen waarbij de buffertank gedimensioneerd wordt op de minimale capaciteitstrap van één koelmachine. Grotere koelmachines hebben een lagere minimale capaciteitstrap dan kleinere koelmachines. De combinatie van een lagere minimale capaciteitstrap met een hoger maximaal koelvermogen resulteert in een buffertankvolume dat slechts weinig verandert voor de verschillende koelvermogens.

56

Hoofdstuk 5


prestatie van de grote koelmachines als de controlestrategie realistisch is zoals bijvoorbeeld de cascaderegeling. De simulatieresultaten bij het toepassen van de cascaderegeling worden verder in dit hoofdstuk besproken 72 . We kunnen uit bovenstaande figuren echter wel concluderen dat een hogere ESEER-waarde resulteert in een betere deellastwerking van de koelmachine; de ESEER is bijgevolg een goede performantie-indicator voor deellastwerking.

5.2.2. Watergekoelde koelmachines Aangezien

men

bij

watergekoelde

koelmachines 73

meestal

voor

een

constante

koelwatertemperatuur kiest, werd een eerste simulatie uitgevoerd met een constante koelwatertemperatuur van 25°C 74 . De simulatieresultaten worden getoond in figuren 5.5 en 5.6; deze figuren tonen respectievelijk de berekende SEERmachine en de berekende SEERtotaal in functie van de opgegeven ESEER 75 . De waarden van SEERtotaal liggen duidelijk een stuk lager dan de SEERmachine-waarden wat op een niet verwaarloosbare invloed van het pompen koeltorenvermogen op de prestatie van de totale koelinstallatie duidt. We zien ook dat het verloop van de SEERtotaal een stuk vlakker is dan het verloop van SEERmachine. Een afnemend compressorvermogen bij eenzelfde geleverd koelvermogen resulteert in een licht dalend koeltorenvermogen en nagenoeg hetzelfde pompvermogen 76 . Aangezien het pompvermogen nauwelijks daalt, zal het verloop van de SEERtotaal wat afgevlakt worden. De ESEER geeft hier blijkbaar een lichte overschatting van de prestatie van de koelmachine (figuur 5.5). Dit lijkt logisch aangezien de koelwatertemperaturen gebruikt in de definitie van de ESEER variëren in functie van de PLR en bijgevolg ook lager kunnen zijn dan 25°C. Aangezien een koelmachine beter presteert bij lagere koelwatertemperaturen, zal de ESEER 72

Zie hoofdstuk 5.3.

73

De watergekoelde koelmachines werden elk apart voorzien van een koeltoren met koelwaterpomp.

74

Hiermee wordt bedoeld dat de koelwatertemperatuur minimaal gelijk is aan 25°C. In warme (zomer)periodes

is het echter mogelijk dat de koeltoren door de invloed van de omgevingsomstandigheden het koelwater niet kan koelen tot 25°C. Indien dit het geval is, worden de ventilatoren van de koeltoren op maximaal vermogen aangedreven om de koelwatertemperatuur toch zo laag mogelijk te houden. 75

We maken hier onderscheid tussen de SEERmachine die de prestatie van de koelmachine uitdrukt en de

SEERtotaal die ook rekening houdt met het verbruikte pompen koeltorenvermogen. 76

De koeltoren moet immers minder warmte afvoeren omdat het compressorvermogen gedaald is; het

pompvermogen blijft nagenoeg constant aangezien hetzelfde koelwaterdebiet dient rondgepompt te worden.

57

Hoofdstuk 5


de SEERmachine voor een constante koelwatertemperatuur van 25°C overschatten. Indien we dezelfde temperatuurdefinities nemen als in de ESEER-definitie, dan krijgen we figuren 5.7 en 5.8 als resultaat. Het mag duidelijk blijken dat het verband tussen de SEERmachine en de ESEER in dit geval beter en nagenoeg lineair is. Dit bevestigt de kracht van de ESEER als performantie-indicator. Alle verdere simulatieresultaten werden echter toch bekomen bij een constante koelwatertemperatuur van 25°C. Dit omdat de koeltorenregeling meestal zo wordt uitgevoerd en ook omdat het toepassen van een variërende koelwatertemperatuur in functie van de PLR van de koelmachine resulteert in een lagere SEERtotaal. Het dalen van de prestatie van het totale koelsysteem wordt veroorzaakt door het stijgen van het koeltorenvermogen bij een lagere instelling voor de koelwatertemperatuur 77 .

7,5

SEERmachine (-)

6,5

5,5

4,5

3,5

2,5 2,5

3,5

4,5

5,5

6,5

7,5

ESEER (-) 1 x 1500 kW

2 x 1000 kW

2 x 750 kW

3 x 500 kW

6 x 250 kW

Figuur 5.5: De gesimuleerde SEERmachine bij de deellastregeling in functie van de ESEER voor de verschillende gesimuleerde watergekoelde koelmachines bij een vaste koelwatertemperatuur van 25°C

77

Zie hoofdstuk 5.6.

58

Hoofdstuk 5


7,5

SEERtotaal (-)

6,5

5,5

4,5

3,5

2,5 2,5

3,5

4,5

5,5

6,5

7,5

ESEER (-) 1 x 1500 kW

2 x 1000 kW

2 x 750 kW

3 x 500 kW

6 x 250 kW

Figuur 5.6: De gesimuleerde SEERtotaal bij de deellastregeling in functie van de ESEER voor de verschillende gesimuleerde watergekoelde koelmachines bij een vaste koelwatertemperatuur van 25°C

7,5

SEERmachine (-)

6,5

5,5

4,5

3,5

2,5 2,5

3,5

4,5

5,5

6,5

7,5

ESEER (-) 1 x 1500 kW

2 x 1000 kW

2 x 750 kW

3 x 500 kW

6 x 250 kW

Figuur 5.7: De gesimuleerde SEERmachine bij de deellastregeling in functie van de ESEER voor de verschillende gesimuleerde watergekoelde koelmachines bij een koelwatertemperatuur die volgens de ESEER-definitie varieert

59

Hoofdstuk 5


7,5

SEERtotaal (-)

6,5

5,5

4,5

3,5

2,5 2,5

3,5

4,5

5,5

6,5

7,5

ESEER (-) 1 x 1500 kW

2 x 1000 kW

2 x 750 kW

3 x 500 kW

6 x 250 kW

Figuur 5.8: De gesimuleerde SEERmachine bij de deellastregeling in functie van de ESEER voor de verschillende gesimuleerde watergekoelde koelmachines bij een koelwatertemperatuur die volgens de ESEER-definitie varieert

5.3. De cascaderegeling De regelstrategie die in voorgaande sectie werd besproken wordt in de praktijk nooit toegepast. Men zal bij voorgaande regelstrategie de koelmachine immers grotendeels aansturen bij lage PLR’s, wat zowel voor lucht- als voor watergekoelde koelmachines nefast is voor de prestatie; dit is te zien in figuren 5.9 en 5.10. Men zal in realiteit zoveel mogelijk vermijden dat koelmachines bij lage PLR’s werken; men kan dit verwezenlijken door een cascaderegeling toe te passen. De regelstrategie van een cascaderegeling is vrij eenvoudig; ze wordt hieronder samen met de bijhorende simulatieresultaten besproken. Bij de cascaderegeling is het niet altijd zo dat alle machines tegelijkertijd werken, het aantal machines in werking hangt af van de gevraagde koellast. Men zal pogen de koellast te laten leveren door één koelmachine, indien dit niet lukt, zal men een tweede machine bijschakelen terwijl de eerste machine in vollastregime blijft werken. Men kan zo een derde, vierde,… koelmachine bijschakelen om aan de koellast te voldoen. Het is duidelijk dat de cascaderegeling geen nieuwe resultaten zal opleveren voor de koelmachines van 1500 kW, deze machines worden hier dan ook niet verder besproken. Bij de kleinere koelmachines zorgt de cascaderegeling er echter voor dat er slechts één koelmachine in deellastregime werkt. De 60

Hoofdstuk 5


cascaderegeling zal dan ook voor een winst in efficiëntie zorgen want in vergelijking met de deellastregeling zal de koelmachine bij stijgende koellast sneller uit het ongunstige gebied van lage PLR weglopen naar het gebied van hoge PLR. De koelmachines die in vollast werken hebben ook een goede, echter niet altijd optimale 78 , efficiëntie.

3,2

EER (-)

EER (-)

2,9

2 ,5

1,9 0

20

40

60

80

10 0

0

20

40

PLR (-)

60

80

100

PLR (-)

Figuur 5.9: Twee realistische deellastprofielen voor luchtgekoelde koelmachines 79

EER (-)

6,0

EER (-)

5,0

3,0

3,0 0

20

40

60

80

100

0

PLR (-)

20

40

60

80

100

PLR (-)

Figuur 5.10: Twee realistische deellastprofielen voor watergekoelde koelmachines79

5.3.1. Luchtgekoelde koelmachines In tabel 5.1 is de minimale en maximale procentuele energiebesparing 80 neergeschreven voor de verschillende gesimuleerde luchtgekoelde koelmachines uit dezelfde vermogensklasse. Er werd telkens ook uitgeschreven hoe groot de minimale en maximale energiebesparing op

78

Uit figuren 5.9 en 5.10 blijkt dat de maximale EER van koelmachines niet altijd bij vollast, dit is bij een PLR

van 100%, ligt. De EER is meestal maximaal voor PLR’s die net onder de 100% liggen. 79

Deze figuren werden om confidentialiteitsredenen verkleind weergegeven zonder vermelding van producent

en type; de schaalaanduiding werd om dezelfde redenen beperkt gehouden. Het mag echter wel uit beide figuren blijken dat de prestatie van de koelmachine sterk afneemt bij lage PLR’s. 80

De energiebesparing is gelijk aan het hoogste energieverbruik verminderd met het laagste energieverbruik. Als

we deze energiebesparing delen door het hoogste energieverbruik, dan krijgen we de procentuele energiebesparing.

61

Hoofdstuk 5


jaarbasis in absolute waarde is voor het Hendrik Conscience-gebouw. Het is duidelijk dat de cascaderegeling superieur is aan de deellastregeling. De simulatieresultaten bevestigen dus ons vermoeden. Minimale Maximale Minimale absolute Maximale absolute procentuele procentuele energiebesparing energiebesparing energiebesparing energiebesparing (MWh) (MWh) (%) (%) 1000 5,393 6,336 13,5 19,0 750 5,258 7,035 13,1 20,6 500 1,459 9,408 3,2 31,6 250 5,217 6,914 12,1 19,9 Tabel 5.1: De procentuele en absolute energiebesparing bij het toepassen van de cascaderegeling in plaats Vermogensklasse koelmachine (kW)

van de deellastregeling bij luchtgekoelde koelmachines

4,4 4,2

SEER (-)

4,0 3,8 3,6 3,4 3,2 3,0 3,0

3,2

3,4

3,6

3,8

4,0

4,2

4,4

ESEER (-) 1000 kW

750 kW

500 kW

250 kW

Figuur 5.11: De gesimuleerde SEER bij de cascaderegeling in functie van de ESEER voor de verschillende gesimuleerde luchtgekoelde koelmachines opgesplitst per vermogensklasse

In figuur 5.11 is te zien dat een hogere ESEER-waarde nog steeds resulteert in een betere prestatie van de koelmachine. We merken hier wel op dat de invloed van de ESEER op de prestatie hier wat uitgemiddeld wordt bij de kleinere koelmachines van 250 kW. Bij deze koelmachines zullen er bij een gemiddelde koellast reeds enkele koelmachines op vollast draaien, de efficiëntie van de koelmachine die in deellast werkt is in verhouding veel minder belangrijk dan de efficiëntie van de koelmachines die in vollastregime werken. In de

62

Hoofdstuk 5


betreffende simulatieresultaten was dan ook te zien dat er tussen de SEER en de EER een beter lineair verband bestond dan tussen de SEER en de ESEER. Aangezien de meeste koelmachines een piek in efficiëntie vertonen bij een PLR die iets onder de eenheid ligt, werd onderzocht of het mogelijk was om de prestatie van het koelmachinepark op te drijven door de cascaderegeling licht aan te passen. Er werd voor geopteerd om de eerste koelmachine tot bijvoorbeeld een PLR van 90% te laten werken en vervolgens de tweede koelmachine aan te schakelen; de eerste koelmachine blijft bij een PLR van 90% werken terwijl de andere koelmachine in deellast werkt. Op deze manier werden er verschillende grenswaarden onderzocht. Uit de verschillende simulaties is gebleken dat er een kleine winst geboekt werd in vergelijking met de gewone cascaderegeling en dit omdat de meeste koelmachines een hogere EER hebben bij PLR’s net onder één. De grootste winst in energieprestatie werd geboekt als de koelmachines in vollast werkten bij de PLR waarbij hun EER maximaal was. Aangezien de winst in energiebesparing voor de meeste koelmachines relatief beperkt bleef en kleiner is dan de winst geboekt bij de ‘cascaderegeling met deellastwerking’ 81 ; wordt deze aangepaste cascaderegeling hier niet verder in detail

besproken.

5.3.2. Watergekoelde koelmachines In tabel 5.2 wordt de minimale en maximale energiebesparing gegeven voor de verschillende watergekoelde koelmachines gegeven. Het spreekt voor zich dat de energiebesparing hier berekend wordt met behulp van de verschillende SEERtotaal-waarden en niet met de SEERmachine-waarden. Ook hier blijkt de cascaderegeling superieur te zijn aan de deellastregeling. Minimale Maximale Minimale absolute Maximale absolute procentuele procentuele energiebesparing energiebesparing energiebesparing energiebesparing (MWh) (MWh) (%) (%) 1000 10,458 14,291 24,9 40,2 750 8,828 11,758 19,3 30,8 500 13,138 28,384 31,9 77,9 250 14,427 38,6 Tabel 5.2: De procentuele en absolute energiebesparing bij het toepassen van de cascaderegeling in plaats

Vermogensklasse koelmachine (kW)

van de deellastregeling bij watergekoelde koelmachines 82 81

Deze regelstrategie wordt in hoofdstuk 5.4 besproken.

82

Aangezien er slechts één watergekoelde koelmachine van 250 kW gesimuleerd werd, kan er maar één waarde

neergeschreven worden.

63

Hoofdstuk 5


7,5

SEERmachine (-)

6,5

5,5

4,5

3,5

2,5 2,5

3,5

4,5

5,5

6,5

7,5

ESEER (-) 1000 kW

750 kW

500 kW

250 kW

Figuur 5.12: De gesimuleerde SEERmachine bij de cascaderegeling in functie van de ESEER voor de verschillende gesimuleerde watergekoelde koelmachines opgesplitst per vermogensklasse

7,5

SEERtotaal (-)

6,5

5,5

4,5

3,5

2,5 2,5

3,5

4,5

5,5

6,5

7,5

ESEER (-) 1000 kW

750 kW

500 kW

250 kW

Figuur 5.13: De gesimuleerde SEERtotaal bij de cascaderegeling in functie van de ESEER voor de verschillende gesimuleerde watergekoelde koelmachines opgesplitst per vermogensklasse

64

Hoofdstuk 5


In figuur 5.12 is te zien dat een betere ESEER-waarde opnieuw een betere prestatie van de koelmachine betekent. In figuur 5.13 zien we dat het verloop van de SEERtotaal opnieuw een afgevlakt verloop van de SEERmachine beschrijft. Er werd opnieuw onderzocht of er een winst in efficiëntie mogelijk was door de koelmachines te regelen met een aangepaste cascaderegeling waarbij de koelmachines in vollast bijvoorbeeld werkten bij een PLR van 90%. Bij de watergekoelde koelmachines trad er nauwelijks energiewinst op bij deze regelstrategie. De reden hiervoor is vrij voor de hand liggend: watergekoelde koelmachines hebben immers een relatief vlak deellastprofiel (figuur 5.10).

5.3.3. Invloed van de koelmachineparksamenstelling op de energieprestatie Men kan zich de vraag stellen of het voordeliger is om een koelmachinepark op te bouwen uit koelmachines met een verschillend nominaal koelvermogen. Men kan de prestatie van verschillende samenstellingen van koelmachines enkel goed vergelijken als alle koelmachines eenzelfde deel- en vollastgedrag vertonen. Dit is eenvoudig te realiseren met het gekozen koelmachinemodel. De koelmachinemodellen werden voor deze simulatie gekoppeld met dezelfde tekstbestanden, ook de nominale COP werd gelijk gehouden; het was enkel het nominale koelvermogen dat varieerde. Het spreekt voor zich dat men uit deze simulatieresultaten enkel kwalitatieve en geen kwantitatieve besluiten kan trekken, de beschouwde koelmachines zijn immers onbestaand.

Koelmachinecombinatie SEER (-) Koelmachinecombinatie SEER (-) 500 kW & 1000 kW 4,324 3 x 250 kW & 750 kW (vanaf 500 kW) 4,299 250 kW & 500 kW & 750 kW 4,324 250 kW & 500 kW & 750 kW 4.290 2 x 250 kW & 1000 kW 4,303 2 x 250 kW & 2 x 500 kW 4,283 3 x 250 kW & 750 kW (vanaf 500 kW) 83 4,301 3 x 250 kW & 750 kW (vanaf 750 kW) 4,282 3 x 500 kW 4,295 6 x 250 kW 4,282 2 x 750 kW 4,286 2 x 250 kW & 1000 kW 4,271 2 x 250 kW & 2 x 500 kW 4,276 500 kW & 1000 kW 4,257 3 x 250 kW & 750 kW (vanaf 750 kW) 4,276 3 x 500 kW 4,251 6 x 250 kW 4,276 2 x 750 kW 4,218 2 x 1000 kW 4,275 2 x 1000 kW 4,152 Tabel 5.3: De gesimuleerde SEER-waarden bij de cascaderegeling gerangschikt van groot naar klein voor het deellastgedrag van figuur 5.9

83

De koelmachine van 750 kW neemt het hier over van de koelmachines van 250 kW als de koellast groter

wordt dan 500 kW.

65

Hoofdstuk 5


In tabel 5.3 worden de verschillende gesimuleerde SEER-waarden gerangschikt van groot naar klein weergegeven voor beide deellastprofielen uit figuur 5.9. De simulaties werden hier uitgevoerd met luchtgekoelde koelmachines, analoge simulaties met watergekoelde koelmachines gaven vrij analoge resultaten. De controlestrategie die toegepast werd om tot deze resultaten te komen is overal een eenvoudige cascaderegeling. Bij koelmachines met een verschillend koelvermogen wordt eerst de kleinste koelmachine aangeschakeld, nadien wordt een grotere koelmachine aangeschakeld en wordt de kleinste koelmachine uitgeschakeld. Indien de grootste koelmachine de koellast niet kan leveren dan schakelen de kleinere koelmachines opnieuw bij. Bij maximale koellast zullen uiteindelijk alle koelmachines in werking zijn. We bespreken de resultaten uit tabel 5.2 hier niet in detail, maar we kunnen algemeen besluiten dat de combinatie ‘250 kW & 500 kW & 750 kW’ voor beide deellastprofielen een goede energieprestatie geeft. De reden hiervoor is vrij eenvoudig: als de koelmachine van 500 kW aanschakelt, zal ze dit doen bij een PLR van 50%; de koelmachine van 750 kW zal aanschakelen bij een PLR rond de 66%. Hier wordt het gebied van lage PLR’s en bijgevolg minder goede prestatie meer vermeden dan bij de gewone cascaderegeling. Het is deze vaststelling die ons naar de controlestrategie uit hoofdstuk 5.4 heeft geleid.

5.4. De ‘cascaderegeling in deellast’ Uit de simulatieresultaten van tabel 5.3 werd reeds afgeleid dat het blijkbaar voordelig kan zijn om er voor te zorgen dat een koelmachine aanschakelt bij een relatief hoge PLR. Er werden daarom verschillende simulaties uitgevoerd voor een ‘cascaderegeling in deellast’. Deze controlestrategie is relatief eenvoudig opgebouwd; men vertrekt opnieuw van een eerste koelmachine die alle koellast levert. Indien de eerste koelmachine de gevraagde koellast niet meer kan leveren, dan schakelt er een tweede koelmachine bij, enz. Voorgaande redenering is dus volledig analoog aan de gewone cascaderegeling. Het verschil tussen de gewone cascaderegeling en de ‘cascaderegeling in deellast’ ligt in het gedrag van de koelmachines die bij vollast draaien: bij het aanschakelen van de tweede koelmachine gaat de eerste koelmachine slechts een deel van zijn vollastvermogen leveren. Bij het aanschakelen van de tweede koelmachine zal de koelmachine in vollastvermogen bijvoorbeeld terugschakelen tot een PLR van 80% waardoor de PLR van de koelmachine in deellast gevoelig zal stijgen. De koelmachine in deellast zal bij een hogere PLR starten en zal dus beter presteren in vergelijking met de gewone cascaderegeling, terwijl de prestatie van de teruggeschakelde koelmachine in vollast slechts licht afneemt. Eens beide koelmachines dezelfde PLR bereiken,

66

Hoofdstuk 5


werd er voor gekozen om beide machines bij eenzelfde PLR te laten werken totdat beide koelmachines hun vollastvermogen bereiken. Daarna kan eventueel een derde koelmachine bijschakelen waardoor beide koelmachines in vollast opnieuw terugschakelen naar een lagere PLR-waarde.

5.4.1. Luchtgekoelde koelmachines Er werden verschillende waarden gekozen voor de PLR tot waar de koelmachine(s) in vollast terugschakelen; met name 90%, 80%, 70%, 60% en 50% 84 . De optimale grenswaarde blijkt voor nagenoeg alle luchtgekoelde koelmachines gelijk te zijn aan 60%. Er zijn enkele koelmachines met een relatief vlak deellastprofiel die een optimale grenswaarde hebben van 50%. De energiewinst bij het overschakelen van een grenswaarde van 60% naar een grenswaarde van 50% is voor deze koelmachines echter zeer beperkt zodat men algemeen kan stellen dat de optimale grenswaarde voor de onderzochte luchtgekoelde koelmachines gelijk is aan 60%. Minimale Maximale Minimale absolute Maximale absolute procentuele procentuele energiebesparing energiebesparing energiebesparing energiebesparing (MWh) (MWh) (%) (%) 1000 0,001 0,164 0,1 0,5 750 0,072 0,233 0,2 0,6 500 0,310 0,879 0,7 2,7 250 0,433 1,774 1,0 3,9 Tabel 5.4: De procentuele en absolute energiebesparing bij het toepassen van de ‘cascaderegeling in


deellast’ in plaats van de gewone cascaderegeling bij luchtgekoelde koelmachines

In tabel 5.4 is de minimale en maximale energiebesparing in vergelijking met de gewone cascaderegeling

neergeschreven

voor

de

verschillende

gesimuleerde

luchtgekoelde

koelmachines. Het is duidelijk dat men een energiebesparing kan doorvoeren door de regelstrategie van de koelmachines aan te passen, wat trouwens meestal een relatief eenvoudige ingreep is. De hier voorgestelde controlestrategie is slechts een aanzet tot dé optimale controlestrategie 85 voor een welbepaald koelmachinepark. Deze optimale controlestrategie is immers sterk afhankelijk van de gekozen koelmachines, hun respectief deellastgedrag en het opgelegde koellastprofiel. De energiewinsten van dé optimale 84

Het heeft geen nut om waarden onder de 50% te onderzoeken; dit zou immers steeds in dezelfde

simulatieresultaten als bij 50% resulteren aangezien alle koelmachines in werking dan steeds bij dezelfde PLR werken. 85

Hiermee wordt de controlestrategie bedoeld die in alle situaties de hoogst mogelijke EER-waarde heeft.

67

Hoofdstuk 5


controlestrategie ten opzichte van de ‘cascaderegeling in deellast’ zullen waarschijnlijk een stuk kleiner zijn dan de waarden in tabel 5.4 aangezien de gradiënt van de EER in figuren 5.9 en 5.10 veel kleiner is buiten het gebied van de lage PLR’s. Aangezien het bepalen van dé optimale controlestrategie een moeilijke oefening is, kan men de ‘cascaderegeling in deellast’ als een aanvaardbaar alternatief voor dé optimale controlestrategie gebruiken. Uit tabel 5.4 blijkt dat de mogelijke energiebesparing stijgt bij een dalend koelvermogen. De ‘cascaderegeling in deellast’ verschilt pas van de gewone cascaderegeling als er

koelmachines bijgeschakeld worden. Hoe lager het koelvermogen van de koelmachine, hoe meer koelmachines er zullen bijschakelen bij het stijgen van de koellast naar zijn maximale waarde. De besparing zal dus toenemen bij een dalend nominaal koelvermogen van de koelmachines. De procentuele energiebesparing lijkt aan de lage kant. Aangezien het aanpassen van de regelstrategie meestal een eenvoudige ingreep is, wordt het toch aangeraden om deze nieuwe controlestrategie toe te passen. De energiebesparing kan immers relatief hoog oplopen als men het verschil in energieverbruik tussen de twee controlestrategieën bekijkt over de levensduur van de koelmachines. In figuren 5.14 en 5.15 is te zien dat de ESEER ook voor de nieuwe regeling nog steeds een betere selectieparameter is dan de EER.

68

Hoofdstuk 5


5,0

SEER (-)

4,5

4,0

3,5

3,0

2,5 2,5

3,0

3,5

4,0

4,5

5,0

ESEER (-) 1000 kW

750 kW

500 kW

250 kW

Figuur 5.14: De gesimuleerde SEER bij de ‘cascaderegeling in deellast’ in functie van de ESEER voor de verschillende gesimuleerde luchtgekoelde koelmachines opgesplitst per vermogensklasse

5

SEER (-)

4,5

4

3,5

3

2,5 2,5

3,0

3,5

4,0

4,5

5,0

EER (-) 1000 kW

750 kW

500 kW

250 kW

Figuur 5.15: De gesimuleerde SEER bij de ‘cascaderegeling in deellast’ in functie van de EER voor de verschillende gesimuleerde luchtgekoelde koelmachines opgesplitst per vermogensklasse

69

Hoofdstuk 5


5.4.2. Watergekoelde koelmachines Bij de watergekoelde koelmachines bleek het beter te zijn om de koelmachines in vollastregime na het bijschakelen van een koelmachine terug te schakelen tot een PLR van 50%; alle koelmachines werken bijgevolg bij dezelfde PLR. Dit is vrij logisch aangezien het deellastprofiel van een watergekoelde koelmachine boven een welbepaalde PLR een vrij vlak verloop heeft; de prestatie van de koelmachine verandert niet zolang men een voldoende hoge PLR heeft. Minimale Maximale Minimale absolute Maximale absolute procentuele procentuele energiebesparing energiebesparing energiebesparing energiebesparing (MWh) (MWh) (%) (%) 1000 0,199 0,594 0,4 1,1 750 0,380 1,346 0,7 2,9 500 0,043 2,061 0,1 4,5 250 0,702 1,6 Tabel 5.5: De procentuele en absolute energiebesparing bij het toepassen van de ‘cascaderegeling in


deellast’ in plaats van de gewone cascaderegeling bij watergekoelde koelmachines

De procentuele energiebesparing voor de verschillende watergekoelde koelmachines werd ook hier berekend op basis van de SEERtotaal-waarden en is per vermogensklasse weergegeven in tabel 5.5. De ‘cascaderegeling in deellast’ levert duidelijk een energiebesparing op. De procentuele besparing blijkt ook hier relatief beperkt. De ‘cascaderegeling in deellast’ is opnieuw een eerste aanzet naar dé optimale controlestrategie. Aangezien watergekoelde koelmachines een relatief vlak deellastverloop hebben, zal de energiewinst van dé optimale regelstrategie ten opzichte van de ‘cascaderegeling in deellast’ verwaarloosbaar klein worden. Men kan dus ook hier, analoog als bij de

luchtgekoelde koelmachines, de ‘cascaderegeling in deellast’ als aanvaardbaar alternatief gebruiken voor dé optimale controlestrategie. Uit onderstaande figuren blijkt dat zowel de ESEER als de EER een goede selectieparameter is. De EER geeft hier echter ook relatief aanvaardbare resultaten omdat het deellastprofiel van watergekoelde koelmachines over het algemeen vrij vlak is.

70

Hoofdstuk 5


7,5

SEERmachine (-)

6,5

5,5

4,5

3,5

2,5 2,5

3,5

4,5

5,5

6,5

7,5

ESEER (-) 1000 kW

750 kW

500 kW

250 kW

Figuur 5.16: De gesimuleerde SEERmachine bij de ‘cascaderegeling in deellast’ in functie van de ESEER voor de verschillende gesimuleerde watergekoelde koelmachines opgesplitst per vermogensklasse

7,5

SEERtotaal (-)

6,5

5,5

4,5

3,5

2,5 2,5

3,5

4,5

5,5

6,5

7,5

ESEER (-) 1000 kW

750 kW

500 kW

250 kW

Figuur 5.17: De gesimuleerde SEERtotaal bij de ‘cascaderegeling in deellast’ in functie van de ESEER voor de verschillende gesimuleerde watergekoelde koelmachines opgesplitst per vermogensklasse

71

Hoofdstuk 5


7,5

SEERmachine (-)

6,5

5,5

4,5

3,5

2,5 2,5

3,5

4,5

5,5

6,5

7,5

EER (-) 1000 kW

750 kW

500 kW

250 kW

Figuur 5.18: De gesimuleerde SEERmachine bij de ‘cascaderegeling in deellast’ in functie van de EER voor de verschillende gesimuleerde watergekoelde koelmachines opgesplitst per vermogensklasse

7,5

SEERtotaal (-)

6,5

5,5

4,5

3,5

2,5 2,5

3,5

4,5

5,5

6,5

7,5

EER (-) 1000 kW

750 kW

500 kW

250 kW

Figuur 5.19: De gesimuleerde SEERtotaal bij de ‘cascaderegeling in deellast’ in functie van de ESEER voor de verschillende gesimuleerde watergekoelde koelmachines opgesplitst per vermogensklasse

72

Hoofdstuk 5


5.4.3. Invloed van de koelmachineparksamenstelling op de energieprestatie We kunnen nu opnieuw onderzoeken wat de invloed is van de samenstelling van het koelmachinepark op de energieprestatie. We passen nu echter de ‘cascaderegeling in deellastwerking’ toe waarbij we er voor zorgen dat na het bijschakelen van één of meerdere

koelmachines alle koelmachines bij eenzelfde PLR werken. Tabel 5.6 geeft de gesimuleerde SEER voor de combinatie van luchtgekoelde koelmachines; deze is voor alle gesimuleerde gevallen groter dan de SEER bij cascaderegeling. Koelmachinecombinatie SEER (-) Koelmachinecombinatie SEER (-) 250 kW & 500 kW & 750 kW 4,346 250 kW & 500 kW & 750 kW 4,308 3 x 250 kW & 750 kW (vanaf 500 kW) 4,342 3 x 250 kW & 750 kW (vanaf 500 kW) 4,306 2 x 250 kW & 2 x 500 kW 4,342 2 x 250 kW & 2 x 500 kW 4,306 6 x 250 kW 4,342 6 x 250 kW 4,306 3 x 500 kW 4,332 3 x 250 kW & 750 kW (vanaf 750 kW) 4,282 500 kW & 1000 kW 4,332 2 x 250 kW & 1000 kW 4,267 2 x 250 kW & 1000 kW 4,331 500 kW & 1000 kW 4,261 2 x 750 kW 4,299 3 x 500 kW 4,261 3 x 250 kW & 750 kW (vanaf 750 kW) 4,276 2 x 750 kW 4,212 2 x 1000 kW 4,275 2 x 1000 kW 4,144 Tabel 5.6: De gesimuleerde SEER-waarden gerangschikt van groot naar klein voor het deellastgedrag van figuur 5.9

Uit bovenstaande simulatieresultaten kunnen moeilijk eenvoudige en eenduidige besluiten getrokken worden. Men zou bijvoorbeeld uit bovengaande resultaten kunnen concluderen dat het niet goed is om gelijke koelmachines te combineren, dit mag niet zomaar gesteld worden. In hoofdstuk 5.4.1 werd gesteld dat de optimale grenswaarde voor de luchtgekoelde koelmachines gelijk is aan 60%; de simulatieresultaten uit tabel 5.6 werden opgesteld voor een grenswaarde van 50%. Anderzijds zijn de simulatieresultaten voor de combinatie van koelmachines van verschillende grootte ook niet optimaal. Indien er meerdere koelmachines aangeschakeld staan, dan werd er in alle simulaties voor gekozen om de PLR gelijk te laten oplopen voor alle koelmachines. In realiteit zal het echter voordeliger zijn om de grootste koelmachine(s) sneller te laten oplopen in PLR. De betere prestatie van de grote koelmachine(s) zal dan sterker opwegen tegen de mindere prestatie van de kleinere koelmachine(s) en het totaalresultaat zal bijgevolg performanter zijn. Uit tabel 5.6 is echter wel af te leiden dat het voordelig is meer koelmachines met een laag koelvermogen te plaatsen in plaats van enkele met een groot koelvermogen. Zo zien we dat de simulatieresultaten voor een koelmachinecombinatie met een koelmachine van 1000 kW zich

73

Hoofdstuk 5


steeds in de onderste regionen van de tabel bij de laagste SEER-waarden bevindt. Dit effect was ook te zien in de simulatieresultaten van de watergekoelde koelmachines, het onderscheid was er zelfs nog meer uitgesproken. Bij de watergekoelde koelmachines wordt samen met een grotere koelmachine immers ook steeds een grotere koelwaterpomp en koeltoren aangeschakeld waardoor het totaalrendement bij deelbelasting van de grotere koelmachine lager ligt dan dat van de kleinere koelmachine.

5.4.4. Vergelijking tussen lucht- en watergekoelde koelmachines Uit figuur 5.20 86 blijkt dat het niet altijd gunstig is om te investeren in watergekoelde koelmachines aangezien ze in sommige gevallen door de toedracht van het koeltoren- en pompvermogen ongeveer dezelfde energieprestatie hebben als hun luchtgekoelde varianten. Enkel de watergekoelde koelmachines uit de hoge energieklassen presteren beter dan de beste luchtgekoelde koelmachine. Bij de keuze voor een watergekoelde koelmachine uit energieklasse A bedraagt de procentuele energiewinst minimaal 5%.

6,0 5,5

SEER (-)

5,0 4,5 4,0 3,5 3,0 2,5 0

200

400

600

800

1000

1200

Koelvermogen (kW) Luchtgekoelde koelmachines Watergekoelde koelmachines met 'gewone' koelwaterpompen Watergekoelde koelmachines met frequentiegestuurde koelwaterpompen

Figuur 5.20: De SEER van de gesimuleerde luchtgekoelde koelmachines vergeleken met de SEERtotaal van de gesimuleerde watergekoelde koelmachines

86

In figuur 5.20 worden ook de punten gegeven voor een frequentiegestuurde koelwaterpomp. Deze punten

werden theoretisch berekend door het pompdebiet lineair te laten variëren met het gevraagde koelvermogen en hebben bijgevolg een laag praktisch belang.

74

Hoofdstuk 5


De oorzaak van de mindere prestatie van de watergekoelde koelmachines ligt in de keuze voor koeltorens met radiale ventilatoren. Indien men de prestatie van het koelsysteem bekijkt voor een koeltoren met axiale ventilatoren (figuur 5.21), dan ziet men dat zo goed als alle watergekoelde koelmachines beter presteren dan hun luchtgekoelde varianten 87 . De energiewinst ten opzichte van de beste luchtgekoelde koelmachine kan hier oplopen van 5% tot 15%. We besluiten dat men bij de keuze voor watergekoelde koelmachines dient op te letten; het is immers niet vanzelfsprekend dat een watergekoelde koelmachine beter presteert dan een luchtgekoelde koelmachine. De watergekoelde koelmachine zal beter presteren als de bijhorende koeltoren(s) en koelwaterpomp(en) op een doordachte manier geselecteerd worden; doet men dit op een verkeerde manier dan krijgt men een koelinstallatie die minder goed presteert dan een luchtgekoelde koelinstallatie.

7,0 6,5 6,0

SEER (-)

5,5 5,0 4,5 4,0 3,5 3,0 2,5 0

200

400

600

800

1000

1200

Koelvermogen (kW) Luchtgekoelde koelmachines Watergekoelde koelmachines met 'gewone' koelwaterpompen Watergekoelde koelmachines met frequentiegestuurde koelwaterpompen

Figuur 5.21: De SEER van de gesimuleerde luchtgekoelde koelmachines vergeleken met de SEERtotaal van de gesimuleerde watergekoelde koelmachines bij koeltorens met axiale ventilatoren

87

Deze resultaten werden bekomen door het ventilatorvermogen van de gesimuleerde koeltorens met radiale

ventilatoren te delen door twee; ze hebben dus een eerder theoretische waarde.

75

Hoofdstuk 5


5.5. Invloed van de ijswatertemperatuur op de prestatie Voorgaande simulatieresultaten werden allemaal uitgevoerd voor een ijswatertemperatuur van 7°C. In hoofdstuk 2.3.3.b werd echter gesteld dat de ijswatertemperatuur een grote invloed kan hebben op de prestatie van een koelmachine. De prestatie van de koelmachine verbetert als de ijswatertemperatuur stijgt en vermindert als de ijswatertemperatuur daalt. Dit blijkt uit tabel 5.7 waarin het maximale en minimale energieverlies wordt gegeven bij het overgaan naar een ijswatertemperatuur van 4°C. In deze tabel wordt ook de maximale en minimale energiewinst gegeven na de keuze voor een ijswatertemperatuur van 9°C. De waarden in tabel 5.7 zijn samengesteld uit de simulatiegegevens van zowel de lucht- als watergekoelde koelmachines. Minimale Maximale Minimale absolute Maximale absolute procentuele procentuele energiebesparing energiebesparing energiebesparing energiebesparing (MWh) (MWh) (%) (%) 4 -1,015 -9,013 -2,2 -26,7 9 1,161 5,667 2,5 16,8 Tabel 5.7: De minimale en maximale energiebesparing bij de keuze voor een ijswatertemperatuur

Ijswatertemperatuur (°C)

verschillend van 7°C

Men kan uit voorgaande resultaten besluiten dat men de energieprestatie van de koelmachine kan opdrijven door de ijswatertemperatuur zo hoog mogelijk in te stellen. Men moet er bij deze redenering echter wel op letten dat de warmtewisselaars in het te koelen gebouw groot genoeg zijn. Een hogere ijswatertemperatuur vereist immers een grotere warmtewisselende oppervlakte omdat het temperatuurverschil met het af te koelen medium wat gedaald is.

5.6. Invloed van de koelwatertemperatuur op de prestatie Bij watergekoelde koelmachines werden de simulaties allemaal uitgevoerd voor een koelwatertemperatuur van 25°C. Er werd reeds besproken dat de prestatie van een watergekoelde koelmachine verbetert bij een lagere koelwatertemperatuur. Men moet er hier echter ook rekening mee houden dat bij het verlagen van de koelwatertemperatuur het koeltorenvermogen zal toenemen omdat de koeltoren het koelwater dieper dient te koelen. In tabel 5.8 wordt het maximale en minimale energieverlies gegeven bij het overgaan naar koelwatertemperaturen van 20°C of 30°C.

76

Hoofdstuk 5


Minimale Maximale Minimale absolute Maximale absolute procentuele procentuele energiebesparing energiebesparing energiebesparing energiebesparing (MWh) (MWh) (%) (%) 20 -7,391 -14,936 -13,9 -35,2 30 -3,177 -7,945 -6,0 -18,7 Tabel 5.8: De minimale en maximale energiebesparing bij de keuze voor een koelwatertemperatuur

Koelwatertemperatuur (°C)

verschillend van 25°C

Uit tabel 5.8 blijkt dat bij een koelwatertemperatuur van 20°C de toename in het koeltorenvermogen de verbetering in efficiëntie van de koelmachine teniet doet. Bij een koelwatertemperatuur van 30°C is de prestatie van de koelmachine dan weer ondermaats. Het is duidelijk dat er ergens tussen deze twee waarden een optimum bestaat, maar we kunnen stellen dat onze keuze voor een koelwatertemperatuur van 25°C verantwoord was. Indien men op zoek gaat naar dé optimale regelstrategie voor watergekoelde koelmachines gecombineerd met één of meerdere koeltorens dan dient men tewerk te gaan zoals beschreven door Braun voor hybride ijswatercentrales 88 [13]. Deze strategie is analoog opgebouwd aan deze van Braun en Diderrich voor elektrische koelmachines [26]. Het bepalen van de optimale controlestrategie bestaat uit twee delen: men bepaalt eerst de optimale verdeling van vermogen over de ventilatoren van de koeltorens bij een bepaald gevraagd luchtdebiet. Deze verdeling wordt optimaal als alle ventilatoren zoveel mogelijk aan dezelfde snelheid roteren [26, 27]. Als de optimale verdeling over de koeltorens gekend is, wordt de combinatie van de koeltorens met de koelmachines bekeken; men bepaalt zo voor alle werkingspunten het optimale punt. Braun leidde een algoritme af waarin hij stelde dat de variatie in (energie)kost ten opzichte van een variatie in het luchtdebiet nul moet zijn. In dit punt is de som van de energie van de koeltoren en koelmachine minimaal en de prestatie optimaal (figuur 2.9). We zien in figuur 5.22 dat de methode van Braun de optimale instelpunten zeer goed benadert.

88

Deze bestaat uit elektrische koelmachines, absorptiekoelmachines, motoraangedreven koelmachines,…

77

Hoofdstuk 5


Figuur 5.22: Vergelijking van de werkingspunten uit de methode van Braun met de optimale werkingspunten [13]

5.7. ‘Free chilling’ In hoofdstuk 2.3.3.e werd reeds opgemerkt dat men energie kan besparen door ‘free chilling’ toe te passen; men koelt dan het ijswater zonder compressorarbeid door het ijswater langs bijvoorbeeld een warmtewisselaar rechtstreeks te koelen met het koelwater afkomstig van de koeltoren. Aangezien een koeltoren het koelwater theoretisch kan afkoelen tot de natte boltemperatuur 89 , kan men ‘free chilling’ toepassen als de natte bol-temperatuur lager ligt dan de ijswatertemperatuur. In onze simulaties werd ‘free chilling’ toegepast als de natte boltemperatuur lager was dan de ijswatertemperatuur verminderd met één graad Celcius. De gesimuleerde warmtewisselaar had een efficiëntie van 0,9. In de scriptie van Tim Florizone [22] en in de scriptie van Bruno Raeymakers [28] werd reeds aangetoond dat de energieprestatie en bijgevolg de EER bij ‘free chilling’ sterk kan dalen als de grootte van de ‘free chilling’-pompen overgedimensioneerd wordt; de pompenergie loopt dan immers te hoog op. Bijgevolg werd er ook hier voor gekozen om het rondgepompte koelwaterdebiet bij ‘free chilling’ te beperken aangezien het gevraagde koelvermogen tijdens deze periodes immers ook zeer beperkt blijft. De EER‘free chilling’ lag door deze ingreep rond 6; er zijn echter waarden van 10 of meer mogelijk [22, 28]. De schijnbaar lagere EER wordt veroorzaakt door het hoge energieverbruik van de koeltoren met radiale ventilatoren. Indien

89

Zie voetnoot in bijlage B2.2.

78

Hoofdstuk 5


men voor een koeltoren met axiale ventilatoren zou kiezen kan men naar alle waarschijnlijkheid ook hier EER-waarden van 10 of meer bereiken. De energiebesparing bij het toepassen van ‘free chilling’ wordt in tabel 5.9 weergegeven. De energiebesparing door het toepassen van ‘free chilling’ bij een ijswatertemperatuur van 9°C werd logischerwijs berekend ten opzichte van de prestatie van de ijswatercentrale bij 9°C. Het is duidelijk dat men de energiebesparing door ‘free chilling’ gevoelig kan verhogen door de ijswatertemperatuur te verhogen; de maximale natte bol-temperatuur tot waar ‘free chilling’ kan toegepast worden verhoogt immers ook bij een hogere ijswatertemperatuur. Minimale Maximale Minimale absolute Maximale absolute procentuele procentuele energiebesparing energiebesparing energiebesparing energiebesparing (MWh) (MWh) (%) (%) 7 0,109 0,239 0,2 0,6 9 0,585 1,133 1,1 2,7 Tabel 5.9: De minimale en maximale energiebesparing bij het toepassen van ‘free chilling’ 90

Ijswatertemperatuur (°C)

Uit tabel 5.9 blijkt dat de jaarlijkse energiebesparing zeer beperkt blijft, dit ligt echter volledig aan het gesimuleerde koellastprofiel van het Hendrik Conscience-gebouw. Men kan ‘free chilling’ enkel toepassen als de natte bol-temperatuur laag genoeg is. De natte bol-

temperatuur volgt een verloop zoals de omgevingstemperatuur; ze is dus minimaal in de wintermaanden en maximaal in de zomermaanden. Aangezien de gesimuleerde koelvraag enorm beperkt blijft in de wintermaanden91 zal de energiebesparing door ‘free chilling’ zeer klein worden. Voor gebouwen met een relatief grote koellast in wintermaanden kan het toepassen van ‘free chilling’ echter toch resulteren in een grote energiebesparing. We simuleren bijvoorbeeld de

prestatie van de verschillende koelmachines in de maand maart. De maand maart heeft een temperatuurverloop zoals weergegeven in figuur 5.23.

90

De energiebesparing door ‘free chilling’ zal voor het werkelijke Hendrik Conscience-gebouw groter zijn

aangezien de gesimuleerde koelvraag in de wintermaanden de werkelijke koelvraag sterk onderschat (zie figuur 3.7). 91

Zie figuren 3.7, 3.8 en 3.9.

79

Hoofdstuk 5


14 12

Temperatuur (°C)

10 8 6 4 2 0 -2

0

1000

2000

3000

4000

-4 -6

Tijd (min) Natte bol-temperatuur

Grens 'free chilling' 7°C

Grens 'free chilling' 9°C

Figuur 5.23: Het gesimuleerde koellastprofiel voor de maand maart

De simulatieresultaten uit tabel 5.10 tonen aan dat ‘free chilling’ grote energiebesparingen kan opleveren. De jaarlijkse energiebesparing zoals gegeven in tabel 5.10 zal echter pas van relatief belang zijn als de koelvraag in de periodes waarin men ‘free chilling’ kan toepassen groot genoeg is. Ijswatertemperatuur Minimale procentuele Maximale procentuele Koelvermogen geleverd (°C) energiebesparing (%) energiebesparing (%) door ‘free chilling’ (%) 7 5,473 13,789 35 9 18,013 29,957 60 Tabel 5.10: De minimale en maximale energiebesparing bij het toepassen van ‘free chilling’ in de maand maart van de simulaties

80

Hoofdstuk 6

Conclusie

Hoofdstuk 6: Conclusie De simulatieresultaten uit TRNSYS hebben aangetoond dat de ESEER een goed beeld geeft van de jaarlijkse energieprestatie van een koelmachine voor het gesimuleerde gebouw. De energieprestatie van de koelmachine wordt door de ESEER wel licht onderschat voor luchtgekoelde koelmachines. Bij de watergekoelde koelmachines is de situatie iets ingewikkelder. Als men het temperatuurprofiel van het koelwater gelijk neemt aan het temperatuurprofiel uit de definitie van de ESEER dan vormt de ESEER-waarde een zeer goede schatting voor de energieprestatie van de koelmachine. Indien men een constante koelwatertemperatuur van 25°C kiest, vormt de ESEER een lichte overschatting van de energieprestatie van de watergekoelde koelmachine. Bij stijgende ESEER-waarden wordt ook waargenomen dat de prestatie van het totale koelsysteem, inclusief koeltoren en koelwaterpompen, stijgt. De controlestrategie blijkt ook een invloed te hebben op de energieprestatie van een koelmachinepark. In deze scriptie werd aangetoond dat het voordeliger is om de ‘cascaderegeling in deellast’ toe te passen in plaats van een gewone cascaderegeling. Bij de ‘cascaderegeling in deellast’ worden de draaiende koelmachines in geleverd koelvermogen

teruggeschakeld

na

bijschakelen

van

een

volgende

koelmachine

waardoor

deze

bijgeschakelde koelmachine bij een hogere PLR start. Men kan door een zeer eenvoudige ingreep, met name het aanpassen van de regelstrategie, besparingen van 0,1% tot 2,1% verwezenlijken. Er zijn verdere besparingen mogelijk door dé optimale controlestrategie voor het koelmachinepark te bepalen en deze toe te passen. Deze optimale regelstrategie is echter sterk afhankelijk van de samenstelling van het koelmachinepark, het koellastprofiel en het specifieke deellastgedrag van elke koelmachine waardoor het niet altijd even eenvoudig is deze controlestrategie te bepalen. Er werd aangetoond dat de ontwikkelde ‘cascaderegeling in deellast’ een aanvaardbaar alternatief voor dé optimale controlestrategie, zowel voor lucht-

als watergekoelde koelmachines. Indien men kiest voor watergekoelde koelmachines dan kan men, indien men kiest voor een koeltoren met axiale ventilatoren, 5% tot 13% energiewinst boeken. Indien men voor een koeltoren met radiale ventilatoren kiest, dan zijn enkel de watergekoelde koelmachines uit

81

Hoofdstuk 6

Conclusie

energieklasse A beter dan hun beste luchtgekoelde variant. De procentuele energiewinst bedraagt dan ongeveer 5%. Bij het verhogen van de ijswatertemperatuur van 7°C naar 9°C kan men 1% tot 5% energie besparen. Gebouwen zijn bijvoorbeeld nog steeds perfect te koelen met ijswater van 9°C, men dient er enkel voor te zorgen dat de gebruikte warmtewisselaars voldoende warmtewisselend oppervlak hebben, ze dienen dus iets groter gedimensioneerd te worden. Een verkeerde instelling van de koelwatertemperatuur bij watergekoelde koelmachines kan de energieprestatie van de totale koelinstallatie negatief beïnvloeden. In de simulaties werd gevonden dat een vaste instelling doorheen het jaar op 25°C goede resultaten geeft. Men kan de prestatie echter verder optimaliseren door een optimale controlestrategie te bepalen voor de combinatie van koelmachines met hun respectieve koeltoren(s). ‘Free chilling’ blijkt een enorm potentieel te hebben om de prestatie van koelsystemen in

winterperiodes op te drijven. Zo werd voor de maand maart een energiebesparing van 5% tot 14% gesimuleerd. Indien men de ijswatertemperatuur opdrijft, dan kan men doorheen het jaar meer gebruik maken van ‘free chilling’. Bij een stijging van de ijswatertemperatuur van 7°C naar 9°C werd een procentuele energiebesparing van 18% tot 30% gesimuleerd voor de maand maart. De jaarlijkse energiewinst door ‘free chilling’ blijkt voor het Hendrik Conscience-gebouw echter beperkt te blijven tot maximaal 1%. Dit wordt veroorzaakt door de beperkte koellast in de koudere periodes, net wanneer ‘free chilling’ kan toegepast worden.

82

Bijlage 2


Bijlage 2: Werking en classificatie van koelmachines B2.1. Beschrijving van de ideale Carnot-cyclus Tijdens de ideale Carnot-cyclus doorloopt het koelmiddel vier intern reversibele 92 processen. Aangezien er bij de Carnot-cyclus ook verondersteld wordt dat de warmteafgifte en –opname tussen het koelmiddel en het omringend medium plaatsvindt zonder temperatuurverschil, verlopen de processen ook extern reversibel 93 . In figuur B2.1 worden de vier stappen van de Carnot-cyclus schematisch weergegeven. De vier stappen zijn:

Een isotherme warmteopname in de verdamper:

Het koelmiddel zal bij de constante temperatuur TC verdampen.

Een adiabate compressie:

Het koelmiddel wordt samengedrukt zonder dat hierbij warmte-uitwisseling met de omgeving plaatsvindt (adiabaat). De compressie gaat door tot het koelmiddel de verzadigde toestand bij de temperatuur TH bereikt.

Een isotherme warmteafgifte in de condensor:

Het koelmiddel condenseert bij de constante temperatuur TH .

Een adiabate expansie in een turbine:

Het koelmiddel wordt adiabaat ontspannen tot een drukniveau overeenstemmend met de temperatuur TC . Bij zowel de compressie als de expansie blijft de entropie ongewijzigd, dit volgt uit de ⎛ ∂Q ⎞ definitie van de entropie ( dS = ⎜ ⎟ ) en de veronderstelling dat beide processen intern ⎝ T ⎠int rev 92

Bij een reversibel proces kunnen zowel het systeem als zijn omgeving tot hun initiële toestand terug gebracht

worden. Men kan deze processen in realiteit echter niet realiseren, doch enkel benaderen; er zijn steeds irreversibiliteiten aanwezig. Als deze irreversibiliteiten zich enkel in de omgeving bevinden, spreekt men van een intern reversibel proces. 93

Volgens de tweede hoofdwet van de thermodynamica is een systeem waarbij het enige resultaat

warmteoverdracht van een koud lichaam naar een warm lichaam zou zijn, uitgesloten (interpretatie van Clausius). Om na een spontane warmte-uitwisseling tussen een warmer en een kouder lichaam het systeem en zijn omgeving weer tot hun initiële toestand te brengen, is er immers arbeid uit de omgeving nodig. Warmteoverdracht tussen lichamen met een temperatuurverschil is dan ook steeds een irreversibel proces.

83

Bijlage 2


reversibel en adiabaat verlopen ( ∂Q = 0 → dS = 0 ). De twee isentrope en twee isotherme processen geven in een Ts-diagramma een rechthoek zoals te zien is in figuur B2.1.

Figuur B2.1: Schematische voorstelling en T-s diagramma van de Carnot-cylus [2]

Vermits alle processen intern reversibel worden verondersteld resulteert bovenvermelde entropieformule in een eenvoudige bepaling van de opgenomen warmteoverdracht Q in :

∂Q = T ⋅ dS 1 Q in = ∫ T ⋅ dS = TC ⋅ ( s1 − s4 ) m 4

In het Ts-diagramma komt bovenstaande formule overeen met de oppervlakte van de rechthoek onder de lijn 4-1. Op analoge wijze vinden we de afgestane warmte weer, vermits ook deze warmte overeenstemt met een rechthoek in het Ts-diagramma: 3 Q out = ∫ T ⋅ dS = TH ⋅ ( s3 − s2 ) = TH ⋅ ( s1 − s4 ) m 2

De ingesloten oppervlakte 1-2-3-4 stelt dan de netto warmteoverdracht vanuit het koelmiddel voor. Uit de eerste wet van de thermodynamica 94 volgt dan dat deze netto warmte gelijk is aan de netto arbeid Wc − Wt uitgeoefend op het koelmiddel. Op basis van voorgaande

94

ΔE = Q − W met Q de energieoverdracht door warmte naar het systeem toe en W de arbeid verricht door het

systeem. Voor een cyclus geldt dat ΔE = 0 .

84

Bijlage 2


beschouwingen kunnen we besluiten dat de EER van een Carnot-cyclus enkel functie is van de temperaturen TC en TH :

EERmax =

TC ⋅ ( s1 − s4 ) Qin TC = = Wc − Wt (TH − TC ) ⋅ ( s1 − s4 ) TH − TC

Het is duidelijk dat de ideale Carnot-cyclus in realiteit moeilijk realiseerbaar is. Een reële koelcyclus werkt volgens hetzelfde principe met dezelfde vier deelstappen, maar heeft enkele beperkingen. De schematische voorstelling en het Ts-diagramma van de reële koelcyclus zijn te vinden in figuur B2.2. De beperking van deze koelcyclus zijn:

De warmte-uitwisseling in de condensor en verdamper gebeurt in de realiteit niet reversibel: o De warmteoverdracht in de verdamper moet voldoende groot zijn om de

gekoelde ruimte op temperatuur

TC

te houden. Hiervoor is een

temperatuurverschil nodig tussen de temperatuur TC en de temperatuur van het koelmiddel TC' ( TC' is kouder dan TC ). o In de condensor zal de temperatuur TH' van het koelmiddel groter zijn dan de

omgevingstemperatuur TH .

De compressor in de Carnot-cyclus drukt een mengsel van vloeistof en damp samen. Dit wordt normaliter vermeden aangezien de vloeistofdruppels de compressor zouden kunnen beschadigen. Om vloeistofdruppels in de compressor te vermijden, zal men het koelmiddel oververhitten (1’ → 1).

Door overdimensionering van de condensor kan onderkoeling van het koelmiddel plaatsvinden (3’ → 3).

De energierecuperatie die met de turbine bereikt wordt, is gering. Men zal daarom de turbine vervangen door een smoorklep (3 → 4).

De compressie verloopt irreversibel (1 → 2 in plaats van 1 → 2s).

85

Bijlage 2


Figuur B2.2: Schematische voorstelling en T-s diagramma van een reële koelcyclus [2]

B2.2. De opbouw en werking van een koeltoren Het grote voordeel van koeltorens is dat het water tot onder de omgevingstemperatuur kan gekoeld worden 95 , wat zeer interessant is in de zomer.

B2.2.1. Open of directe koeltorens In een open of directe koeltoren wordt het te koelen water bovenaan de koeltoren verneveld (figuur B2.3). Tegelijkertijd wordt er een luchtstroom geïnduceerd door de ventilator bovenaan. Door de luchtstroom wordt een klein deel van het vernevelde water verdampt waardoor het water afkoelt, men noemt dit evaporatieve koeling. Het afgekoelde water wordt onderaan verzameld en bijvoorbeeld naar de condensorzijde van een watergekoelde koelmachine verpompt. Door de verdamping verdwijnt er water uit het koelcircuit. Dit verlies wordt door de toevoer van vers suppletiewater gecompenseerd. De luchtstroom kan in deze koeltorens opgewekt worden door natuurlijke trek of door ventilatoren. Indien de luchtstroom opgewekt wordt, maakt men nog het onderscheid tussen koeltorens met dwarsstroom en koeltorens met tegenstroom.

95

Theoretisch kan de adiabate saturatietemperatuur worden bereikt; dit is de temperatuur die niet-gesatureerde

lucht bereikt wanneer deze zonder warmte-uitwisseling met de omgeving (adiabaat) in contact wordt gebracht met water en dit totdat de lucht volledig gesatureerd is. De adiabate saturatietemperatuur kan benaderd worden door de natte bol-temperatuur.

86

Bijlage 2


Figuur B2.3: Schematische voorstelling van de bouw van een directe koeltoren [2]

B2.2.2. Gesloten of indirecte koeltorens In figuur B2.4 staat een schematische voorstelling van een indirecte koeltoren. Het af te koelen fluïdum wordt hier volledig afgescheiden van het vernevelde water. Het vernevelde water verdampt en koelt zo via een warmtewisselaar het te koelen fluïdum af. Dit kan een voordeel opleveren als het af te koelen fluïdum niet in contact mag komen met omgevingslucht of als het fluïdum niet verontreinigd mag worden. Het toevoegen van een warmtewisselaar zorgt echter wel voor een extra warmteweerstand en dus een minder efficiënte werking in vergelijking met een directe koeltoren.

Figuur B2.4: Schematische voorstelling van de opbouw van een indirecte koeltoren [29]

87

Bijlage 2


B2.3. De opbouw en werking van een ‘drycooler’ Een ‘drycooler’ is een water/lucht-warmtewisselaar waarin water wordt afgekoeld met buitenlucht. Het te koelen water wordt in lamellenblokken met ventilatoren gekoeld. ‘Drycoolers’ vormen een alternatief voor de conventionele koeltorens.

Figuur B2.5: Mogelijke uivoering van een ‘drycooler’

88

Bijlage 3


Bijlage 3: Simulatie van het Hendrik Conscience-gebouw B3.1. Exacte oppervlaktes van alle lokalen in het Hendrik Conscience-gebouw Functie

Verdieping Verdieping Gelijkvloers Verdieping Verdieping Verdieping Verdieping -2 (m²) -1 (m²) (m²) +1 (m²) +2 (m²) +3 (m²) +4 (m²)

Appartement 174,1 conciërge Auditorium 273,3 645,0 Berging, opslag en 1254,1 3197,1 747,6 archief Bibliotheek en 570,0 leeszaal Cafetaria 259,9 Fotokopieercentrum 191,4 Gang (inclusief 1865,4 inkomhal) Kantoren 5012,0 4955,8 4955,8 4955,8 Keuken en restaurant 1213,6 Lift- en trappenhal 347,0 347,0 347,0 347,0 347,0 347,0 347,0 Lokaal 40,1 gebouwbeheersysteem Loskade 37,4 Medische ruimte 119,5 Parking 6233,5 3603,1 Sanitair en 200,3 125,5 179,2 179,2 179,2 kitchenettes Serverroom 15,9 Technische ruimte 46,4 460,5 134,1 70,5 73,0 73,0 73,0 Telefooncentrale 21,4 Vergaderzaal 354,0 Verzending 45,9 Vuilnis 44,4 Totaal 7881,0 7881,0 7027,0 5555,0 5555,0 5555,0 5555,0 Tabel B3.1: Oppervlakteverdeling van het Hendrik Conscience-gebouw in m² over verschillende functies voor verdieping -2 tot en met verdieping +4

89

Bijlage 3

Functie Berging, opslag en archief Bureel Adjunct Kabinetchef Bureel minister Bureel SecretarisGeneraal Fotocopielokaal Gang (inclusief inkomhal) Kantoren Keuken en restaurant Lift- en trappenhal Liftmachinekamer Privaat minister Sanitair en kitchenettes Secretariaat Technische ruimte Vergaderzaal

Simulatie van het Hendrik Conscience-gebouw Verdieping +5 (m²) Verdieping +6 (m²) Verdieping +7 (m²) Verdieping +8 (m²) Toren Toren Toren Toren Toren Toren Toren Toren Toren Toren Toren Toren A B C A B C A B C A B C -

-

-

-

25,8

-

-

18,7

-

27,2

-

74,9

-

-

-

-

90,4

-

-

-

-

-

-

-

-

-

-

-

-

-

-

77,6

-

-

-

-

-

87,7

-

-

-

-

-

-

-

-

-

-

-

-

-

-

32,2

-

-

11,5

-

-

-

-

-

-

-

-

-

-

-

735,4

-

-

-

-

27,9 47,5 -

28,2 39,1 -

-

-

1166,8 1021,6 1141,8 1166,8 931,1 1141,8 1166,8 1141,8 65,9 62,7 65,9 65,9 69,8 65,9 65,9 69,8 65,9 41,5 39,1 108,4 48,6

82,2

48,6

48,6

45,9

48,6

48,6

105,5

48,6

18,7 -

20,8 -

18,7 -

18,7 -

19,0 20,8 40,0

18,7 -

18,7 -

20,8 127,3

18,7 -

-

844,2 841,6 773,8 -

Totaal 1300,0 1275,0 1275,0 1300,0 1275,0 1275,0 1300,0 1275,0 1275,0 952,0 917,0 917,0 Tabel B3.2: Oppervlakteverdeling van het Hendrik Conscience-gebouw in m² over verschillende functies voor verdieping +5 tot en met verdieping +8

B3.2. De zoneverdeling van het Hendrik Conscience-gebouw In hoofdstuk 3.3.3 werd neergeschreven dat een doordachte zoneverdeling van enorm belang is bij gebouwensimulaties. Er werd dan ook goed nagedacht over de zoneverdeling van het Hendrik Conscience-gebouw. De verschillende keuzes die met dit proces gepaard gingen, worden hier verduidelijkt. Het gebouw werd onderverdeeld in twaalf zones (tabel 3.3), waarvan er acht geconditioneerd worden door de HVAC-installatie. De ongeconditioneerde zones 96 werden als aparte zone geconditioneerd omdat zo de koppeling tussen de ongeconditioneerde en de geconditioneerde zones in de simulatieberekeningen meegenomen wordt. Het auditorium (zone B) werd enerzijds als aparte zone gesimuleerd omdat de werking van de HVAC-installatie in het auditorium gekoppeld is aan het reservatiesysteem: de HVAC96

Dit zijn de zones A, J, K en L; deze zones komen respectievelijk overeen met de ondergrondse

kelderverdiepingen, de technische verdieping boven in toren A, de technische verdieping boven in toren B en de technische verdieping boven in toren C.

90

Bijlage 3


installatie werkt in het auditorium enkel als er mensen aanwezig zijn. Anderzijds werd het auditorium als aparte zone opgebouwd omdat de interne lasten in het auditorium sterk tijdsafhankelijk zijn; als het auditorium leeg is zijn er nauwelijks interne lasten. Als het auditorium in gebruik is, is er een grote concentratie van personen op een beperkte ruimte en bijgevolg een grote interne warmtelast. Beide voorgaande redenen duiden op een sterk tijdsafhankelijk gedrag van de lasten in het auditorium. Dit gedrag kan enkel in de simulatieresultaten gezien worden als het auditorium als aparte zone beschouwd wordt. De keuken en het restaurant (zone C) werden om analoge redenen als aparte zone gesimuleerd. De interne lasten in zone C zijn immers ook sterk tijdsafhankelijk omdat de interne lasten in zone C rond de middag een enorme piek vertonen. Rond de middag worden er in de keuken immers warme maaltijden bereid, in het restaurant is er tijdens dezelfde periode een groot aantal personen aanwezig om deze maaltijden te nuttigen. Het sterke tijdsafhankelijke gedrag van de interne lasten impliceert dat de keuken en het restaurant best als aparte zone in de simulatie meegenomen worden. Zone D werd als aparte zone gesimuleerd omdat dit de opbouw van het model in ‘TRNBuild’ een stuk eenvoudiger maakte. Ook de zones E, F, H en I werden om dezelfde reden apart gesimuleerd. We merken nog op dat het ministerkabinet (zone G) als aparte zone gemodelleerd werd omdat de HVAC-installatie er continue werkt; in de andere delen van het gebouw werken de HVAC-groepen enkel tussen welbepaalde uren. De serverroom werd niet als aparte zone gesimuleerd ondanks het feit dat deze kleine kamer een grote, constante interne last heeft. Er is immers een aparte koelmachine die instaat voor de koeling van de serverruimte. De koellast van de serverruimte is met andere woorden volledig gescheiden van de koelmachines op het dak van toren A. Aangezien het in deze scriptie de bedoeling is het gedrag van de koelmachines op het dak van toren A te bestuderen, negeren we de serverroom; des te meer omdat de insteltemperatuur van de serverruimte en de rest van het gebouw beiden ingesteld zijn op 21°C.

91

Bijlage 3


B3.3. Invoer van de parameters voor muren en ramen in ‘TRNBuild’ Muren en ramen bestaan meestal uit verschillende lagen van verschillende dikte. Elke materiaallaag in een muur dient in ‘TRNBuild’ gespecifieerd te worden aan de hand van enkele parameters.

Muurtype

Laagtype

Dikte laag (m)

Conductiviteit (kJ/h.m.K)

Gipsen wand

Gips Beton Isolatie Akoestische isolatie Tegels Isolatie Aluminium Beton Isolatie Akoestische isolatie Tegels Tegels Metselwerk Akoestische isolatie Beton Isolatie Beton Gips Isolatie Gips Beton Metselwerk Akoestische isolatie Gips Graniet Lucht Isolatie Beton Gips Isolatie Lucht Glas Beton Tegels Isolatie Akoestische isolatie Beton Beton Beton Akoestische isolatie Gips Beton Isolatie Tegels Beton Isolatie Tegels

0,010 0,380 0,060 0,030 0,030 0,050 0,001 0,380 0,060 0,010 0,030 0,005 0,060 0,040 0,240 0,080 0,260 0,012 0,050 0,012 0,185 0,140 0,045 0,050 0,030 0,020 0,060 0,010 0,013 0,092 0,027 0,008 0,380 0,004 0,060 0,010 0,340 0,340 0,380 0,030 0,010 0,375 0,020 0,005 0,340 0,060 0,004

0,756 7,560 0,104 0,126 0,252 0,137 730,000 7,560 0,104 0,126 0,252 0,252 5,000 0,180 7,560 0,144 7,560 0,756 0,144 0,756 7,560 3,200 0,126 0,756 10,600

Dak toren A

Dak aluminium Dak toren B en toren C

Grond

Interne wand kelder Interne wand

Muur auditorium

Muur graniet

Muur paneelglas Plafond Plafond auditorium Plafond gelijkvloers Plafond technische ruimtes Vloer gelijkvloers

Warm dak

7.560 0.756

0.118 7.560 0.252 0.104 0.126 7.560 7.560 7.560 0.126 0.756 7.560 0.104 0.252 7.560 0.104 0.252

Thermische capaciteit (kJ/kg.K)

1,000 0,800 1,200 0,949 1,000 1,030 0,880 0,800 1,200 0,949 1,000 1,000 1,000 1,440 0,800 0,800 0,800 1,000 0,800 1,000 0,800 1,000 0,949 1,000 0,840 Massaloze laag: 0,038 h.m².K/kJ Massaloze laag: 0,528 h.m².K/kJ 0,800 1,000 Massaloze laag: 0,528 h.m².K/kJ Massaloze laag: 0,045 h.m².K/kJ 0,800 0,800 1,000 1,200 0,949 0,800 0,800 0,800 0,949 1,000 0,800 1,200 1,000 0,800 1,200 1,000

Densiteit (kg/m³) 1200 2400 33 390 800 55 2700 2400 33 390 800 800 2000 80 2400 40 2400 1200 40 1200 2400 1800 390 1200 2700

2400 1200

2650 2400 800 33 390 2400 2400 2400 390 1200 2400 30 800 2400 33 800

Tabel B3.3: Samenstelling en eigenschappen voor de toegepaste muurtypes

92

Bijlage 3


Voor de muren zijn deze parameters de warmtegeleidbaarheid, de thermische capaciteit en de densiteit. Voor het Hendrik Conscience-gebouw worden alle parameters voor de toegepaste muren in tabel B3.3 opgelijst. Om de parameters van de vele ramen in het Hendrik Conscience-gebouw op een juiste manier in te voeren werd gebruik gemaakt van de ‘LBNL Windows & Daylighting Software’; met name het computerprogramma ‘Window 5’. Dit computerprogramma beschikt over een uitgebreide bibliotheek aan verschillende glassoorten. De gebruiker kan in het programma zowel nieuwe glassoorten definiëren als de verschillende glassoorten uit de bibliotheek combineren tot een nieuw raam. De software berekent dan de totale warmtegeleidingsfactor en de zontoetredingsfactor van het raam. De software kan ook een bestand aanmaken dat, mits enkele eenvoudige manipulaties, in ‘TRNBuild’ kan ingebracht worden. In tabel B3.4 worden enkele parameters van de beglazing in het Hendrik Conscience-gebouw gegeven. De inbraakwerende beglazing zit verwerkt in de buitenmuren van het gelijkvloers en bevat veiligheidsglas; de doorzichtbeglazing zit op de overige plaatsen in de muur verwerkt.

Doorzichtbeglazing Inbraakwerende beglazing Lichttransmissie (%) 43 43 Lichtreflectie (%) 36 36 Energetische reflectie (%) 38 38 Energetische absorptie (%) 39 39 Directe energetische transmissie (%) 23 23 Energetische transmissie (%) 27 27 Warmtegeleidingsfactor (W/m².K) 1,6 1,8 Tabel B3.4: Eigenschappen van de verschillende soorten beglazing van het Hendrik Conscience-gebouw

Als alle muur- en raamtypes gedefinieerd zijn in ‘TNRBuild’, dan kan men overgaan tot het koppelen van zones aan verschillende wanden. Men kan hierbij vier verschillende types onderscheiden:

‘External’:

Bij een buitenmuur moeten de beglazing en de oriëntatie ingegeven worden.

‘Adjacent’:

Deze muur grenst aan een naburige zone.

‘Boundary’:

Bij deze muur wordt een grensvoorwaarde zoals bijvoorbeeld een welbepaalde temperatuur door de gebruiker opgelegd.

93

Bijlage 3


‘Internal’:

Dit is een muur die zich intern in de betreffende zone bevindt; deze muur wordt gesimuleerd om de warmteopslag in deze wanden ook in rekening te brengen. In tabel B3.5 wordt een voorbeeld gegeven van de invoerparameters voor de muren en ramen van zone C (keuken en restaurant) in ‘TRNBuild’. De invoerparameters zijn voor alle andere zones zeer analoog en worden verder niet vermeld. Het zonevolume van zone C bedraagt 4393,23 m³.

Muurtype Eigenschappen Oppervlakte (m²) Oppervlakte beglazing (m²) Vloer gelijkvloers Adjacent: Zone D 1213,60 Muur auditorium Adjacent: Zone B 46,21 Muur graniet External: north 16,64 Muur paneelglas External: north 60,12 45,36 Muur graniet External: south 38,21 Muur paneelglas External: south 60,12 45,36 Muur graniet External: west 21,94 Muur paneelglas External: west 61,51 40,79 Muur paneelglas External: east 154,91 116,53 Muur graniet External: east 107,20 Warm dak External: horizontal 260,79 Plafond gelijkvloers Adjacent: zone F 272,62 Plafond gelijkvloers Adjacent: zone I 680,19 Interne wand Adjacent: Zone D 214,00 Tabel B3.5: Invoerparameters voor de muren en ramen van zone C (keuken en restaurant) in ‘TRNBuild’

B3.4. De gebruikte tijdsprofielen, ventilatievouden en interne warmtelasten voor elke zone Er werd reeds opgemerkt dat het mogelijk is in ‘TRNBuild’ om tijdsprofielen in rekening te brengen. In tabel B3.6 staan de gebruikte dagprofielen met hun waarde op welbepaalde tijdstippen. Deze dagprofielen worden dan gebruikt in de weekprofielen van tabel B3.7. De invoerparameters voor de ventilatie en interne lasten staan dan per zone gegeven in tabel B3.8.

94

Bijlage 3

Altijd aan Auditorium Eten Gang en parking Kabinet kantoor Kantoor Koken Licht Licht kabinet weekend Licht weekend Uit Ventilatie maandag Ventilatie


0h00 1 0 0 0 0,05 0,05 0 0,05

5h00 1 0 0 0 0,05 0,05 0 0,05

6h00 1 0 0 0 0,05 0,05 0 0,05

7h00 1 0 0 1 0,05 0,05 0 0,05

8h00 1 1 0 1 0,05 0,6 0 0,6

9h00 10h00 12h00 14h00 1 1 1 1 1 1 1 1 0 0 1 1 1 1 1 1 0,3 0,3 0,3 0,3 1 1 1 1 0,1 1 1 0,1 1 1 1 1

17h00 1 1 0 1 0,3 1 0 1

17h45 1 1 0 1 0,3 1 0 1

18h00 1 0 0 1 0,05 0,6 0 0,6

19h00 1 0 0 1 0,05 0,6 0 0,6

19h30 1 0 0 1 0,05 0,05 0 0,4

20h15 1 0 0 0 0,05 0,05 0 0,05

24h00 1 0 0 0 0,05 0,05 0 0,05

0,05

0,05

0,05

0,05

0,05

0,7

0,7

0,7

0,7

0,7

0,7

0,7

0,05

0,05

0,05

0,05

0,05 0

0,05 0

0,05 0

0,05 0

0,05 0

0,3 0

0,3 0

0,3 0

0,3 0

0,3 0

0,3 0

0,05 0

0,05 0

0,05 0

0,05 0

0,05 0

0

1

1

1

1

1

1

1

1

1

0

0

0

0

0

0

0

0

1

1

1

1

1

1

1

1

0

0

0

0

0

0

Tabel B3.6: De gebruikte dagprofielen

Maandag

Dinsdag

Auditorium week

Auditorium

Uit

Auditorium

Kabinet week

Kantoor

Kantoor

Kantoor week Keuken week Koken week

Kantoor Eten Koken Gang en Parking week parking Ventilatie Ventilatie week maandag Verlichting Licht week Verlichting Licht kabinet week

Woensdag Donderdag

Vrijdag

Zaterdag

Zondag

Uit

Auditorium

Uit

Uit

Kantoor

Kantoor

Kantoor

Kantoor Eten Koken Gang en parking Ventilatie maandag




Kabinet kantoor Uit Uit Uit

Kabinet kantoor Uit Uit Uit

Uit

Uit

Uit

Uit

Licht

Licht

Licht

Licht

Licht weekend Licht weekend

Licht

Licht

Licht

Licht

Licht kabinet Licht kabinet weekend weekend

Tabel B3.7: De gebruikte weekprofielen

95

Bijlage 3

Zone A B C D E F G H I J K L


Ventilatie Personen Elektronica Verlichting Debiet Tijdsprofiel Aantal Tijdsprofiel Aantal Tijdsprofiel Vermogensdichtheid Tijdsprofiel (ACH) (-) (-) (-) (-) (-) (W/m²) (-) 10 10 Parking afhankelijk van Auditorium Auditorium Auditorium 250 5 55 enthalpieregeling 97 week week week afhankelijk van Keuken Verlichting 600 55 enthalpieregeling97 week week Ventilatie Kantoor Kantoor Verlichting 1,4245 60 400 10 week week week week Ventilatie Kantoor Kantoor Verlichting 0,7874 228 228 13 week week week week Ventilatie Kantoor Kantoor Verlichting 0,7874 228 228 13 week week week week Kabinet Kabinet Verlichting 0,785 Altijd aan 50 50 13 week week kabinet week Ventilatie Kantoor Kantoor Verlichting 0,7874 228 228 13 week week week week Ventilatie Kantoor Kantoor Verlichting 0,7874 245 245 13 week week week week Ventilatie Kantoor Verlichting 1,591 3 5 week week week Ventilatie Kantoor Verlichting 1,709 3 5 week week week Ventilatie Kantoor Verlichting 1,690 3 5 week week week Tabel B3.8: De gebruikte invoerparameters voor de ventilatie en interne lasten

B3.5. De enthalpieregeling We beschouwen een lokaal met interne en externe warmtewinsten. De energiebalans in het systeem valt op te delen in zonnewinsten, interne warmtewinsten, infiltratielasten, transmissieverliezen en ventilatielasten. We veronderstellen dat het lokaal dient gekoeld te worden, dan is de koellast gelijk aan: Qkoeling = m vers ( hvers − hlokaal ) + Qextra

Het eerste deel stelt de ventilatielasten voor, de extra koellast 98 is de som van de transmissieverliezen, de zonnewinsten, de interne warmtewinsten en de infiltratielasten. Beschouw nu het controlevolume uit figuur B3.1; de getekende koelbatterij levert een koelvermogen: Qkoelbatterij = m batterij ( hbatterij ,in − hbatterij ,uit )

Uit de energiebalans over het controlevolume volgt: Qextra + m vers ( hvers − hlokaal ) = Qbatterij

97

Voor meer informatie rond de enthalpieregeling wordt er verwezen naar bijlage B3.5.

98

Het is deze waarde die in hoofdstuk 3.3.4 uit de componenten ‘Auditorium’ en ‘Restaurant’ wordt gehaald.

96

Bijlage 3


Daaruit: Qkoeling = Qbatterij

m vers

Qextra

m vers

Figuur B3.1: Een controlevolume rond een ventilatie-installatie en een te koelen ruimte

m recirculatie

m vers

Figuur B3.2: Een controlevolume rond een ventilatie-installatie met recirculatie

We beschouwen nu het controlevolume uit bovenstaande figuur. We bekomen: m recirculatie ⋅ hlokaal + m vers ⋅ hvers = m batterij ⋅ hbatterij ,in

We weten dat: m batterij = m vers + m recirculatie y=

m vers m batterij

97

Bijlage 3


Er is steeds een minimale hoeveelheid verse lucht nodig om de kwaliteit van de lucht te waarborgen, deze minimale verhouding werd in het Hendrik Conscience-gebouw op 30% ingesteld. y wordt dus begrensd door:

0,3 ≤ y ≤ 1 De y wordt zodanig gekozen dat Qbatterij zo laag mogelijk wordt. We weten dat: Qbatterij = Qkoellast m batterij ( hbatterij ,in − hbatterij ,uit ) = m vers ( hvers − hlokaal ) + Qextra m batterij ⋅ Δh = y ⋅ m batterij ( hvers − hlokaal ) + Qextra

We streven naar een minimale Δh , deze is nul als:

− y=

Qextra m batterij

hvers − hlokaal

De regeling wordt: ⎧ ⎪ ⎪0,3 ⎪ ⎪ ⎪ − Qextra ⎪ m batterij y=⎨ ⎪ hvers − hlokaal ⎪ ⎪ ⎪1 ⎪ ⎪ ⎪⎩

− als

Qextra m batterij

hvers − hlokaal −

als 0,3 ≤ − als

< 0,3

Qextra m batterij

hvers − hlokaal

Qextra m batterij

hvers − hlokaal

≤1

>1

98

Bijlage 3


B3.6. Herschaling van de opgemeten profielen met graad- en enthalpiedagen B3.6.1. Graaddagen De graaddagen [30] geven een invers beeld van de temperatuur (de warmte) weer 99 . De graaddagen zijn dus een maatstaf voor de koude over een periode. Om de equivalente graaddagen in België te berekenen, dient men eerst de equivalente temperaturen na te gaan. De equivalente temperatuur bekomt men door 60% van de gemiddelde temperatuur van de dag D op te tellen bij 30% van de temperatuur van de dag D-1 en dit te vermeerderen met 10% van de temperatuur van de dag D-2. De graaddagen worden dan bekomen door van 16,5°C (grens vanaf dewelke men begint te verwarmen) de berekende equivalente temperatuur af te trekken 100 . Het aantal graaddagen van het referentiejaar 101 en de jaren 2005 en 2006 zijn gegeven in tabel B3.9.

Aantal graaddagen (-) Referentiejaar 2005 2006 2577 2233 2212 Totaal 432 366 457 Januari 372 391 397 Februari 331 296 378 Maart 234 177 214 April 127 119 82 Mei 61 35 37 Juni 25 8 1 Juli 27 18 24 Augustus 76 37 5 September 182 80 70 Oktober 310 302 219 November 400 404 328 December Tabel B3.9: Het aantal graaddagen voor het referentiejaar en de jaren 2005 en 2006

99

Er bestaan verschillende definities voor het begrip graaddagen, ook de grenstemperatuur vanaf dewelke men

begint te verwarmen kan variëren. In deze scriptie werd de berekening van de graaddagen uitgevoerd zoals beschreven in [30]. 100 101

Men beschouwt hier enkel de equivalente temperaturen die lager zijn dan 16,5°C. Het standaard jaar voor Brussel beschikbaar in de ‘TRNSYS’-bibliotheken wordt hier als referentiejaar

beschouwd.

99

Bijlage 3


B3.6.2. Enthalpiedagen De enthalpiedagen geven een beeld van de koelbehoefte van een gebouw; de berekeningsmethode is vrij analoog aan deze voor graaddagen. Bij de berekening van enthalpiedagen houdt men echter niet alleen rekening met de temperatuur maar ook met de vochtigheid. Men berekent met de opgemeten temperatuur- en vochtigheidswaarden een equivalente, daggemiddelde enthalpiewaarde. Men trekt van deze equivalente enthalpiewaarde 30 kJ/kg af en bekomt zo het aantal enthalpiedagen 102 . Het aantal enthalpiedagen van het referentiejaar en de jaren 2005 en 2006 zijn gegeven in tabel B3.10.

Aantal enthalpiedagen (-) Referentiejaar 2005 2006 1247 1894 2181 Totaal 0 0 0 Januari 0 0 0 Februari 0 16 13 Maart 9 30 8 April 117 147 158 Mei 201 356 265 Juni 357 465 648 Juli 356 333 366 Augustus 161 330 479 September 44 203 217 Oktober 2 14 24 November 0 0 3 December Tabel B3.10: Het aantal enthalpiedagen voor het referentiejaar en de jaren 2005 en 2006

B3.6.3. Werkwijze herschaling De meetresultaten dienen herschaald te worden naar het referentiejaar. Dit is eenvoudig realiseerbaar door het maandelijks meetresultaat te vermenigvuldigen met het respectievelijk aantal graadof enthalpiedagen en het bekomen getal te delen door het aantal graadof enthalpiedagen van het referentiejaar. Als men bovenstaande redenering blindelings volgt, kan men in de respectievelijke laagseizoenen grote afwijkingen krijgen. In de respectievelijke laagseizoenen is het aantal graadof enthalpiedagen immers aan de lage kant waardoor een verschil van één graadof enthalpiedag al grote afwijkingen kan geven in de herschalingsresultaten. De herschaling naar

102

Men beschouwt hier enkel equivalente enthalpiewaarden die hoger zijn dan 30 kJ/kg. We merken nog op dat

er geen standaard definitie is voor enthalpiedagen, met andere woorden er bestaan ook definities die bijvoorbeeld 40 kJ/kg of 50 kJ/kg als grenswaarde nemen.

100

Bijlage 3


een referentiejaar dient men dus met grote oplettendheid uit te voeren! Om voorgaande redenen werd in deze scriptie de herschaling met graaddagen enkel uitgevoerd in de wintermaanden 103 . De herschaling met enthalpiedagen werd enkel gedaan voor de zomermaanden 104 .

B3.7. Het gesimuleerde warmtelastprofiel van het Hendrik Conscience-gebouw 2500

Warmtelast (kW)

2000

1500

1000

500

0 0

1000

2000

3000

4000

5000

6000

7000

8000

Tijd (hr)

Figuur B3.3: Het gesimuleerde warmtelastprofiel van het Hendrik Conscience-gebouw gedurende één jaar

103

Deze wintermaanden zijn: november, december, januari, februari en maart.

104

Deze zomermaanden zijn: mei, juni, juli en augustus.

101

Bijlage 3


B3.8. Enkele gesimuleerde dagprofielen van het Hendrik Conscience-gebouw 14

1200

Warmte- en koellast (kW)

10 800 8 600 6 400 4 200


12

1000

2

0

0 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24

Tijd (hr) Warmtelast

Koellast

Temperatuur

Figuur B3.4: Het gesimuleerde warmte- en koellastprofiel van het Hendrik Conscience-gebouw voor 1

1200

12

1000

10

800

8

600

6

400

4

200

2



januari van het referentiejaar

0

0 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24


Koellast

Temperatuur

Figuur B3.5: Het gesimuleerde warmte- en koellastprofiel van het Hendrik Conscience-gebouw voor 1 februari van het referentiejaar

102

Bijlage 3


8

1200


6 800 5 4

600

3 400 2 200


7 1000

1 0

0 1

2

3 4

5

6 7

8

9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24


Koellast

Temperatuur


500

9

450

8

400

7

350

6

300 5 250 4 200 3

150

2

100



maart van het referentiejaar

1

50 0

0 1

2

3

4

5

6

7

8

9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24


Koellast

Temperatuur

Figuur B3.7: Het gesimuleerde warmte- en koellastprofiel van het Hendrik Conscience-gebouw voor 1 april van het referentiejaar

103

Bijlage 3


1200

18


14 800

12 10

600 8 400

6 4

200


16 1000

2 0

0 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24


Koellast

Temperatuur

Figuur B3.8: Het gesimuleerde warmte- en koellastprofiel van het Hendrik Conscience-gebouw voor 1 mei van het referentiejaar

20

800


16 600 14 500

12 10

400

8

300

6 200 4 100


18

700

2

0

0 1

2

3 4

5

6 7

8

9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24


Koellast

Temperatuur

Figuur B3.9: Het gesimuleerde warmte- en koellastprofiel van het Hendrik Conscience-gebouw voor 1 juni van het referentiejaar

104

160

18

140

16 14

120

12 100 10 80 8 60 6 40

4

20




Bijlage 3

2

0

0 1

2

3 4

5

6 7

8

9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24


Koellast

Temperatuur

Figuur B3.10: Het gesimuleerde warmte- en koellastprofiel van het Hendrik Conscience-gebouw voor 1 juli van het referentiejaar

20

700

18 16 500

14 12

400

10 300

8 6

200

4



600

100 2 0

0 1

2

3 4

5

6 7

8

9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24


Koellast

Temperatuur

Figuur B3.11: Het gesimuleerde warmte- en koellastprofiel van het Hendrik Conscience-gebouw voor 1 augustus van het referentiejaar

105

Bijlage 3


700

25

20 500 15

400

300

10

200 5



600

100

0

0 1

2

3 4

5

6 7

8

9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24


Koellast

Temperatuur


1200

12

1000

10

800

8

600

6

400

4

200

2

0



september van het referentiejaar

0 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24


Koellast

Temperatuur

Figuur B3.13: Het gesimuleerde warmte- en koellastprofiel van het Hendrik Conscience-gebouw voor 1 oktober van het referentiejaar

106

1600

5

1400

4

1200

3

1000

2

800

1

600

0

400

-1

200

-2

0




Bijlage 3

-3 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24


Koellast

Temperatuur


700

12

600

10 8

500

6 400 4 300 2 200

0

100



november van het referentiejaar

-2

0

-4 1

2

3 4

5

6 7

8

9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24


Koellast

Temperatuur

Figuur B3.15: Het gesimuleerde warmte- en koellastprofiel van het Hendrik Conscience-gebouw voor 1 december van het referentiejaar

107

Bijlage 4


Bijlage 4: Het koelmachinemodel B4.1. Overzicht van enkele modelleringsmethodes voor (deellast)werking van koelmachines Men kan koelmachines volgens verschillende methodes modelleren; we bespreken hieronder enkele mogelijkheden. Onderstaande modelleringsmethodes zijn algemeen bruikbaar, men kan ze met andere woorden gebruiken voor zowel lucht- als watergekoelde koelmachines en men kan ze ook gebruiken voor zowel ‘steady state’- als dynamische modellen. Het spreekt voor zich dat de modelleringsmethode van de koelmachinemodellen besproken in hoofdstukken 4.2.1 en 4.3 hieronder niet herhaald wordt.

B4.1.1. Model beschikbaar in de TRNSYS-bibliotheek (Type 43) [31] In de bibliotheek van het computerprogramma TRNSYS werd er een model gevonden voor de deellastwerking van koelmachines. Dit model vertrekt van de efficiëntie van de koelmachine bij nominale belasting en men veronderstelt dat de prestatie in deellast van de koelmachine een functie is van de PLR. De gebruiker heeft hierbij de mogelijkheid te kiezen voor een lineair verband, maar men kan echter ook een tekstbestand aan het model toevoegen met daarin enkele (meet)punten waartussen het model lineair zal interpoleren.

B4.1.2. Modellen steunend op een correlatie [32, 33] Er bestaan modellen voor koelmachines die steunen op één enkele correlatie. Een voorbeeld van zo een model werd door Ng et al. [32] ontwikkeld voor een watergekoelde ijswatermachine. Men past de eerste en tweede hoofdwet van de thermodynamica toe op een vereenvoudigd schema van de koelmachine. Na enkele aanvaardbare vereenvoudigingen in het resulterende stelsel, bekomt men de correlatie: Tevin Tcdin

leak in in Tevin ⋅ ΔST Qeqv ⋅ (Tcd − Tev ) R ⋅ Qcl 1 ⎤ ⎡ ⋅ ⎢1 + = 1+ + + in Qcl Tcdin ⋅ Qcl Tcd ⎣ EER ⎦⎥

1 ⎤ ⎡ ⎢⎣1 + EER ⎦⎥

Deze vergelijking drukt de EER uit in functie van het gevraagde koelvermogen Qcl , de ingangstemperatuur aan zowel de verdamper ( Tevin ) als aan de condensor ( Tcdin ) en drie machineafhankelijke parameters. De drie machineafhankelijke parameters zijn:

De totale interne entropieproductie ΔST ⎡ kW ⎤ K⎦ ⎣

De entropie stijgt door wrijving en andere interne dissipatieve verliezen.

108

Bijlage 4


⎤ De totale thermische weerstand van de warmtewisselaars R ⎡ K ⎣ kW ⎦

Deze weerstand is de som van de weerstandswaarden voor de condensor en verdamper.

leak Een equivalent warmteverlies C eqv [kW]

Dit equivalent warmteverlies bevat alle ongewenste warmtewisseling tussen de leak koelmachine en de omgeving; we definiëren Ceqv als:

leak eqv

C

=Q

leak evap

+

leak Qcomp ⋅ Tevin

Tcd − Tevin

We merken nog op dat deze drie machineafhankelijke parameters eigenlijk ook licht afhankelijk zijn van de koelmiddeltemperatuur, maar Ng et al. [32] hebben aangetoond dat deze lichte temperatuursafhankelijkheid een verwaarloosbare invloed heeft op de berekende EER. Er bestaan echter ook koelmachinemodellen die zich baseren op een correlatie waarbij geen thermodynamische hoofdwetten gebruikt worden. Deze modellen passen ‘curve fitting’ 105 toe op de informatie van de fabrikant. Solati et al. [33] hebben een overzicht gemaakt van dergelijke modellen. Het computerprogramma BLAST [34] gebruikt een dergelijk koelmachinemodel om de ‘full load power ratio’ (FLPR) te berekenen. De FLPR is gelijk aan

1 ⎞ ⎛ de verhouding tussen het elektrisch vermogen en de koelcapaciteit ⎜ FLPR = ⎟ . De EER ⎠ ⎝ correlatie waarop dit model zich baseert is: FLPR = NFLPR ⋅ ⎡⎣C1 + C2 ⋅ ANCR + C3 ⋅ ANCR 2 ⎤⎦

In deze vergelijking is de ‘nominal full load power ratio’ (NFLPR) de FLPR onder nominale condities en is de ‘available nominal capacity ratio’ (ANCR) de verhouding tussen het beschikbare koelvermogen en het nominale koelvermogen. ANCR = B1 + B2 ⋅ ΔT + B3 ⋅ ΔT 2 − 35 ⎞ ⎛T ΔT = ⎜ wcd 2 ⎟ − (Twev 2 − 6, 7 ) a ⎝ ⎠ 105

Bij ‘curve fitting’ beschikt men over een vergelijking met enkele parameters en enkele meetwaarden. Het

komt er dan op aan om de waarden van de parameters zo te kiezen dat de bekomen functie zo goed mogelijk het verband tussen de verschillende meetpunten beschrijft. De functie moet dus zo dicht mogelijk bij alle meetpunten liggen.

109

Bijlage 4


In deze vergelijkingen is Twcd 2 de watertemperatuur aan de uitlaat van de condensor, Twev 2 is de ijswatertemperatuur aan de uitlaat van de verdamper. De coëfficiënten B1 tot en met B3 en C1 tot en met C3 worden bekomen door ‘curve fitting’ toe te passen op de informatie van de

fabrikant.

B4.1.3. Modellen steunend op artificiële neurale netwerken [35, 36] Het meest gekende en eveneens meest complexe zenuwnetwerk is ongetwijfeld het menselijk brein. Artificiële neurale netwerken bootsen dit biologisch netwerk na om een oplossing te vinden voor een fysisch probleem aan de hand van enkele voorbeelden. Er bestaan verschillende koelmachinemodellen die gebruik maken van artificiële neurale netwerken om de prestatie van de koelmachine te voorspellen. Deze modellen beschouwen de koelmachine als een zwarte doos met enkel in- en uitgangswaarden. Wat er in de zwarte doos gebeurt is niet van belang en is dan ook verborgen voor de gebruiker van het model. Er bestaan verschillende soorten artificiële neurale netwerken, de twee meest populaire netwerken zijn het ‘multilayer perceptron network’ (MLP) en het ‘generalised radial basis function network’ (GRBF). Zowel Swider et al. [35] als Bechtler et al. [36] hebben voor het

GRBF-netwerk gekozen. Het GRBF-netwerk wordt schematisch voorgesteld in figuur B4.1. Het netwerk heeft c ingangswaarden x1,…,xc en d uitgangswaarden y1,…,yd. Deze in- en uitgangswaarden worden met elkaar verbonden door k basisfuncties, in de meeste omstandigheden kiest men Gauss-normale verdelingen voor de basisfuncties.

Figuur B4.1: Schematische voorstelling van het GRBF-netwerk

110

Bijlage 4


Het model heeft een databestand nodig waarin enkele opgemeten combinaties van in- en uitgangswaarden 106 staan. Dit databestand wordt dan gebruikt bij het optimaliseren van de parameters in de basisfuncties en bij het bepalen van de gewichtsfactor van elke basisfunctie. Het model is enkel bruikbaar in de intervallen van de data in het databestand. Het is duidelijk dat deze vorm van modelleren veel gelijkvormigheden vertoont met modellen die werken met correlaties. Het voordeel van beide modelleringsvormen is dat er geen specifieke informatie over de koelmachine, zoals bijvoorbeeld de grootte van de warmtewisselaars, nodig is.

B4.1.4. Modellen steunend op een iteratieve rekenmethode [8-12, 37-42] Men vindt in de literatuur een heel aantal modellen voor koelmachines waarbij men steunt op een iteratieve rekenmethode om de deellastwerking van de koelmachine te onderzoeken. De methodiek achter deze modellen is schematisch weergegeven in figuur B4.2. De methodiek achter het model van Chan et al. [9] wordt hieronder beschreven. De andere modellen gevonden in de literatuur [8, 10-12, 37-42] werken met een analoog iteratieschema. Het beschouwde model werd ontwikkeld voor een luchtgekoelde machine met de koelcyclus uit figuur B4.3. Hierbij wordt verondersteld dat de expansie in de expansieklep isenthalp verloopt en dat er geen warmtewisseling is tussen de ijswatermachine en de omgeving waardoor: Qcd = Qcl + Ecc

Het model rekent via een iteratieproces elke werkingstoestand van de koelmachine uit. Het model vraagt hiervoor telkens zeven ingangswaarden: de buitentemperatuur ( Tcdae ), de PLR, het massadebiet aan ijswater ( m w ), de temperatuur van het gekoelde ijswater ( Tchws ), de onderkoelingsgraad ( Tcdsc ), de oververhittingsgraad ( Tevsh ) en het instelpunt voor de condensortemperatuur ( Tcdsp ). De uitgangswaarden van het model zijn variabele werkingskarakteristieke getallen voor zowel de compressor als de condensor en verdamper. Het model maakt ook gebruik van een programma ontwikkeld door Bourdouxhe et al. [43] dat de 106

Voorbeeld van de gekozen ingangswaarden voor een watergekoelde machine: de gevraagde koellast, de

ingangstemperatuur van het koelwater en de vertrektemperatuur van het ijswater. Voorbeeld van de gekozen uitgangswaarden voor een watergekoelde machine: de ingangstemperatuur van het ijswater, de uitgangstemperatuur van het koelwater, de EER en de benodigde compressorarbeid.

111

Bijlage 4


thermodynamische eigenschappen van het gebruikte koelmiddel bepaalt bij de gegeven omgevingsvariabelen.

Figuur B4.2: De methodiek achter de koelmachinemodellen steunend op een iteratieve rekenmethode [12]

Figuur B4.3: De koelcyclus die gebruikt werd bij het ontwikkelen van het model [9]

De koelcapaciteit van de verdamper kan men schrijven als Qcl = PLR ⋅ Qcr

Qcl = m w ⋅ C pw ⋅ (Tchwr − Tchws ) Qcl = m r ,tot ⋅ qrf Qcl = AU ev ⋅ LMTDev

112

Bijlage 4


Hieruit kan men de verdampertemperatuur Tev en de verdampingsdruk pev bepalen samen met de eigenschappen van het koelmiddel bij de inlaat van de compressor 107 . Het benodigde compressorvermogen wordt bepaald met: Ecc = m r ,tot ⋅

win ηisen ⋅ηcc

De warmteafgifte in de condensor moet voldoen aan volgende energiebalansen: Qcd = Qcl + Ecc

Qcd = m r ,tot ⋅ ( h2 − h3 ) Qcd = Va ⋅ ρ a ⋅ C pa ⋅ (Tcdal − Tcdae ) Qcd = AU cd ⋅ LMTDcd

Aangezien de compressor en de condensor verbonden zijn door de onbekende condensortemperatuur Tcd , wordt Tcd iteratief bepaald. Het vermogen opgenomen door de ventilatoren wordt bepaald door de formule: Ecf = N cf ⋅ Ecf ,ea

Het aantal draaiende ventilatoren hangt ook af van de condensortemperatuur Tcd . Men moet de berekening van het aantal draaiende ventilatoren ook meenemen in het iteratief proces. Chan et al. [9] leidde een beslissingscriterium af om het aantal in werking zijnde ventilatoren N cf te bepalen: N cf ,tot Va ,tot ⋅ ρ a ⋅ C pa

⋅

Qcd
Als het iteratief proces beëindigd is, kunnen we het totaal opgenomen elektrisch vermogen en de EER bepalen: Ech = Ecc + Ecf EER =

Qcl Ech

Voor meer informatie over de formules en het iteratieproces wordt verwezen naar het werk van Chan et al. [9]. We merken nog op dat er modellen zijn die de warmtewisseling in zowel condensor als verdamper nauwkeuriger beschrijven in vergelijking met bovenstaand uitgewerkt voorbeeld. Deze modellen houden rekening met de faseveranderingen die in de verdamper en de 107

De drukverliezen in de leidingen worden hier verwaarloosd. De compressie wordt polytroop verondersteld.

113

Bijlage 4


condensor plaatsvinden en brengen de invloed van de faseveranderingen op de warmteoverdracht in rekening [37-40]. Soms combineert men het model met een koeltorenmodel als men te maken heeft met een watergekoelde machine [40]. De extrapolatiemethode uit hoofdstuk 4.2.2 sluit het dichtst aan bij het model dat hierboven uitgebreid werd besproken en houdt bijgevolg geen rekening met de faseveranderingen in condensor en verdamper.

B4.2. Berekening van de koelmiddeleigenschappen bij gekende condensor- en verdampertemperatuur We bespreken de berekening van de koelmiddeleigenschappen bij gekende condensor- en verdampertemperatuur aan de hand van de koelcyclus uit figuur 4.2. De saturatiedruk in de condensor kan bepaald worden met de condensortemperatuur; op analoge wijze wordt de saturatiedruk in de verdamper bepaald met de verdampertemperatuur. De enthalpie h1 is de enthalpie van het koelmiddel bij de berekende condensordruk en een dampgehalte van 0%; T1 kan met dezelfde gegevens bepaald worden. De enthalpie h1' wordt bepaald bij de condensordruk en een temperatuur gelijk aan de condensortemperatuur verminderd met de onderkoelingsgraad. Aangezien de expansie isenthalp verondersteld wordt, zijn de enthalpiewaarden h2 en h2' onmiddellijk gekend door ze gelijk te stellen aan respectievelijk h1 en h1' . De enthalpiewaarde h3 wordt bepaald bij de verdamperdruk en een dampgehalte van 100%; h3' wordt bepaald bij de verdamperdruk en een temperatuur gelijk aan de verdampertemperatuur vermeerderd met de oververhittingsgraad. Men kan op analoge wijze als h3' ook de entropie s3' berekenen. De enthalpie h4' wordt dan bepaald bij de condensordruk en de entropie s3' ; het punt 4’ is immers het eindpunt van de isentrope compressie.

B4.3. De totale warmteoverdrachtscoëfficiënten voor de condensor en verdamper Aangezien in de verdamper het koelmiddeldebiet en het ijswaterdebiet ongewijzigd blijven, hoeft het geen betoog dat de totale warmteoverdrachtscoëfficiënt van de verdamper constant blijft.

114

Bijlage 4


De situatie ligt iets gevoeliger bij de condensor omdat er op bepaalde momenten ventilatoren afschakelen, het luchtdebiet over de condensor zal dus variëren. Aangezien condensors meestal

als

buizenwarmtewisselaars

uitgevoerd

worden,

kunnen

we

de

totale

warmteoverdrachtscoëfficiënt (voor één buis) van de condensor neerschrijven [44]: UAcd =

1 ⎛r ⎞ ln ⎜ o ⎟ 1 ⎝ ri ⎠ + 1 + hi ⋅ Ai 2 ⋅ π ⋅ k ⋅ L ho ⋅ Ao

In deze formule is hi de interne convectiecoëfficiënt, Ai de interne buisoppervlakte, ro de uitwendige straal van de buis, ri de inwendige straal van de buis, k de conductiecoëfficiënt van het buismateriaal, L de lengte van de buis, ho de externe convectiecoëfficiënt en Ao de externe buisoppervlakte inclusief de vinoppervlakte. Aangezien het koelmiddeldebiet en de geometrie niet wijzigen, is het enkel de externe convectiecoëfficiënt ho die wijzigt bij het afschakelen van ventilatoren. Deze convectiecoëfficiënt wordt bepaald met behulp van het Nusselt-getal: Nu D =

ho ⋅ D k

Men kan het Nusselt-getal bepalen aan de hand van volgende correlatie voor gedwongen convectie bij dwarsstroom over buizen [44]: 1

NuD = B ⋅ Ren ⋅ Pr 3

Het Prandtl-getal wordt gegegeven door:

Pr =

ν μ ⋅ CP = k α

Het Prandtl-getal is een constante aangezien het enkel stofeigenschappen voor, in dit geval, omgevingslucht bevat. De termen B en n zijn constanten en variëren naargelang de grootte van het Reynolds-getal. Re D =

D⋅v

ν

Voor condensors van koelmachines wordt B 0,911 en n wordt gelijk aan 0,385. De invloed door het afschakelen van ventilatoren op de uitwendige convectiecoëfficiënt wordt bijgevolg sterk afgezwakt door de macht n. Hierbij komt dat het Reynolds-getal beperkt blijft in grootte omdat de luchtsnelheid aan de condensor beperkt is, mede door geluidsbeperkingen. We veronderstellen verder ook dat het berekende luchtdebiet steeds over de volledige condensor

115

Bijlage 4


stroomt waardoor we in de extrapolatie dus kunnen veronderstellen dat de totale warmteoverdrachtscoëfficiënt voor de condensor constant blijft.

B4.4. Afschatting van de minimale condensortemperatuur Tcd,min Het afschatten van een minimale condensortemperatuur 108 is niet eenvoudig. In de technische productbrochure van de koelmachine zijn er echter minimale en maximale werkingsgrenzen voor de koelmachine opgegeven. Het zijn de minimale werkingsgrenzen die gebruikt werden om de juistheid van de geschatte waarde voor Tcd ,min te verifiëren.

De minimale werkingsgrens voor koelmachines met ventilatoren met constante snelheid gaf na extrapolatie als resultaat dat ongeveer 30 à 40% van alle ventilatoren uitgeschakeld werd. Dit is een aanvaardbaar resultaat, men kan immers veronderstellen dat bij ventilatoren zonder snelheidsregeling steeds ongeveer 60% van de ventilatoren moet blijven draaien om een luchtstroom over een voldoend groot deel van de condensor te verzekeren. De minimale werkingsgrens voor koelmachines met snelheidsgeregelde ventilatoren ligt echter een stuk lager dan die voor koelmachines met ventilatoren met constante snelheid. Aangezien men bij snelheidsgeregelde ventilatoren bij een eenzelfde geventileerd oppervlak het debiet sterk kan verminderen in vergelijking met de constante snelheidsventilatoren, zal men de koelmachine met snelheidsgestuurde ventilatoren bij lagere omgevingstemperaturen kunnen bedrijven 109 . Men kan snelheidsgeregelde ventilatoren typisch tot ongeveer 20% van hun totale luchtdebiet regelen. Deze nieuwe, lagere werkingsgrens voor snelheidsgestuurde ventilatoren wordt ook in de productbrochure vermeld. Bij een controle van de extrapolatiewaarden blijkt dat het debiet bij deze nieuwe, lagere werkingsgrens meestal rond de 25 à 30% van het totale debiet ligt. Men kan bijgevolg besluiten dat de geschatte waarde voor Tcd ,min relatief goed gekozen is en betrouwbare resultaten zal geven.

108

Eigenlijk mag het drukverschil tussen condensor en verdamper niet te laag worden. Aangezien

verzadigingsdruk en verzadigingstemperatuur samenhangen en de verdampertemperatuur nauwelijks wijzigt, wordt hier toch voor een minimale condensortemperatuur gekozen als selectiecriterium. 109

De luchtstroom blijft op een voldoende groot deel van de condensor verzekerd, het debiet wordt echter kleiner

waardoor een koudere omgeving de condensor toch niet te zwaar afkoelt.

116

Bijlage 4


B4.5. Grafieken van een koelmachine na extrapolatie 1600

Koelvermogen (kW)

1400 1200 1000 800 600 400 200 0 0

5

10

15

20

25

30

35

40

45

50


5 °C

6 °C

7 °C

8 °C

9 °C

Figuur B4.4: Grafiek van het koelvermogen per ijswatertemperatuur in functie van de omgevingstemperatuur inclusief de geëxtrapoleerde waarden

450

Compressorvermogen (kW)

400 350 300 250 200 150 100 50 0 0

5

10

15

20

25

30

35

40

45

50


5 °C

6 °C

7 °C

8 °C

9 °C

Figuur B4.5: Grafiek van het compressorvermogen per ijswatertemperatuur in functie van de omgevingstemperatuur inclusief de geëxtrapoleerde waarden

117

Bijlage 4


35

Ventilatorvermogen (kW)

30

25

20

15

10

5

0 0

5

10

15

20

25

30

35

40

45

50


5 °C

6 °C

7 °C

8 °C

9 °C

Figuur B4.6: Grafiek van het ventilatorvermogen per ijswatertemperatuur in functie van de omgevingstemperatuur inclusief de geëxtrapoleerde waarden

7,0

6,0

EERcompressor

5,0

4,0

3,0

2,0

1,0

0,0 0

5

10

15

20

25

30

35

40

45

50


5 °C

6 °C

7 °C

8 °C

9 °C

Figuur B4.7: Grafiek van de EERcompressor per ijswatertemperatuur in functie van de omgevingstemperatuur inclusief de geëxtrapoleerde waarden 110

110

EERcompressor is gelijk aan de verhouding van het koelvermogen tot het opgenomen compressorvermogen.

118

Bijlage 4


7,0

6,0

EER (-)

5,0

4,0

3,0

2,0

1,0

0,0 0

5

10

15

20

25

30

35

40

45

50


5 °C

6 °C

7 °C

8 °C

9 °C

Figuur B4.8: Grafiek van de EER per ijswatertemperatuur in functie van de omgevingstemperatuur inclusief de geëxtrapoleerde waarden

119

Referenties

Referenties 1.

Energy efficiency and certification of central air conditioners (EECCAC). 2003: Paris. p. 54.

2.

MICHAEL J. MORAN and HOWARD N. SHAPIRO, Fundamentals of Engineering

Thermodynamics. Third edition ed. 1998: John Whiley & Sons Ltd. 799. 3.

CEN, EN14511-2 (Air conditioners, liquid chilling packages and heat pumps with

electrically driven compressors for space heating and cooling - Part 2: Test conditions). 2007. p. 16. 4.

CEN, EN14511-3 (Air conditioners, liquid chilling packages and heat pumps with

electrically driven compressors for space heating and cooling - Part 3: Test methods). 2007. p. 42. 5.

EUROVENT. Programme Descriptions. 2007 [cited 10-10-2007]; Available from: http://www.eurovent-certification.com.

6.

AUDITAC, Technical guidelines for owner/manager of an air conditioning system:

volume 1. p. 15. 7.

PHILIPPE RIVIÈRE, Performances saisonnières des groupes de production d'eau

glacée. 2004, Ecole de mines de Paris: Paris. p. 169. 8.

K. T. CHAN and F. W. YU, Applying condensing-temperature control in air-cooled

reciprocating water chillers for energy efficiency. Applied Energy, 2002. 72(3-4): p. 565-581. 9.

K. T. CHAN and F. W. YU, Thermodynamic-behaviour model for air-cooled screw

chillers with a variable set-point condensing temperature. Applied Energy, 2006. 83(3): p. 265-279.

10.

F. W. YU and K. T. CHAN, Modelling of the coefficient of performance of an air-

cooled screw chiller with variable speed condenser fans. Building and Environment, 2006. 41(4): p. 407-417. 11.

F. W. YU and K. T. CHAN, Modelling of a condenser-fan control for an air-cooled

centrifugal chiller. Applied Energy, 2007. 84(11): p. 1117-1135. 12.

F. W. YU and K. T. CHAN, Part load performance of air-cooled centrifugal chillers

with variable speed condenser fan control. Building and Environment, 2007. 42(11): p. 3816-3829. 13.

J. E. BRAUN, A general control algorithm for cooling towers in cooling plants with

electric and/or gas-driven chillers. Hvac&R Research, 2007. 13(4): p. 581-598. 120

Referenties 14.

REFRIGERATION

AND

AIR-CONDITIONING

ENGINEERS

(ASHRAE)

AMERICAN SOCIETY OF HEATING, Supervisory Control Strategies and

Optimization, in 2007 ASHRAE Handbook - HVAC Applications. 2007: Atlanta. p. 44.1-41.39. 15.

E.R. HITCHIN G.N. DUNN & I.P. KNIGHT, Measured Chiller Efficiency In-Use:

Liquid CHillers & Direct Expansion Systems within UK Offices. p. 9. 16.

JENS C. LUNTHOLD, Drives in refrigeration: Danfoss Drives A/S.

17.

JEFFREY R. LAPLANTE, Rotary Screw Compression Process. 2003.

18.

TRNSYS: A transient system simulation program, Solar Energy Laboratory (Madison (WI): University of Wisconsin-Madison).

19.

MICHEL DE PAEPE, Thermische Installaties. 2006, Gent.

20.

INGENIUM NV, Energie-audit rapport "Conscience" gebouw. 2003.

21.

ENERGY PLUS, Getting Started with EnergyPlus. 2005, US Department of Energy. p. 24-26.

22.

TIM FLORIZONE, Analyse van comfort, energie en koeling in een labogebouw, in

Vakgroep Mechanica van Stroming, Warmte en Verbranding. 2005 - 2006, Universiteit Gent: Gent. p. 112. 23.

TYPE 655: Air Cooled Chiller, in TESS Library Documentation. p. 3.

24.

XProps, Thermal Analysis Partners, LCC: College Park, MD 20742, USA

25.

TYPE 666: Water Cooled Chiller, in TESS Library Documentation. p. 4.

26.

J. E. BRAUN, et al., Methodologies for optimal control of chilled-water systems

without storage. ASHRAE Transactions, 1989. 95(1):652-62. 27.

J. E. BRAUN, et al., Applications of optimal control to chilled-water systems without

storage. ASHRAE Transactions, 1989. 95(1):663-75. 28.

BRUNO RAEYMAKERS, Evaluatie van de performantie van HVAC-installaties van

het VIB-gebouw, in Mechanica van Stroming, Warmte en Verbranding. 2004-2005, Universiteit Gent: Gent. p. 84. 29.

BALTIMORE AIRCOIL, Closed Circuit Cooling Towers. 2008.

30.

Graaddagen

-

Aardgas.

2008

[cited;

Available

from:

http://aardgas.gasinfo.be/nl/?over/graaddagen. 31.

Volume 5: Standard Component Library Overview, in TRNSYS 16 Documentation. p. 123 - 124.

32.

K. C. NG, et al., Diagnostics and optimization of reciprocating chillers: Theory and

experiment. Applied Thermal Engineering, 1997. 17(3): p. 263-276. 121

Referenties 33.

B. SOLATI, R. ZMEUREANU and F. HAGHIGHAT, Correlation based models for

the simulation of energy performance of screw chillers. Energy Conversion and Management, 2003. 44(12): p. 1903-1920. 34.

DC HITTLE, The building loads analysis and system thermodynamics program

(BLAST). 1977, US Army Construction Engineering Research Laboratory (CERL): Champaign, IL. 35.

D. J. SWIDER, et al., Modelling of vapour-compression liquid chillers with neural

networks. Applied Thermal Engineering, 2001. 21(3): p. 311-329. 36.

H. BECHTLER, et al., New approach to dynamic modelling of vapour-compression

liquid chillers: artificial neural networks. Applied Thermal Engineering, 2001. 21(9): p. 941-953. 37.

L. FU, et al., Steady-state simulation of screw liquid chillers. Applied Thermal Engineering, 2002. 22(15): p. 1731-1748.

38.

Z. LEI and M. ZAHEERUDDIN, Dynamic simulation and analysis of a water chiller

refrigeration system. Applied Thermal Engineering, 2005. 25(14-15): p. 2258-2271. 39.

M. W. BROWNE and P. K. BANSAL, An elemental NTU-epsilon model for vapour-

compression

liquid

chillers.

International

Journal

of

Refrigeration-Revue

Internationale Du Froid, 2001. 24(7): p. 612-627. 40.

M. W. BROWNE and P. K. BANSAL, Transient simulation of vapour-compression

packaged liquid chillers. International Journal of Refrigeration-Revue Internationale Du Froid, 2002. 25(5): p. 597-610. 41.

F. W. YU and K. T. CHAN, Tune up of the set point of condensing temperature for

more energy efficient air cooled chillers. Energy Conversion and Management, 2006. 47(15-16): p. 2499-2514.

42.

F. W. YU and K. T. CHAN, Advanced control of condensing temperature for

enhancing the operating efficiency of air-cooled chillers. Building and Environment, 2005. 40(6): p. 727-737. 43.

GRODENT M BOURDOUXHE JP, LEBRUN JJ, A toolkit for primary HVAC system

energy calculation. 1995, GA: American Society of Heating, Refrigerating and AirConditioning Engineers: Atlanta. 44.

JAMES R. WELTY, et al., Fundamentals of Momentum, Heat and Mass Transfer. 2001: John Wiley & Sons, Inc. 759.

122

Lijst van figuren

Lijst van figuren Figuur 1.1: Jaarlijkse toename van vloeroppervlakte gekoeld door een centrale ijswatercentrale binnen de Europese Unie [1] ................................................................... 1 Figuur 2.1: Schematische voorstelling van een koelcyclus [2].................................................. 4 Figuur 2.2: De EER voor lucht- en watergekoelde ijswatermachines in functie van het maximale koelvermogen [1] .............................................................................................. 4 Figuur 2.3: De variatie van de EER van de theoretische Carnot-cyclus bij verschillende temperaturen van het warme en het koude reservoir ......................................................... 9 Figuur 2.4: Het ph-diagramma van twee koelcycli met gelijke verdamperdruk en verschillende condensordruk............................................................................................ 10 Figuur 2.5: Het ph-diagramma van twee koelcycli met gelijke condensordruk en verschillende verdamperdruk ................................................................................................................. 12 Figuur 2.6: De daling van de EER bij een toename van de omgevingstemperatuur Tcdae voor luchtgekoelde koelmachines [7]....................................................................................... 13 Figuur 2.7: Het verschil in efficiëntie voor eenzelfde koelmachine bij de HPC- en de CTCregeling[8] ........................................................................................................................ 15 Figuur 2.8: De toename van de COP (in %) bij het invoeren van frequentiesturing op de ventilatoren [10] ............................................................................................................... 15 Figuur 2.9: Het optimale punt van een watergekoelde ijswatercentrale met koeltorens [14].. 16 Figuur 2.10: De efficiëntie van verschillende geteste watergekoelde ijswatermachines in functie van de ................................................................................................................... 18 Figuur 2.11: De efficiëntie van verschillende geteste luchtgekoelde ijswatermachines in functie van de ................................................................................................................... 18 Figuur 2.12: Analyse van de prestaties van een koelmachine bij verschillende temperaturen en één compressor van de twee uitgeschakeld op elk koelcircuit [7] ................................... 20 Figuur 2.13: Capaciteitsregeling van een schroefcompressor met behulp van een schuifklep (‘slide stop’) [16] ............................................................................................................. 21 Figuur 2.14: Capaciteitsregeling van een schroefcompressor met behulp van een schuifklep (‘slide stop’) [16] ............................................................................................................. 21 Figuur 2.15: Driehoeksverliezen bij een schroefcompressor [17] ........................................... 22 Figuur 3.1: Schema van een algemeen simulatiemodel [19] ................................................... 24

123

Lijst van figuren Figuur 3.2: Schematische voorstelling van de gevolgde simulatiestrategie ............................ 24 Figuur 3.3: Het Hendrik Conscience-gebouw [20] .................................................................. 26 Figuur 3.4: Schets van het bovenaanzicht van het Henrik Conscience-gebouw met de benoeming van de verschillende torens ........................................................................... 27 Figuur 3.5: Overzicht van de benodigde invoer per zone in ‘TRNBuild’ [22]......................... 30 Figuur 3.6: Voorbeeld van de opbouw van de gebouwensimulatie in de ‘TRNSYS Simulation

Studio’ .............................................................................................................................. 32 Figuur 3.7: Vergelijking van de simulatieresultaten voor de warmtelast met de herschaalde metingen........................................................................................................................... 36 Figuur 3.8: Vergelijking van de simulatieresultaten voor de koellast met de herschaalde metingen........................................................................................................................... 36 Figuur 3.9: Het gesimuleerde koellastprofiel van het Hendrik Conscience-gebouw gedurende één jaar ............................................................................................................................. 37 Figuur 3.10: De gesimuleerde koellast van het Hendrik Conscience-gebouw in functie van de omgevingstemperatuur..................................................................................................... 38 Figuur 3.11: De jaarbelastingduurcurve van de gesimuleerde koellast voor het Hendrik Conscience-gebouw ......................................................................................................... 38 Figuur 3.12: De verschillende elementen uit de maandelijkse warmtebalans voor het Hendrik Conscience-gebouw ......................................................................................................... 39 Figuur 4.1: De modellering van de koelmachine toegepast bij het extrapoleren van de gegevens........................................................................................................................... 43 Figuur 4.2: De koelcyclus toegepast bij het extrapoleren van de gegevens [9]....................... 43 Figuur 4.3: Het iteratieschema van de laatste stap van de extrapolatie van de koelmachinegegevens ...................................................................................................... 48 Figuur 4.4: Grafiek van de EER per ijswatertemperatuur in functie van de omgevingstemperatuur inclusief de geëxtrapoleerde waarden ........................................ 49 Figuur 5.1: De opbouw van de simulatie voor luchtgekoelde koelmachines in de ‘TRNSYS

Simulation Studio’ ............................................................................................................ 51 Figuur 5.2: De opbouw van de simulatie voor watergekoelde koelmachines in de ‘TRNSYS

Simulation Studio’ ............................................................................................................ 53 Figuur 5.3: De gesimuleerde SEER bij de deellastregeling in functie van de ESEER voor de verschillende gesimuleerde luchtgekoelde koelmachines................................................ 55

124

Lijst van figuren Figuur 5.4: De gesimuleerde SEER bij de deellastregeling in functie van de ESEER voor de verschillende gesimuleerde luchtgekoelde koelmachines opgesplitst per vermogensklasse .......................................................................................................................................... 56 Figuur 5.5: De gesimuleerde SEERmachine bij de deellastregeling in functie van de ESEER voor de verschillende gesimuleerde watergekoelde koelmachines bij een vaste koelwatertemperatuur van 25°C....................................................................................... 58 Figuur 5.6: De gesimuleerde SEERtotaal bij de deellastregeling in functie van de ESEER voor de verschillende gesimuleerde watergekoelde koelmachines bij een vaste koelwatertemperatuur van 25°C....................................................................................... 59 Figuur 5.7: De gesimuleerde SEERmachine bij de deellastregeling in functie van de ESEER voor de verschillende gesimuleerde watergekoelde koelmachines bij een koelwatertemperatuur die volgens de ESEER-definitie varieert ..................................... 59 Figuur 5.8: De gesimuleerde SEERmachine bij de deellastregeling in functie van de ESEER voor de verschillende gesimuleerde watergekoelde koelmachines bij een koelwatertemperatuur die volgens de ESEER-definitie varieert ..................................... 60 Figuur 5.9: Twee realistische deellastprofielen voor luchtgekoelde koelmachines................. 61 Figuur 5.10: Twee realistische deellastprofielen voor watergekoelde koelmachines.............. 61 Figuur 5.11: De gesimuleerde SEER bij de cascaderegeling in functie van de ESEER voor de verschillende gesimuleerde luchtgekoelde koelmachines opgesplitst per vermogensklasse .......................................................................................................................................... 62 Figuur 5.12: De gesimuleerde SEERmachine bij de cascaderegeling in functie van de ESEER voor de verschillende gesimuleerde watergekoelde koelmachines opgesplitst per vermogensklasse .............................................................................................................. 64 Figuur 5.13: De gesimuleerde SEERtotaal bij de cascaderegeling in functie van de ESEER voor de verschillende gesimuleerde watergekoelde koelmachines opgesplitst per vermogensklasse .............................................................................................................. 64 Figuur 5.14: De gesimuleerde SEER bij de ‘cascaderegeling in deellast’ in functie van de ESEER voor de verschillende gesimuleerde luchtgekoelde koelmachines opgesplitst per vermogensklasse .............................................................................................................. 69 Figuur 5.15: De gesimuleerde SEER bij de ‘cascaderegeling in deellast’ in functie van de EER voor de verschillende gesimuleerde luchtgekoelde koelmachines opgesplitst per vermogensklasse .............................................................................................................. 69

125

Lijst van figuren Figuur 5.16: De gesimuleerde SEERmachine bij de ‘cascaderegeling in deellast’ in functie van de ESEER voor de verschillende gesimuleerde watergekoelde koelmachines opgesplitst per vermogensklasse ........................................................................................................ 71 Figuur 5.17: De gesimuleerde SEERtotaal bij de ‘cascaderegeling in deellast’ in functie van de ESEER voor de verschillende gesimuleerde watergekoelde koelmachines opgesplitst per vermogensklasse .............................................................................................................. 71 Figuur 5.18: De gesimuleerde SEERmachine bij de ‘cascaderegeling in deellast’ in functie van de EER voor de verschillende gesimuleerde watergekoelde koelmachines opgesplitst per vermogensklasse .............................................................................................................. 72 Figuur 5.19: De gesimuleerde SEERtotaal bij de ‘cascaderegeling in deellast’ in functie van de ESEER voor de verschillende gesimuleerde watergekoelde koelmachines opgesplitst per vermogensklasse .............................................................................................................. 72 Figuur 5.20: De SEER van de gesimuleerde luchtgekoelde koelmachines vergeleken met de SEERtotaal van de gesimuleerde watergekoelde koelmachines......................................... 74 Figuur 5.21: De SEER van de gesimuleerde luchtgekoelde koelmachines vergeleken met de SEERtotaal van de gesimuleerde watergekoelde koelmachines bij koeltorens met axiale ventilatoren....................................................................................................................... 75 Figuur 5.22: Vergelijking van de werkingspunten uit de methode van Braun met de optimale werkingspunten [13] ........................................................................................................ 78 Figuur 5.23: Het gesimuleerde koellastprofiel voor de maand maart...................................... 80 Figuur B2.1: Schematische voorstelling en T-s diagramma van de Carnot-cylus [2] ............. 84 Figuur B2.2: Schematische voorstelling en T-s diagramma van een reële koelcyclus [2] ...... 86 Figuur B2.3: Schematische voorstelling van de bouw van een directe koeltoren [2].............. 87 Figuur B2.4: Schematische voorstelling van de opbouw van een indirecte koeltoren [29]..... 87 Figuur B2.5: Mogelijke uivoering van een ‘drycooler’ ........................................................... 88 Figuur B3.1: Een controlevolume rond een ventilatie-installatie en een te koelen ruimte ...... 97 Figuur B3.2: Een controlevolume rond een ventilatie-installatie met recirculatie .................. 97 Figuur B3.3: Het gesimuleerde warmtelastprofiel van het Hendrik Conscience-gebouw gedurende één jaar.......................................................................................................... 101 Figuur B3.4: Het gesimuleerde warmte- en koellastprofiel van het Hendrik Consciencegebouw voor 1 januari van het referentiejaar................................................................. 102

126

Lijst van figuren Figuur B3.5: Het gesimuleerde warmte- en koellastprofiel van het Hendrik Consciencegebouw voor 1 februari van het referentiejaar ............................................................... 102 Figuur B3.6: Het gesimuleerde warmte- en koellastprofiel van het Hendrik Consciencegebouw voor 1 maart van het referentiejaar................................................................... 103 Figuur B3.7: Het gesimuleerde warmte- en koellastprofiel van het Hendrik Consciencegebouw voor 1 april van het referentiejaar .................................................................... 103 Figuur B3.8: Het gesimuleerde warmte- en koellastprofiel van het Hendrik Consciencegebouw voor 1 mei van het referentiejaar...................................................................... 104 Figuur B3.9: Het gesimuleerde warmte- en koellastprofiel van het Hendrik Consciencegebouw voor 1 juni van het referentiejaar...................................................................... 104 Figuur B3.10: Het gesimuleerde warmte- en koellastprofiel van het Hendrik Consciencegebouw voor 1 juli van het referentiejaar ...................................................................... 105 Figuur B3.11: Het gesimuleerde warmte- en koellastprofiel van het Hendrik Consciencegebouw voor 1 augustus van het referentiejaar.............................................................. 105 Figuur B3.12: Het gesimuleerde warmte- en koellastprofiel van het Hendrik Consciencegebouw voor 1 september van het referentiejaar ........................................................... 106 Figuur B3.13: Het gesimuleerde warmte- en koellastprofiel van het Hendrik Consciencegebouw voor 1 oktober van het referentiejaar................................................................ 106 Figuur B3.14: Het gesimuleerde warmte- en koellastprofiel van het Hendrik Consciencegebouw voor 1 november van het referentiejaar............................................................ 107 Figuur B3.15: Het gesimuleerde warmte- en koellastprofiel van het Hendrik Consciencegebouw voor 1 december van het referentiejaar ............................................................ 107 Figuur B4.1: Schematische voorstelling van het GRBF-netwerk.......................................... 110 Figuur B4.2: De methodiek achter de koelmachinemodellen steunend op een iteratieve rekenmethode [12] ......................................................................................................... 112 Figuur B4.3: De koelcyclus die gebruikt werd bij het ontwikkelen van het model [9] ......... 112 Figuur B4.4: Grafiek van het koelvermogen per ijswatertemperatuur in functie van de omgevingstemperatuur inclusief de geëxtrapoleerde waarden ...................................... 117 Figuur B4.5: Grafiek van het compressorvermogen per ijswatertemperatuur in functie van de omgevingstemperatuur inclusief de geëxtrapoleerde waarden ...................................... 117 Figuur B4.6: Grafiek van het ventilatorvermogen per ijswatertemperatuur in functie van de omgevingstemperatuur inclusief de geëxtrapoleerde waarden ...................................... 118

127

Lijst van figuren Figuur B4.7: Grafiek van de EERcompressor per ijswatertemperatuur in functie van de omgevingstemperatuur inclusief de geëxtrapoleerde waarden ...................................... 118 Figuur B4.8: Grafiek van de EER per ijswatertemperatuur in functie van de omgevingstemperatuur inclusief de geëxtrapoleerde waarden ...................................... 119

128

Lijst van tabellen

Lijst van tabellen Tabel 2.1: De standaard testcondities ter bepaling van de EER-waarde van een koelmachine met water als koelvloeistof zoals voorgeschreven door CEN [3] ...................................... 6 Tabel 2.2: De onderverdeling van koelmachines in EER-klassen [5] ....................................... 7 Tabel 2.3: De verschillende parameters en temperaturen ter berekening van de ESEER ......... 8 Tabel 3.1: De procentuele verdeling van de oppervlakte van het Hendrik Conscience-gebouw over verschillende functies voor verdieping -2 tot en met verdieping +4 ....................... 28 Tabel 3.2: De procentuele verdeling van de oppervlakte van het Hendrik Conscience-gebouw over verschillende functies voor verdieping +5 tot en met verdieping +8 en voor het totale gebouw ................................................................................................................... 28 Tabel 3.3: De zoneverdeling voor het Hendrik Conscience-gebouw ...................................... 29 Tabel 5.1: De procentuele en absolute energiebesparing bij het toepassen van de cascaderegeling in plaats van de deellastregeling bij luchtgekoelde koelmachines ........ 62 Tabel 5.2: De procentuele en absolute energiebesparing bij het toepassen van de cascaderegeling in plaats van de deellastregeling bij watergekoelde koelmachines ....... 63 Tabel 5.3: De gesimuleerde SEER-waarden bij de cascaderegeling gerangschikt van groot naar klein voor het deellastgedrag van figuur 5.9 ............................................................ 65 Tabel 5.4: De procentuele en absolute energiebesparing bij het toepassen van de

‘cascaderegeling in deellast’ in plaats van de gewone cascaderegeling bij luchtgekoelde koelmachines.................................................................................................................... 67 Tabel 5.5: De procentuele en absolute energiebesparing bij het toepassen van de

‘cascaderegeling in deellast’ in plaats van de gewone cascaderegeling bij watergekoelde koelmachines.................................................................................................................... 70 Tabel 5.6: De gesimuleerde SEER-waarden gerangschikt van groot naar klein voor het deellastgedrag van figuur 5.9 ........................................................................................... 73 Tabel 5.7: De minimale en maximale energiebesparing bij de keuze voor een ijswatertemperatuur verschillend van 7°C ....................................................................... 76 Tabel 5.8: De minimale en maximale energiebesparing bij de keuze voor een koelwatertemperatuur verschillend van 25°C .................................................................. 77 Tabel 5.9: De minimale en maximale energiebesparing bij het toepassen van ‘free chilling’ 79

129

Lijst van tabellen Tabel 5.10: De minimale en maximale energiebesparing bij het toepassen van ‘free chilling’ in de maand maart van de simulaties ............................................................................... 80 Tabel B3.1: Oppervlakteverdeling van het Hendrik Conscience-gebouw in m² over verschillende functies voor verdieping -2 tot en met verdieping +4................................ 89 Tabel B3.2: Oppervlakteverdeling van het Hendrik Conscience-gebouw in m² over verschillende functies voor verdieping +5 tot en met verdieping +8............................... 90 Tabel B3.3: Samenstelling en eigenschappen voor de toegepaste muurtypes ......................... 92 Tabel B3.4: Eigenschappen van de verschillende soorten beglazing van het Hendrik Conscience-gebouw ......................................................................................................... 93 Tabel B3.5: Invoerparameters voor de muren en ramen van zone C (keuken en restaurant) in

‘TRNBuild’ ....................................................................................................................... 94 Tabel B3.6: De gebruikte dagprofielen.................................................................................... 95 Tabel B3.7: De gebruikte weekprofielen ................................................................................. 95 Tabel B3.8: De gebruikte invoerparameters voor de ventilatie en interne lasten .................... 96 Tabel B3.9: Het aantal graaddagen voor het referentiejaar en de jaren 2005 en 2006 ............ 99 Tabel B3.10: Het aantal enthalpiedagen voor het referentiejaar en de jaren 2005 en 2006 .. 100

130

Toelating tot bruikleen

Recommend Documents