Effektivare Kyla - Energiteknik

Effektivare Kyla
En inventering
Jaime Arias
Joachim Claesson
Samer Sawalha
Jörgen Rogstam
2004

SAMMANFATTNING
Rapporten omfattar en förstudie inom området butikskyla för den svenska marknaden. Innehållet är
baserat på tre pågående projekt vilka drivs av IUC i samarbete med KTH samt ett antal externa
företag.
Flera faktorer har påverkat energiförbrukningen i livsmedelsbutiker under de senaste åren såsom ökad
försäljningen av dagligvaror, ersättning av CFC och HCFC köldmedier och krav på
energieffektivisering. Livsmedelsbutiker är stora användare av energi i alla länder. I Sverige är den
totala elanvändningen från livsmedelsbutiker cirka 1,8 TWh/år.
År 2003 ökade försäljningen av livsmedel med 3.2 % i löpande priser i jämförelse med år 2002. Även
försäljningen av djupfrysta livsmedel ökade år 2002 med 7 % i jämförelse med år 2001. Dessa
ökningar kräver flera diskar, kylrum och kylanläggningar vilket ökar energikonsumtionen från
livsmedelsbutiker.
Förutsättningarna inom butikskylaområdet förändras ständigt vilket bl.a. märks på nyetableringarna.
Storleken på nya butiker har varit ökande på bekostnad av de små under de sista decennierna men
trenden bröts år 2003 när Lidl och Netto etablerade sig i Sverige.
Värmeåtervinning från kylsystem är intressant ur ett energieffektiviseringsperspektiv. Det finns dock
många fällor vid dimensionering och beräkningar på dessa system. Ofta överskattas den värme
kylsystemen kan avge på vintern eftersom kyleffektbehovet minskar vid låga utomhustemperaturer på
grund av de låga relativa fuktigheterna som förekommer i butikerna. Detta i sin tur påverkar
kondensorvärmen och värmeåtervinningen. Kyleffektbehovet kan minska med 50% till 60% i
jämförelse med den dimensionerade kyleffekten under de kalla dagarna på vintern när värmebehovet
är som störst.
Ett annat område med stor förbättringspotential är styr- och reglerområdet där bl.a.
avfrostningsstrategier har visat sig intressant. Avfrostning sker ofta utan att det behövs och behovet
minskar då vatteninnehållet i luften inne i butiken är lågt. Det visas i en undersökning att det är mer
energieffektivt att låta luftkonditioneringsanläggningen ”torka” tilluften än att låta detta ske i diskarna.
Energiförbrukningen minskade med ungefär 1% per 1% minskad relativ fuktighet.
Metoden för avfrostning är också avgörande. Att använda hetgasavfrostning istället för elavfrostning
har visat sig kunna minska kostnaden för avfrostning med över 80 %.
Koldioxid som köldbärare och köldmedium är högaktuellt och en snabb utveckling sker just nu. Det
finns ett stort antal förslag på systemlösningar och här betraktas några av dem. Erfarenheterna så här
långt är positiva med driftsäkra system som visat god ekonomi.
Att CO2 är effektivt vid lågtemperaturapplikationer är relativt väl befäst, men kombinationen med kyl
och frys i ett och samma kaskadsystem är inte så väl utforskat. Rapporten ger en överblick över de
erfarenheter som finns samt säkerhetsaspekter som gäller för användningen.
i

FÖRORD
Denna rapport är den första officiella rapporteringen från forskningsprogrammet Effektivare Kyla som
drivs av IUC i samarbete med KTH. Inriktningen på de tre projekten i programmet är ”butikskyla”, vilket
möjliggjort en gemensam förstudie/inventering. Den här typen av samarbete och utbyte av information
mellan projekten gör arbetet betydligt effektivare än om var och en ”gör sitt”. Forskarna har och också
jobbat ihop med planeringen av testsystemen, vilket öppnar för mer standardiserade lösningar och
snabbare byggnation.
Programmet är delfinansierat av energimyndigheten (STEM), vilket i detta fall betyder bidrag med 50%
av medlen, under förutsättning att deltagande företag bistår med så kallade naturabidrag. I praktiken
betyder det att företagen kan bidra med egna timmar, komponenter, rabatter, utrustning, etc. och
projekten kan därmed tillgodoräkna sig motsvarande ”antal kronor” från STEM.
Den ekonomiska verkligheten är en utmaning och av ovanstående framgår att utan deltagande företag
så är det en omöjlighet att bedriva den här typen av forskning. Vi i projekten måste således göra vad vi
kan för att attrahera företag och generera intressanta resultat, eftersom vi inte har någon annan
”hållhake” på inblandade parter. Om vi inte lever upp till förtroendet tappar vi deltagare och därmed de
ekonomiska förutsättningarna. Samtidigt är det av största vikt att deltagarna framför sina synpunkter
för att vi ska ägna oss åt rätt saker.
Vår ambition med dessa projekt är att de ska vara marknadsnära och effektiva, och jag välkomnar
läsarna att komma med synpunkter på innehållet. Förhoppning är att resultaten i denna skrift ska vara
av intresse för er läsare, och att ni i fortsättningen finner ännu mer läsvärda nyheter från oss.
Slutligen så vill jag framföra ett stort tack till KTH, forskarna, STEM och deltagande företag för ett gott
samarbete!
Jörgen Rogstam
Projektledare, IUC
December 2004
ii

INNEHÅLLSFÖRTECKNING
SAMMANFATTNING I
FÖRORD II
INNEHÅLLSFÖRTECKNING III
1 INTRODUKTION 1
2 ENERGIANVÄNDNING I LIVSMEDELSBUTIKER 4
2.1 BUTIKSPROFILER 4
2.2 ENERGIFÖRBRUKNING 8
2.3 KYLSYSTEM 9
2.3.1 DIREKT SYSTEM 9
2.3.2 FULLSTÄNDIGT INDIREKT SYSTEM 11
2.3.3 DELVIS INDIREKT SYSTEM 14
2.3.4 INDIREKT KASKADSYSTEM 14
2.3.5 KÖLDMEDIEMÄNGDEN OCH KÖLDMEDIELÄCKAGE I LIVSMEDELSBUTIKER. 16
2.4 REFERENSER 19
3 PROJEKT 1: EFFEKTIVARE SYSTEMLÖSNINGAR, STYRNING OCH
DRIFTÖVERVAKNING 20
3.1 KONTROLLHÅRDVARA 20
3.1.1 PC/PLC 20
3.1.2 PID – ON/OFF 20
3.1.3 MANUELL / ANNAN 20
3.1.4 FJÄRRSTYRNING / FJÄRRÖVERVAKNING 20
3.2 KONTROLLSTRATEGIER/PRIORITETSSTYRNING 21
3.2.1 KYLA 21
3.2.2 AVFROSTNING 21
3.2.2.1 Behovsindikering för avfrostning 22
iii

3.2.2.2 Utförande av avfrostning 23
3.2.3 VÄRME 24
3.2.4 ENERGIEFFEKTIVT 24
3.2.5 REGLERPRINCIPER 25
3.2.5.1 PID/Traditionell reglering 25
3.2.5.2 Neurala nätverk 26
3.3 KOMPONENTER 26
3.3.1 EXPANSIONSANORDNING 26
3.3.1.1 Fast strypning / kapillärrör 27
3.3.1.2 Flottörtyper 27
3.3.1.3 Termostatisk expansionsventil 27
3.3.1.4 Elektrisk expansionsventil 28
3.3.1.5 Ejektor 28
3.3.2 KOMPRESSOR OCH KAPACITETSREGLERING 29
3.3.2.1 On/Off 29
3.3.2.2 Suggasreglering 29
3.3.2.3 Varvtalsreglering 30
3.3.3 PUMPAR & FLÄKTAR 31
3.3.3.1 Pumpar 31
3.3.3.1.1 Kapacitetskontroll 31
3.3.3.2 Fläktar 31
3.3.3.2.1 Kapacitetskontroll 31
3.3.4 VÄRMEVÄXLARE 31
3.3.4.1 Direktexpansionsförångare (DX) 32
3.3.4.2 Flödande förångare 33
3.4 SYSTEM OCH ÖVERGRIPANDE KONTROLL, NU OCH FRAMTIDA 34
3.5 SLUTSATSER 36
3.6 REFERENSER 36
4 PROJEKT 2: MILJÖVÄNLIGA KÖLDMEDIER – CO2 38
4.1 CO2 IN SUPERMARKET REFRIGERATION 38
4.1.1 SYSTEM SOLUTIONS 40
4.1.1.1 Indirect Arrangement 41
iv

4.1.1.2 Cascade Systems 44
4.1.1.3 CO2 Only systems 48
4.1.2 COMPARATIVE ANALYSIS 52
4.1.3 DEFROST SYSTEM 53
4.1.4 SAFETY CONSIDERATIONS 53
4.2 CO2 SUPERMARKET REFRIGERATION TECHNOLOGY IN SWEDEN 56
4.2.1 SYSTEM SOLUTIONS 56
4.2.1.1 Indirect Arrangement 56
4.2.1.2 Cascade Systems 57
4.2.1.3 CO2 Only systems 58
4.2.2 INSTALLATIONS SPECIFICATIONS 59
4.2.3 SYSTEM COMPONENTS 60
4.2.4 DEFROST SYSTEMS EXISTING TECHNIQUES 61
4.2.5 SAFETY CONSIDERATIONS 62
4.3 CONCLUSION 65
4.4 REFERENCES 66
5 PROJEKT 3: VÄRMEÅTERVINNING FRÅN KYLANLÄGGNINGAR SAMT
SYSTEM MED FLYTANDE KONDENSERING 70
5.1 INTRODUKTION 70
5.2 VÄRMEÅTERVINNING 70
5.3 FLYTANDE KONDENSERING. 73
5.4 VÄRMEÅTERVINNING OCH FLYTANDE KONDENSERING. 73
5.5 BLANDNINGSPUNKTER. 74
5.6 CYBERMART 76
5.7 TEORETISK JÄMFÖRELSE MELLAN VÄRMEÅTERVINNING OCH FLYTANDE KONDENSERING 78
5.8 SLUTSATSER 80
5.9 REFERENSER 81
v

1 INTRODUKTION
Tillsammans med KTH och branschföretag har IUC startat forskningsprogrammet Effektivare Kyla med fyra
delprojekt. Den gemensamma nämnaren är energieffektivisering och kunskapsöverföring. I den föreliggande
rapporten presenteras en gemensam förstudie för tre av projekten.
Målet med programmet är att utveckla effektivare kylprocesser genom att bedriva tillämpad forskning i
IUC’s fullskalelaboratorium, samt att kommunicera forskningsresultaten snabbt och effektivt till
kylbranschens företag och slutanvändare.
De tre forskningsprojekten har titlarna: ”Effektivare systemlösningar, styrning och driftövervakning”,
”Miljövänliga köldmedier – CO2” och ”Värmeåtervinning ur kylanläggningar samt flytande
kondensering”. Projekten är företagsneutrala och resultaten tillgängliga för allmänheten där
förhoppningen är en snabb överföring till slutanvändarna. På sikt ska detta också ge förutsättningar till
nya svenska företag med nya tjänster och komponenter samt även goda möjligheter till export av
kunskap.
Projekten genomförs i samarbete mellan IUC och KTH/Energiteknik där IUC har det övergripande
ansvaret. KTH ansvarar för forskare och det vetenskapliga innehållet. Projektgrupperna består av
representanter för IUC, KTH och kylbranschen.
Nedan ges en kondenserad introduktion till de tre projekten.
Projekt 1. Effektivare systemlösningar, styrning och driftövervakning
Dagens komplexa kylsystem har sällan en övergripande reglering utan styrs av många individuella
kontrollsystem. Injustering och övervakning blir ofta svår och tidsödande.
Bakgrund
Det finns i Sverige ca 7000 butiker med kommersiell kyla. Övervakning och reglersystemen är inte
särskilt sofistikerade. Modern reglerteknik och senaste informationsteknologi ger stora möjligheter att
spara energi.
Mål
Att utveckla styr- och reglersystem som sparar energi och arbetskraft genom effektivare
driftsövervakning och elanvändning. Att utvärdera funktionen hos på marknaden förekommande
komponenter till styr- och reglersystem för kyl- och frysanläggningar. Att föreslå förbättringar,
standardiserade lösningar och allmänna rekommendationer för systemlösningar. Att utvärdera
möjligheterna till att på distans, via digital dataöverföring, övervaka, styra och feldiagnostisera kyl- och
frysanläggningar.
Organisation
Projektet genomförs i samarbete mellan IUC och KTH/Energiteknik. IUC har det övergripande
ansvaret. KTH ansvarar för forskare och det vetenskapliga innehållet. Projektet har en styrgrupp med
representanter för IUC, KTH och kylbranschen.
Tidplan
Projektet som löper under tre år startades 1:a juli 2004 och ska vara avslutat 1:a juli 2007.
1

Projekt 2. Miljövänliga köldmedier – CO2
Trenden mot naturliga köldmedier är tydligare än någonsin. Koldioxid som funnits på marknaden
några år erbjuder intressanta möjligheter för både indirekta och direkta system.
Bakgrund
Kylsystemen i Sveriges butiker använder i första hand syntetiska köldmedier, HFC-medier. Starka
krafter agerar för att de ska förbjudas på grund av dess kraftiga växthuseffekt. Under den senaste
tioårsperioden har intresset för koldioxid som köldmedium ökat markant.
Mål
Att utveckla systemlösningar för miljövänliga och energieffektiva system med koldioxid som
köldmedium eller köldbärare (indirekta och direkta system). Att finna tumregler för högsta effektivitet
såsom pumpeffekter och cirkulationstal för maximal värmeöverföring. Att rekommendera lösningar för
avfrostning samt säkerhetssystem.
Organisation
Projektet genomförs i samarbete mellan IUC och KTH/Energiteknik. IUC har det övergripande
ansvaret. KTH ansvarar för forskare och det vetenskapliga innehållet. Projektet har en styrgrupp med
representanter för IUC, KTH och kylbranschen.
Tidplan
Projektet som löper under tre år startades 1:a juli 2004 och ska vara avslutat 1:a juli 2007.
Projekt 3. Värmeåtervinning från kylanläggningar samt system med flytande kondensering
Kylsystemen står för en stor del av energikostnaden i Sveriges butiker. Denna skulle kunna minskas
betydligt genom värmeåtervinning eller sänkt temperatur för värmeavgivningen beroende på årstid.
Bakgrund
Sveriges kylanläggningar avger omkring 18 TWh värme årligen. Denna värme skulle kunna användas
för att värma lokaler eller tappvarmvatten. När värmeåtervinning inte är lämplig kan man sänka
kondenseringstemperaturen. Nya expansionsventiler har öppnat nya möjligheter.
Mål
Att utvärdera komponenter och systemlösningar för värmeåtervinning från kylanläggningar och föreslå
förbättringar, standardiserade lösningar och allmänna rekommendationer. Att utvärdera komponenter
och systemlösningar för att åstadkomma lägsta möjliga kondenseringstemperatur vid varje driftfall och
föreslå förbättringar, standardiserade lösningar och allmänna rekommendationer.
2

Organisation
Projektet genomförs i samarbete mellan IUC och KTH/Energiteknik. IUC har det övergripande
ansvaret. KTH ansvarar för forskare och det vetenskapliga innehållet. Projektet har en styrgrupp med
representanter för IUC, KTH och kylbranschen.
Tidplan
Projektet som löper under tre år startades 1:a juli 2004 och skall vara avslutat 1:a juli 2007.
3

2 ENERGIANVÄNDNING I LIVSMEDELSBUTIKER 1
Flera faktorer har påverkat energiförbrukningen i livsmedelsbutiker under de senaste åren som ökning av
försäljningen av dagligvaror, ersättning av CFC och HCFC köldmedier och energieffektivisering.
År 2003 ökade försäljningen av livsmedel med 3,2% i löpande priser i jämförelse med år 2002 (Supermarket
2004). Även försäljningen av djupfrysta livsmedel ökade år 2002 med 7% i jämförelse med år 2001 (Swedish
Frozen Food Institute. 2002). Dessa ökningar kräver flera diskar, kylrum och kylanläggningar vilket ökar
energikonsumtionen från livsmedelsbutiker.
Ersättningen av CFC och HCFC köldmedier har också påverkat energiförbrukningen i livsmedelsbutiker. Nya
kylanläggningar har utvecklats för att minska köldmediemängden och läckage från kylsystem. Fullständigt
indirekt system, och delvis indirekt system är några av de systemlösningar som används mest i livsmedelsbutiker
idag.
Energieffektivisering har också påverkat energiförbrukningen i livsmedelsbutiker. Energieffektiva komponenter
och system, som belysning, ventilation, kylmaskiner, diskar, belysning, pumpar, fläktar mm., har installerats i
många butiker för att minska deras energiförbrukning.
2.1 BUTIKSPROFILER
Livsmedelsbutiker finns i olika storlekar och typer beroende på butikskedja. Antal butiker i Sverige har varierat
från cirka 12000 år 1970 till ungefär 6100 år 2003. Fyra butikskedjor (ICA, KF, Axfood och Bergendahl)
dominerade marknaden tills förra året när lågpriskedjorna Netto och Lidl etablerade sig i Sverige.
Dagligvarumarknaden 2003 presenteras i Tabell 2-1 (Supermarket 2004). De 2310 övriga dagligvarubutikerna är
fristående dagligvarubutiker och trafik- och service butiker utan kopplingar till de sex säljgrupperna.
Tabell 2-1: Dagligvarumarknaden (Källa: Supermarkets 2004)
Dagligvarumarknaden 2003
ICA-handlarna 1791
Kooperationen 879
Axfood-sfären 890
Bergendahlsgruppen 129
Netto 28
Lidl 28
Övriga dagligvarubutiker 2310
Total
Den största butikskedjan i Sverige, med avseende på omsättningen, är ICA Sverige AB med cirka 1790 butiker.
De butiksprofiler som finns i ICA Sverige visas i Tabell 2-1.
1 Författare: Jaime Arias
6060
4

Tabell 2-1: Butiksprofiler i ICA Sverige 2003
ICA Sverige
ICA Maxi 34
ICA Kvantum 124
ICA Supermarket 532
ICA Nära 978
ICA Express 123
Total
Den andra största butikskedjan i Sverige är Kooperationen med cirka 880 butiker. De butiksprofiler som finns i
Kooperationen visas i Tabell 2-2.
1791
Tabell 2-2: Butikstyper i Kooperationen 2003
Kooperationen
COOP Forum 43
COOP Konsum/Extra 355
Föreningsägda butiker 481
Total 879
Den tredje största butikskedjan i Sverige är Axfood AB med cirka 890 butiker. De butiksprofiler som finns i
Axfood AB visas i Tabell 2-3.
Axfood AB
Tabell 2-3: Butiksprofiler i Axfood 2003
Hemköps/Billhälls 88
Spar/Eurospar 129
Vivo Stockholm 84
Övriga allivsbutiker 26
Willys 81
Willys Hemma 46
Rätt Pris 13
Övriga lågprisbutiker 19
Spec. Servicebutiker 404
Total 890
Den fjärde butikskedjan i Sverige är Bergendahlsgruppen med cirka 32 butiker. De butiksprofiler som finns i
Bergendahlsgruppen visas i Tabell 2-4.
5

Tabell 2-4: Butiksprofiler i Bergendahlsgruppen 2003
Bergendahlsgruppen
Ags Favör 17
City Gross 5
Eko 10
Total 32
Nybyggandet av nya butiker präglades av de stora säljande butikerna på bekostnad av de små under de sista
decennierna. Under år 2002 öppnades 27 nya butiker med en snittyta på cirka 2400 m 2 . Trenden avbröts år 2003
när Lidl och Netto etablerade sig i Sverige. Under år 2003 byggdes 59 nya butiker med en snittyta på cirka 1600
m 2 (av dessa byggde Lidl och Netto 38 butiker). Lidl och Netto är lågprisbutiker med begränsade säljytor. Lidls
butiker har en snittyta på 1200 m 2 medan Nettos butiker har en snittyta på 700 m 2 (Supermarket 2004). I Figur
2-1 presenteras genomsnittlig säljyta och antal nyetableringar mellan 1997 och 2003
Yta m2
3000
2500
2000
1500
1000
500
0
Nyetablering av livsmedelsbutiker
Genomsnittlig säljyta Antal nyetableringar
1997 1998 1999 2000 2001 2002 2003
År
Figur 2-1: Nyetablering av livsmedelsbutiker (Supermarket 2004).
Den totala omsättningen från livsmedelsbutiker ökade med 4,9 % under 2003 i jämförelse med 2002. Det är
framför allt de stora butikerna som omsätter mest.
70
60
50
40
30
20
10
0
nya butiker per år
6

Tabell 2-5: Procent av den totala omsättningen för fyra olika butiksgrupper.
Omsättning
högre än
50Mkr
Omsättning
20-50Mkr
Omsättning
10-20Mkr
1995 46% 27% 11% 16%
1996 47% 27% 11% 15%
1997 49% 26% 10% 15%
1998 53% 24% 9% 14%
1999 56% 23% 8% 13%
2000 57% 23% 8% 12%
2001 61% 20% 7% 12%
2002 63% 19% 6% 12%
Omsättning
mindre än
10Mkr
Under 1995 hade de 700 större butikerna, med en omsättning högre än 50 miljoner per år, ungefär 46% av den
totala omsättningen från butikerna. Under 2002 hade de butiker med en omsättning högre än 50 miljoner per år
växt till närmare 900 butiker och hade ungefär 63% av den totala omsättningen från butikerna. Å andra sidan
hade de 3400 butikerna med en omsättning lägre än 10 miljoner per år ungefär 12 % av den totala omsättningen
av butiker år 2002. Antal butiker med en omsättning lägre än 10 miljoner per år minskade med ungefär 440
butiker under perioden 1997-2002 (Supermarket 2000; Supermarket 2002). Tabell 2-5 visar procent av den totala
omsättningen för fyra butiksgrupper.
En mellanstor butik har en årlig omsättning på cirka 35 miljoner kronor. I en representativ butik kan kostnader
och vinst delas upp enligt diagrammet som visas i Figur 2-2 (Furberg 2000). Kostnaderna av den totala
omsättningen för varuinköp är ungefär 76%, löner 11%, hyror 3%, marknadsföring 2%, andra kostnaderna 4%
och energikostnaderna 1%. Vinsten ar ungefär 3% av den totala omsättning. Energikostnaderna verkar
marginella i jämförelse med de andra kostnaderna men en halvering av energikostnaderna motsvarar en
vinstökning på 17%.
Marknadsföring
2%
Hyror
3%
Löner
11%
Kostnadsstruktur och vinst
Energi
1%
Andra
4%
Vinst
3%
Varuinköp
76%
Figur 2-2: Kostnadsstruktur och vinst i livsmedelsbutiker.
7

2.2 ENERGIFÖRBRUKNING
Livsmedelsbutiker är stora användare av energi i alla länder. I Sverige är den totala elanvändning från
livsmedelsbutiker cirka 1,8 TWh/år. Energiförbrukning i en mellan stor butik kan delas upp enligt Figur 2-3.
Ungefär 47% av den totala energiförbrukningen används för kyl- och frysändamål, 27% används för belysning,
13% används för fläkt och klimat, 3% används i köket, 5% utomhus och 5% är övrigt (Furberg 2000).
HVAC
13%
Kök
3%
Belysning
27%
Energianvändning i en livsmedelsbutik
Utomhus
5%
Övrigt
5%
Kylsystem
47%
Figur 2-3: Fördelning av energiförbrukning i en livsmedelsbutik
I en utredning som ICA Fastighets AB gjorde år 1996 noteras att energiförbrukningen i en genomsnittlig
livsmedelsbutik är 421 kWh/m 2 och år, och att denna varierar beroende på butikens storlek och roll på
dagligvarumarknaden. För en stormarknad (7000 m 2 ) är den totala energiförbrukningen 326 kWh/ m 2 och år,
medan för en liten områdesbutik (600 m 2 ) är den totala energiförbrukningen 471 kWh/ m 2 och år. I Tabell 2-6
presenteras den totala energiförbrukningen för respektive butikstyp.
Tabell 2-6: Energiförbrukning i olika butikstyper.
Butikstyp Antal Genomsnittlig uppvärmd
yta
Energiförbrukning/
m 2 uppvärmd yta
Områdesbutik liten 43 601 m 2 471 kWh/m 2 år
Områdesbutik mellan 88 805 m 2 478 kWh/m 2 år
Områdesbutik stor 82 1646 m 2 452 kWh/m 2 år
Storbutik 21 4100 m 2 391 kWh/m 2 år
Stormarknad 10 7287 m 2 326 kWh/m 2 år
Lågpris 12 1316 m 2 426 kWh/m 2 år
Det finns en avsevärd potential i energieffektivisering i butiker. Det kan röra sig om effektivare kylmaskiner,
värmeåtervinning, flytande kondensering, anpassning av belysning, nattäckning av diskar, bättre styrning,
effektivare, pumpar och fläktar mm.
Återvinning av kondensorvärme för uppvärmning av byggnaden är ett sätt att optimera energiförbrukningen i
butiker. Värmeåtervinning minskar kostnaderna för uppvärmningen samt minskar användningen av fossila
8

änslen. Nackdelen med värmeåtervinning är den höga kondenseringstemperaturen som krävs för att utnyttja
kondensorvärme som i sin tur ökar energiförbrukningen från kylmaskinerna.
Ett alternativ till värmeåtervinning är flytande kondensering där kondenseringstemperaturen varierar med
utetemperaturen. Vid låga utetemperaturer minskar kondenseringstemperaturen och därmed energiförbrukningen
från kylmaskinerna.
Belysningen står för ungefär 25-30 % av energiförbrukning i livsmedelsbutiker. Genom att planera bättre, och
använda effektiva armaturer, ljuskällor, högfrekvensdrift (ca 35 kHz), och tidsstyrning kan belysningen göras
mycket bättre och effektivare (Öfverholm 1999)
Kyldiskar är också stora energianvändare i livsmedelsbutiker, särskilda öppna vertikala kyldiskar. Anledning till
detta är den stora öppna ytan mot omgivningen och de stora varuvolymer som denna typ av disk kan lagra och
exponera på en liten butiksyta . I Figur 2-4 visas en öppen vertikal kyldisk.
Fukt och värmeöverföring mellan varorna i disken och butikens klimat påverkar kylbehovet, avfrostningar och
kondens på varor och väggar i disken. Mellan 60 till 70% av kylbehovet från öppna vertikala kyldiskar kommer
från infiltrationen. Om dörrar skulle installeras på diskarna, skulle kylbehovet från diskarna minska avsevärt.
Orsaken till dörrarnas frånvaro på vertikala kyldiskar är att dessa utgör ett hinder mellan kunderna och varorna.
Dörrarna kan stoppa kundens impulsen att köpa en ny vara. Resultatet från ett laboratorietest som utfördes på en
vertikal kyldisk med och utan dörrar visar att kylbehovet från disken minskar med 68% (Faramarzi 2002).
2.3 KYLSYSTEM
Figur 2-4: Öppen vertikal kyldisk.
Avveckling av CFC och HCFC köldmedier har påverkat kylanläggningar i livsmedelsbutiker. Nya
systemlösningar med såväl delvis som fullständigt indirekt kylsystem har utvecklas för att minimera
köldmediemängden och köldmedieläckage från kylsystemet. Ett exempel på det finns på ICA Fokus i Lund där
36 kg ammoniak ersatt sammanlagt 500 kg köldmediet CFC. HFC köldmedier har introduceras i de flesta butiker
för att ersätta de ozonskadliga köldmedierna. Några butiker har också börjat använda koldioxid som köldmedium
i anläggningar med såväl kaskad som transkritiska system.
2.3.1 Direkt system
Direkt centraliserade system har varit dominerande på marknaden under de senaste decennierna. Fram till år
1995 var nästan alla kylsystem i livsmedelsbutiker direkt centraliserade system. Det största problemet med DX
system är de stora köldmediemängder som finns i kylmaskinerna. I ett DX system cirkulerar köldmediet från
maskinrummet, där kompressorerna finns, till kyldiskar i säljområdet, där köldmediet förångas, och till
9

kondensorerna på taket, där köldmediet kondenseras. Systemet kräver långa rör med köldmedium för att koppla
de olika komponenterna i kylsystemet. I Figur 2-5 presenteras ett DX system.
Condensers
Racks of Compressors
Deep-freeze
display
cabinet
Direct system
Machine room
Evaporator
Sales Area
Figur 2-5: Direkt System.
Display
cabinet
Evaporator
Fördelar och nackdelar med direkt system beskrivs med hjälp av SWOT - metoden (Strengths Weaknesses,
Opportunities and Threats) i Tabell 2-7
Styrkor
- Bra verkningsgrad
- Mindre komponenter än Indirekt
system
- Lägre investerings kostnader än
indirekta system
- Tätare system
Möjligheter
- Det går att reducera
köldmediemängden genom att
decentralisera systemet
Tabell 2-7: SWOT av direkt system.
Svagheter
- Stor köldmediemängd
- Stor risk för läckage
- Ingen ammoniak eller HC
köldmedier
Hot
- En skärpt miljölagstiftning som
reglerar läckagens storlek och
köldmediemängden
En annan typ av DX system är det så kallat ”distributed system” där kompressorerna finns nära diskarna och
kondensorerna på taket. Systemet minskar köldmediemängden med ungefär 25% (Bivens 2004) i jämförelse med
centraliserade DX system. Systemet presenteras i Figur 2-6.
10

Condensers
Deep freeze
display
cases
2.3.2 Fullständigt Indirekt System
Distributed System DX
Refrigerant
Racks of Compressors
Evaporator
Sale Area
Display
cases
Figur 2-6: “Distributed system” DX.
Nya kylanläggningar med indirekt system har introducerats i livsmedelsbutiker för att minska
köldmediemängden och köldmedieläckage. Indirekta system finns i olika former. En av dem är fullständigt
indirekt system som visas i Figur 2-7. I systemet finns det två olika vätskekylaggregat med olika köldbärare,
kylmedel och temperaturer.
Köldbärare på kylsidan har ofta en framledningstemperatur på ungefär -8°C och en returtemperatur på ungefär -
4°C. Köldbärarens framledningstemperatur på fryssidan är ungefär -32°C och returtemperaturen är ungefär -
29°C. Köldbärare kan vara en enfasig köldbärare som propylenglykol, etylalkohol eller potasium format eller en
fasändrande köldbärare som koldioxid eller issörja.
Kylmedel används för att transportera värmen från kondensorerna som finns i maskinrummet till en
kylmedelkylare som finns på taket. Kylmedel har ofta en dimensionering framledningstemperaturen på ungefär
38°C och en returtemperatur på ungefär 32°C.
De extra temperaturdifferenser som erhålls i indirekta system kräver större energi från kompressorerna än DX
system. Systemet kräver också fler komponenter som värmeväxlare och pumpar som också ökar
investeringskostnaderna.
Eftersom köldmediet endast cirkulerar i maskinrummet kan man utnyttja naturliga köldmedier som ammoniak,
propan eller propen.
Fördelar och nackdelar med fullständigt indirekt system beskrivs med hjälp av SWOT-metoden i Tabell 2-8.
11

Deep-freeze
display cases
Completely Indirect System
Dry Coolers
Coolant fluids
Chillers
Pump
Brine 2
Machine room
Sales Area
Brine 1
Display
cases
Figur 2-7: Fullständigt indirekt system
Tabell 2-8: SWOT av Fullständigt Indirekt System
Styrka
- Mindre köldmediemäng-den
än DX system
- Enklare och billigare service
- Naturliga köldmedier
Möjligheter
- Fasändrande köldbärare: Issörja och
CO2.
Svagheter
- Lägre verkningsgrad än DX system.
- Högre pumparbete
- Risk för korrosion
- Högre investeringskostna-derna än
DX system
Hot
- Förbättrade DX system
Fullständigt indirekta system kan förbättras genom att underkyla köldmediet efter kondensorn på fryssidan med
hjälp av köldbäraren på kylsidan. Köldmedietemperaturen efter underkylning kan vara ungefär 5°C. Fullständigt
indirekt system med underkylning visas i Figur 2-8.
12

Evaporator
Dry coolers
Coolant Fluid
Brine 2
Deep-freeze
display
cases
Mechanical Subcooling
Machine Room
Pump
Sales Area
Brine 1
Display
cabinet
Figur 2-8: Fullständigt indirekt system med underkylning
Inverkan från underkylning på fryssidan presenteras i en h log P diagram för R404A i Figur 2-9.
10 4
P [kPa]
10 3
Subcooling
About
30% of Q2 R404A
5°C
10
-50 0 50 100 150 200 250 300 350
2
-40°C
h [kJ/kg]
Figur 2-9: H log P diagram för R404A som visar inverkan från underkylning på fryssydan.
40°C
0,9
1 kJ/kg-K
13

2.3.3 Delvis Indirekt System
Systemlösningen med Delvis indirekt system som används mest i livsmedelsbutiker presenteras i Figur 2-10.
Deep-freeze
display cases
Partially Indirect System
Dry Coolers
Coolant Fluid
Refrigerant
Evaporator
Machine Room
Sale Area
Figur 2-10: Delvis indirekt system
Brine
Display
cases
Systemet har ett fullständigt indirekt system på kylsidan och ett delvis indirekt system på fryssidan det vill säga
direkt system på förångare sidan och indirekt system på kondensor sidan.
Fördelar och nackdelar med delvis indirekt system beskrivs med hjälp av SWOT-metoden i Tabell 2-9.
2.3.4 Indirekt Kaskadsystem
Styrka
Tabell 2-9: SWOT av Delvis Indirekt System
- Mindre köldmediemängd
än DX system
- Enklare och billigare service
Möjligheter
- Underkylning av kylsystemet på
fryssidan.
- Fasändrande köldbärare: Issörja
Svagheter
- Större köldmediemängd än
Fullständigt indirekt system.
- Risk for korrosion
- Högre investeringskostna-derna än
DX system
Hot
- Ett skärpt miljölagstifning som
reglerar läckagens storlek och
köldmediemängden.
Indirekt kaskadsystem är en intressant lösning för att minska tryckförhållanden på fryssidan. Köldbärare på
kylsidan har en framledningstemperatur på ungefär -8°C och en returtemperatur på ungefär -4°C. Köldbärarens
framledningstemperatur på fryssidan är ungefär -32°C och returtemperaturen är ungefär -29°C. Kylmedlet har en
14

framledningstemperatur på ungefär 38°C och en returtemperatur på ungefär 32°C. Kondensorvärme från
kylsystem på fryssidan transporteras bort med hjälp av köldbäraren på kylsidan. Kondensortemperaturen på
fryssidan är ungefär 0°C som ökar COP för kylmaskinen. Nackdelen är den ökningen av kylbehovet och
kompressoreffekten från kylmaskinen på kylsidan för att ta hand om värmen från kondensorerna på fryssidan.
Machine Room
Brine 2
Deep-freeze
display
cases
Chiller
Cascade System A
Dry Cooler
Chiller
Coolant Fluid
Pump
Sales area
Brine 1
Display
cases
Figur 2-11: Indirekt Kaskadsystem A.
Fördelar och nackdelar med indirekt kaskadsystem A beskrivs med hjälp av SWOT-metoden i Tabell 2-10
Tabell 2-10: SWOT av Indirekt Kaskadsystem A
Styrka
- Mindre köldmediemängd
än DX system
- Enklare och billigare service
- Naturliga köldmedier
- Lägre tryckförhållande på frysidan
Möjligheter
- Fasändrande köldbärare: CO2.
Svagheter
- Lägre verkningsgrad än DX system.
- Högre dimensionering av
kylsystemet på kylsidan
- Risk för korrosion
- Högre investeringskostnader
Hot
- Förbättrade DX system
En annan kylanläggning med Indirekt kaskadsystem presenteras i Figur 2-12. I systemet har varje frysdisk och
frysrum sitt kylsystem vars kondensor kyls med köldbärare på kylsidan.
15

Coolant Fluid
Machine Room
Deep-freeze
display
cases
Cascade System B
Dry Cooler
Chiller
Brine 2
Pump
Brine 1
Sale Area
Display
cases
Figur 2-12: Indirekt Kaskadsystem B
Fördelar och nackdelar med indirekt kaskadsystem A beskrivs med hjälp av SWOT-metoden i Tabell 2-11.
Styrka
- Mindre köldmediemängd
än DX system
- Enklare och billigare service
- Naturliga köldmedier
Tabell 2-11: SWOT av Kaskadsystem B
- Lägre tryckförhållande på frysidan
- Lägre pumparbete på fryssidan
Möjligheter
- Fasändrande köldbärare: CO2.
Svagheter
- Lägre verkningsgrad än DX system.
- Högre dimensionering av
kylsystemet på kylsidan
- Risk för korrosion
- Högre investeringskostna-derna
Hot
- Förbättrade DX system
2.3.5 Köldmediemängden och köldmedieläckage i livsmedelsbutiker.
Karolin Engsten och Jenny Lindh genomförde en studie om köldmedieläckage i ungefär 500 livsmedelsbutiker i
Sverige under perioden 1996 – 2003 (Engsten 2004). I studien ingick alla COOP butiker och några butiker från
ICA och VIVO från Stockholm. Resultat från studien visar bland annat på hur köldmediedistribution har ändrats
i livsmedelsbutiker från 1996 till 2003. Figur 2-13 presenterar köldmediedistribution från 496 COOP butiker år
1996. Figuren visar att ungefär 40% av de 496 butikerna använde R22 som köldmedium och att 65 % av dessa
butiker använde CFC eller HCFC köldmedier.
16

R134a
18%
Refrigerant distribution 1996
R404A
17%
Other
0% R12
10%
R22
40%
R502
15%
Figur 2-13: Köldmediedistribution från 496 livsmedelsbutiker i Sverige år 1996 (Engsten 2004).
Köldmediedistributionen ändrades drastisk från 1996 till 2003 i COOPs butiker. Figur 2-14 presenterar
köldmediedistributionen från 371 COOP butiker år 2003. Figuren visar att det dominanta köldmediet år 2003 var
R404A. Ungefär 70% av de 371 COOP butikerna använde R404A år 2003. Ett annat HCF köldmedium som var
installerat i ungefär 4% av dessa butiker år 2003 var R134a. Figuren visar också att CFC köldmedier var borta
från de 371 COOP butikerna år 2003 och att R22 fanns kvar i ungefär 4% av butikerna.
R404A
70%
Refrigerant distribution 2003
Other
2%
R22
4%
R134a
24%
Figur 2-14: Köldmediedistribution från livsmedelsbutiker i Sverige år 2003 (Engsten 2004).
17

Köldmedieläckage från 508 butiker (488 butiker från COOP och 20 butiker från ICA och VIVO i Stockholm) år
1996 och 403 butiker (371 butiker från COOP och 32 butiker från ICA och VIVO i Stockholm) år 2003
presenteras i Tabell 2-12.
Tabell 2-12: Köldmedieläckage från ungefär 450 butiker i Sverige mellan 1996-2003 (Engsten 2004).
År COOP
butiker
ICA -
VIVO
butiker
Antal
Butiker
Köldmediemängd
[Kg]
Läckage
[Kg]
Läckage
[%]
Mängd
/Butik
[kg]
1996 488 20 508 65181 7934 12,2% 128,3 15,6
1997 496 28 524 65589 9278 14,1 125,2 17,7
1998 465 31 496 60556 7986 13,2 122,1 16,1
1999 452 36 488 57477 7215 12,6 117,8 14,8
2000 451 37 488 61479 7674 12,5 126,0 15,7
2001 417 39 456 55545 4784 8,6 121,8 10,5
2002 389 38 427 50404 4325 8,6 118,0 10,1
2003 371 32 403 47210 5288 11,2 117,2 13,1
Läckage
/Butik [kg]
Den totala köldmediemängden i de 508 butikerna år 1996 var ungefär 65 ton. Den totala köldmediemängden i de
403 butikerna år 2003 minskade till cirka 47 ton. Den totala köldmediemängden per butik minskade från ungefär
128 kg år 1996 till cirka 117 kg år 2003.
Leakage per total installed amount
16,0%
14,0%
12,0%
10,0%
8,0%
6,0%
4,0%
2,0%
0,0%
12,2%
14,1%
Total leakage (~ 450 stores) 1996-2003
13,2%
12,6% 12,5%
8,6% 8,6%
11,2%
1996 1997 1998 1999 2000 2001 2002 2003
Figur 2-15: Köldmedieläckage från ungefär 450 butiker mellan 1996-2003 (Engsten 2004)
Köldmedieläckage, från de butiker som ingick i studien, minskade från 14,1% av den totala köldmediemängden
år 1997 till 8,6% av den totala köldmediemängden år 2001. Anledningen till detta var ett nytt avtal mellan
COOP och deras service företag som gav ansvar för köldmediefyllning och förebyggande av köldmedieläckage
till serviceföretagen. År 2003 ökade köldmedieläckage till 11,2% av den totala köldmediemängden. Anledningen
till detta är oklar (Engsten 2004). Figur 2-15 visar köldmedieläckage från de butiker som ingick i studien mellan
år 1996 och år 2003.
18

2.4 REFERENSER
Christensen, K. G. and P. Bertilsen (2003). Refrigeration System In Supermarkets With Propane And CO2-
Energy Consumption And Economy. 21st IIR International Congress of Refrigeration, Washington, D.C., USA.
Bivens, D., Gage, C. (2004). Commercial Refrigeration System Emissions. The Earth Technologies Forum.
Washington, D.C.
Engsten, K., Lindh,L., (2004). Refrigerant Management: The Issue of Minimizing Refrigerant Emissions.
Department of Energy Technology. Stockholm, Royal Institute of Technology: 131.
Faramarzi, R. T., Coburn, B.A., Sarhadian R., (2002). Performance and Energy Impact of Installing Glass Doors
on an Open Vertical Deli/Diary Display Case. ASHRAE Transaction. 108(1): 673-679.
Furberg, R., Norberg, C., (2000). Energy efficiency in Supermarkets. Project work in Business, Technology and
Leadership. Stockholm, Royal Institute of Technology.
Supermarket (2000). Vem är Vem 2000. D. Jansson. Västerås, Sweden, ICA Förlaget AB. 5-6: 214.
Supermarket (2002). Vem är Vem 2002. D. Jansson. Västerås, Sweden, ICA Förlaget AB. 5-6: 214.
Supermarket (2004). Vem är Vem 2004. D. Jansson. Västerås, Sweden, ICA Förlaget AB. 4-5: 222.
Swedish Frozen Food Institute. (2002). Statistic for Frozen Food 2002. Stockholm: 22.
Öfverholm, E., Holmberg, J., (1999). Lighting in Supermarkets. Eskilstuna, Sweden, Swedish Energy Agency:
34.
19

3 PROJEKT 1: EFFEKTIVARE SYSTEMLÖSNINGAR, STYRNING
OCH DRIFTÖVERVAKNING 2
3.1 KONTROLLHÅRDVARA
För att livsmedelsbutiken skall kunna tillhandahålla kunderna de varor som de eftersöker måste kylmaskiner
användas. Dock behövs de kanske inte dygnet runt. Det kan således vara energi- och kapitalslöseri att
kontinuerligt köra kylmaskinerna. Hur mycket skall de köras då? Ja, det kanske mest kända svaret är tillämpligt
även här: Det beror på.
Hur mycket kylmaskinerna skall användas beror på olika saker, t.ex. årstid och kundgenomströmning för att
nämna två. För att anpassa driften av maskinerna kan ett eller flera av dessa parametrar användas. I alla avseende
måste maskinerna i enklaste fallet startas och stoppas. Detta utförs av kontrollhårdvaran. Flera typer av
kontrollhårdvara finns tillgänglig. Vi tänker kortfattat redogöra för dessa här och indikera vilka som är vanligt
ute bland butikerna.
3.1.1 PC/PLC
Den mest avancerade styrlösningen är att installera ett komplett PLC system, där ett stort antal indata och utdata
kan användas. Dessa typer av system används sedan länge inom processindustrin. PLC kan vara ganska dyr, i
förhållande till andra enklare lösningar. Dock är kontrollmöjligheterna avsevärt bättre än enklare lösningar.
PLC/PC lösningar börjar förekomma mer frekvent i nyinstallationer, och får väl anses vara den mest flexibla och
lovande lösningen.
3.1.2 PID – On/Off
Med PID avses regulatorer som utifrån ett mätvärde justerar utsignalen så att mätvärdet strävar mot ett önskat
börvärde. PID-regulatorer finns det ett antal av i en PLC. En PID-regulator styr ofta enbart ett objekt, t.ex.
varvtalet på en fläkt eller pump, en shuntventil eller liknande. Dessutom kan den styra kompressorns varvtal för
att anpassa kyleffekten. Den lösningen är ännu inte speciellt vanlig. Istället används oftast on/off reglering av
kylmaskinerna. Om ett antal kylmaskiner finns parallellt kan detta ge en ganska god reglering av kyleffekten.
Generellt kan sägas, ju fler komponenter som parallellt kan on/off-regleras desto bättre blir regleringen. Om
”oändligt” antal små parallella komponenter kan on/off-regleras fås just en kontinuerlig reglering, som ju också
erhålls vid PID-reglering.
En vanlig lösning i butikskyla är att on/off reglera kylkapaciteten genom att använda två eller flera parallella
kylmaskiner. Samtidigt regleras fläktvarvtal och kondenseringstemperatur genom PID-regulatorer. Pumpar
brukar inte regleras.
3.1.3 Manuell / Annan
Den enklaste, men inte vanligt förekommande, lösningen är att manuellt starta och stanna kylmaskiner. Någon
reglering är ju inte då att tala om, utan maskinerna körs likadant hela ”dagen”.
3.1.4 Fjärrstyrning / Fjärrövervakning
PLC/PC styrning av butikskylan möjliggör att även fjärrstyra och fjärrövervaka. Detta är kanske inte frekvent
förekommande men börjar dyka upp lite oftare, t.ex. RADAR från York Refrigeration och ADAP-KOOL från
Danfoss. Anledningen kan vara att drift och service av maskinerna läggs ut på entreprenad och dessa
servicefirmor övervakar då maskineriet central, och skickar ut personal vid behov. Detta kan förväntas att öka i
framtiden då kostnaden på tekniken sjunker och energikostnaden ökar. Specialiserade drift- och servicefirmor
kan förväntas vara bättre på energieffektiv drift än den lokale butiksägaren.
2 Författare: Joachim Claesson
20

3.2 KONTROLLSTRATEGIER/PRIORITETSSTYRNING
Den absolut viktigaste parametern är att hålla varorna kalla, dvs. producerande av kyla är viktigast. Detta är ju
självklart, syftet med butiken är att sälja varor, bland dessa även kylda varor. Men, efter kylda varor kan man
tänka sig ett antal parametrar som kan kontrolleras eller styras.
3.2.1 Kyla
Som redan nämndes är kyla det absolut viktigaste parametern. Däremot behövs lagom mycket kyla, vilket
generellt kan sägas varierar över dygnet och året. Hur mycket kyla som behövs är ju oftast också en parameter
som används för att bestämma hur många kylmaskiner som skall vara i drift och hur länge. Kapacitetskontroll av
en kylmaskin är ett brett område och kommer att beröras senare i denna rapport.
3.2.2 Avfrostning
Avfrostning utförs på grund av att vattnet i luften kondenserar och fryser fast på kyl- och frysbatterierna i
diskarna. Islagret som bildas fungerar som isolationsmaterial, vilket försämrar värmeövergångstalet. Disken kyls
alltså inte lika effektivt och temperaturen ökar sakta i disken. Avfrostning är således inget som är önskvärt, men
likafullt absolut nödvändigt för att dels hålla varorna kylda, dels att hålla varorna kylda energieffektivt.
Tabell 2: Totalt årlig energiförbrukning för 8 valda butiker i USA för olika
relativ fuktighet (Howell, Rosario, Riiska and Bondac 1999).
Avfrostning sker oftast utan att faktiskt veta om avfrostning faktiskt behövs eller inte. Typiskt avfrostas kyl- och
frysdiskarna åtminstone en till två gånger per dygn. Behovet av avfrostning ökar då vatteninnehållet i luften inne
i butiken är högt. Oftast är vatteninnehållet inne i butiken nära vatteninnehållet i uteluften. Detta innebär att
under kalla vinterperioder blir vatteninnehållet lågt och därmed också den relativa luftfuktigheten. Således
minskar behovet av avfrostning under vintern. Detta tas det sällan hänsyn till. Potentialen för energibesparing vid
minskad fukthalten i luften inne i butiken har också undersökts i litteraturen (Howell, Rosario, Riiska and
Bondac 1999). Det indikeras i den undersökningen att det är mer energikrävande att ”torka” luften i diskarna,
som traditionellt sker idag, än att låta luftkonditioneringsanläggningen ”torka” luften, se Tabell 2.
Energiförbrukningen minskade med ungefär 1% per 1% minskad relativ fuktighet.
21

temp[°C], RH[%]
80
70
60
50
40
30
20
10
0
-10
Sala - Hedemora
Aug 2000 - Feb 2001
Indoor Temp. Hedemora Outdoor temp. Hedemora
RH. Hedemora Indoor Temp. Sala
RH. Sala Outdoor Temp. Sala
-20
a-00 a-00 s-00 o-00 o-00 n-00
Time
n-00 d-00 j-01 j-01 f-01
Figur 1: Ute- och innetemperaturer och relativa fuktigheter för butik i Sala och Hedemora.
Ett annat exempel är mätningar från butik i Sala och Hedemora, utförda av J. Arias, se Figur 1. Som synes finns
ett starkt samband mellan utetemperatur och relativ fuktighet i butiksluften. En avsevärd energibesparing kan
således göras om den relativa fuktigheten i butiken kan hållas på samma låga nivå som under januari – februari
hela året runt. Givetvis skall klimatet i butiken vara behagligt för de anställda i butiken, vilket begränsar vilka
relativa fuktigheter som praktiskt kan användas.
3.2.2.1 Behovsindikering för avfrostning
Det finns självklart lösningar på behovsprövad avfrostning, t.ex. mätning av lufttemperaturen till och från kyl-
och frysdisken. Andra lösningar kan innefatta temperaturgivare som sitter nära flänsbatteriet, där kylan alstras i
kyl- och frysdisken. Andra tänkbara lösningar kan vara isindikatorer, t.ex. finns förslag på att använda peltierelement
för is-indikering, (Norling 1993; Norling 1997).
Figur 2: Principiell mätuppställning för indikering av ispåbyggnad (Norling 1997).
22

Figur 3: Respons för torr respektive isbelagd sensor (Norling 1997).
Inom bilindustrin används bilens hastighet, daggpunkt och förångningstemperatur för att teoretiskt uppskatta
frostpåväxten i värmeväxlarbatteriet. Samma princip kan användas på kyl- och frysdiskar. Ytterligare en lösning
är att använda neurala nätverk för prediktering av avfrostning (Datta and Tassou 1999).
Ett problem med dessa behovsanpassade lösningar är ju att avfrostning kan inträffa då butiken är öppen och
smältvattnet kan ge disken ett mindre attraktivt utseende. Det skall påpekas att även detta kan hanteras genom
lämplig diskutformning.
3.2.2.2 Utförande av avfrostning
Principen för avfrostning är enkel, att smälta bort islagret som bildats på värmeväxlarytorna. Disken måste
självklart stängas av under själva avfrostningen. Avsmältningen av is kan ske på ett antal sätt. Vanligast är att
tillföra värme elektriskt vid islagret. Denna princip kan användas på både frys- och kyldiskar. För diskar med
direktexpansion (DX-diskar) kan även hetgasavfrostning användas. Principen bakom denna teknik är att ett
delflöde av köldmedie tappas av efter kompressorn och tillförs förångaren (kylbatteriet). Givetvis tillförs inget
köldmedie till den aktuella disken från expansionsventilen. Den varma hetgasen smälter isen ”inifrån”, vilket kan
vara en fördel då ytorna kan bli isfria snabbare än om värmen tillförs utifrån. Vid konstruktionen av denna typ av
avfrostning måste det säkerställas att inga vätskedroppar av köldmedie åker med till kompressorn. Genom
lämplig konstruktionslösning kan detta enkelt säkerställas (Eklund 2004). Genom att låta kylmaskinerna gå,
samtidigt som den disken som skall avfrostas stängs av innan expansionsventilen och öppnar ventil från
hetgasledningen till kylbatteriet, erhålls avfrostning. Att strypa köldmediet innan det kommer till kyldisken
säkerställer att ingen kondensering av köldmediet inträffar inne i kylbatteriet, vilket lätt inses genom att
inspektera ett h-log(p)-diagram för det aktuella köldmediet.
Figur 4: Förslag på hur hetgasavfrostning av kyl- och frysdiskar kan konfigureras (Eklund 2004).
Besparingen att avfrosta med hetgasen jämfört med elektrisk avfrostning har visat sig vara avsevärd, se Tabell 3.
Som synes, kan kostanden för avfrostningscykeln minska med över 80 %.
23

Tabell 3: Jämförelse mellan hetgasavfrostning och elektrisk avfrostning (Rizvi and Heggs 2003).
Utöver dessa två sätt av avfrosta en DX-disk förekommer också att en separat brinekrets finns i installerad för att
sköta avfrostningen.
För indirekta diskar används även brinefluiden som aktivering av avfrostning. I detta fall stängs alla kylmaskiner
av och brinefluiden tillåts värmas upp av pumparbetet. Brinefluiden höjer sakta men säkert sin temperatur, vilket
så småningom leder till att isen smälter. För att snabba upp förloppet kan även fluiden på kondensorsidan låtas
avge värme till brinefluiden, antingen genom värmeväxling eller helt enkelt genom att brinefluid och
kylmedelfluid på kondensorsidan är samma vätska och att en ventil öppnas mellan dessa båda system. Nackdelen
att ha samma vätska på brinefluid och kylmedelfluid är att den inte har optimala ämnesegenskaper vid låg-
respektive högtemperaturnivå. Fördelen är enkelheten.
3.2.3 Värme
Efter kyla och avfrostning, vilket anses vara prioritet ett och två för butikskyla, finns det ingen given trea. Till
butikerna behövs oftast någon form av uppvärmning av lokaliteterna, vilket mycket väl kan till stor del
tillgodoses med kondensorenergi från kylmaskinerna. Det är dock viktigt att värmeåtervinningen inte stör kylan.
Dessutom är kanske kylbehovet mindre under vinterperioden, dels p.g.a. minskat behov av avfrostning men
också av lägre temperaturer i butiken. Dock är ju värmebehovet som störst då det är kallt ute.
Åtminstone två speciellt framtagna lösningar finns för kombinationen av butikskyla/butiksvärme, Alvin
Evolution från Ahlsell och ECO-Pump från Refrico. Tyvärr är de ganska dyra, erfarenheterna är begränsade då
de också är ganska nya på marknaden. Flera sådana här lösningar är att vänta.
Ett problem som ofta förekommer, beroende på butikstyp, är att uppvärmning och ventilation sköts av
fastighetsbolag/fastighetsägare medan butikskylan sköts av butiksägaren eller på uppdrag av denne. Dels innebär
det att samkörning av dessa två system inte alltid är möjlig. Även om de fysiskt kan kopplas ihop (rören) så kan
ofta inte styrsystem för butikskyla kommunicera med styrsystemet för uppvärmning och ventilation. Detta
faktum begränsar möjligheterna att driva butiken så energieffektivt som möjligt. En nyligen publicerad artikel
som behandlar problematiken med olika standarder indikerar att drivkraften att samordna alla system är låg,
eftersom kostnaden är hög och vinsten anses låg (Åslund 2004).
3.2.4 Energieffektivt
Så länge kyleffekten är tillräcklig finns det en mängd sätt som maskinerna kan styras. Ett tänkbart scenario i
framtiden är att kylmaskinerna styrs på ett så energieffektivt sätt. Detta förekommer inte, såvitt vi känner till,
men då elpriserna stiger kan även energieffektiv styrning vara ekonomiskt lönsamt.
Framför allt handlar det kanske om att kombinera el-tariff styrning, d.v.s. köra kyl- och frysmaskinerna då det är
billig el, för att minska utnyttjandet av maskinerna tider på dygnet som elen är dyr. En sådan lösning kräver
också utnyttjandet av någon form av energilager (kyl-lager), båda dygnslager såväl säsongslager kan tänkas
24

förekomma. Ett exempel på säsongslager är frikyla på Sundsvalls sjukhus, där snön från vinterväghållningen
lagras fram till sommaren (Johansson 1999).
Figur 5: Säsongslager av snö för kylning av sjukhus (Johansson 1999).
Dyngslagring kan användas på flera sätt, t.ex. kan varorna i sig vara energilager. Varorna kyls då ned extra
mycket under perioder med billig el för att sedan kylas mindre. Speciellt dedikerade PCM (Phase Change
Materials) kan också användas där fasändring sker vid önskat temperaturnivå. Denna typ av material används
kanske oftast i transportkyla, men kan även användas till energilagring för komfortkyla i fastigheter.
3.2.5 Reglerprinciper
Vi har redan varit inne på olika principer för att styra systemet. Även om PLC/PC används så består dessa av ett
antal reglerloopar, (PID-regulatorer). I detta kapitel skall vi lite mer ingående behandla vilka hur PID-regulatorn
fungerar och även ge en utblick på möjliga framtida kontrollkoncept.
3.2.5.1 PID/Traditionell reglering
PID-reglering har funnits länge. Bokstäverna PID beskriver hur själva regulatorn är uppbyggd. Bokstaven P
betyder att regulatorn innehåller en Proportionell del, bokstaven I betyder att regulatorn innehåller en
integrerande del och slutligen betyder bokstaven D att regulatorn innehåller en deriverande del, se Figur 6.
Figur 6: Principiell uppbyggnad av en PID-regulator.
En PID-regulator använder mätsignalen (är-värde) och det önskade värdet (bör-värde) för att beräkna felet
(avvikelsen). Den proportionella delen förstärker detta felet med en faktor, P-parametern, som bestäms innan
regulatorn tas i drift (kan givetvis ändras även efter regulatorn tagits i drift). Den integrerande delen summerar
ihop felet och ändrar dess utsignal så länge en avvikelse finns. Hastigheten, I-parametern, för hur snabbt
utsignalen skall öka programmeras in i regulatorn innan den tas i drift. Slutligen så tar den deriverande delen och
deriverar avvikelsen, dvs lutningen bestämmer lutningen på felet. Utifrån lutningen så justerar den utsignalen
med en förprogrammerad faktor, P-parametern.
25

Dessa PID-parametrar är inte helt enkelt att bestämma, och de styr helt och hållet hur reglerloopen beter sig. Om
dessa faktorer har stark inverkan fås ett snabbt reglersystem, men med risk för instabiliteter. Däremot om de har
liten inverkan fås ett långsamt reglersystem, men utan instabiliteter.
3.2.5.2 Neurala nätverk
Neurala nätverk är en relativt ny företeelse för styrning av utrustning. Tekniken passar bra för komplicerade
system där det kan vara svårt att med traditionella lösningar få godtagbar styrning. Neurala nätverk har
experimentellt undersökts för behovsprövad avfrostning (Datta and Tassou 1999). I den undersökningen
användes flödesförsämringen som parameter för att indikera avfrostning. Det neurala nätverket kunde läras att
prediktera denna. I förlängningen kan man tänka sig att leverantören av disken lär upp det neurala nätverket, som
sedan användaren av disken kan utnyttja.
Figur 7: Förenklad skiss av ett multilager ”feedforward” neuralt nätverk (Kalogirou 2001).
En genomgång av neurala nätverk i olika energisystem har också utförts (Kalogirou 2000; Kalogirou 2001).
Fördelarna med denna typ av algoritm är att den kan hantera komplexa och dåligt definierade problem. Allmänt
är neurala nätverk en struktur som använder sig av ett antal lager, där varje nod och lager i sig är väldigt enkel.
Men genom kombinera ett antal lager av olika typer kan komplicerade system efterliknas, se Figur 7. För detta
skall fungera måste det neurala nätverket läras upp, liknande det mänskliga lärandet. Utifrån de ingående
parametrarna lärs nätverket upp vilket respons som skall ges. Ju mer omfattande detta lärande är desto bättre
fungerar sedan nätverken att ge korrekt respons vid normalt användande.
3.3 KOMPONENTER
Varje kylsystem består av ett antal komponenter plus åtminstone ett köldmedie men ofta även en brine och
kylmedel. Kylteknik inte är någon ny teknik, hur ju funnits i över hundra år. De flesta olika sätt att sätta ihop de
olika komponenterna har således redan testats. På senare år har det dock kommit en del nyheter, framför allt
elektriskt styrda komponenter, såsom elektriska expansionsventiler, frekvensstyrda pumpar, fläktar och
kompressorer. Dessa har ju funnits relativt länge men priserna har sjunkit allteftersom priset på elektronik
sjunker. I detta kapitel går vi igenom de komponenter som är nödvändiga för att en kylmaskin skall fungera.
Olika varianter av samma komponent kommer också att beröras.
3.3.1 Expansionsanordning
Syftet med expansionsdonet är framför allt att upprätthålla tryckskillnaden mellan förångare och kondensor.
Utan expansiondonet skulle ingen mekanisk kylmaskin fungera då ingen tryckskillnad skulle erhållas, vilket är
en förutsättning för att flytta energi från en kall omgivning till en varm omgivning. Utöver detta fundamentala
syfte har expansionsdonet även uppgiften att förse förångaren med lagom mycket köldmedie, så att kompressorn
arbetar med gas utan några vätskedroppar.
Att portionera ut lagom mängd köldmedie kan göras på flera sätt. Nedan kommer några ofta förekommande
anordningar att kort beskrivas.
26

3.3.1.1 Fast strypning / kapillärrör
Denna lösning är billig, enkel och den mest använda lösningen om alla kylmaskiner räknas in. Detta eftersom
denna lösning används i hushållskylskåp. Fördelarna med kapillärrör är just dess låga pris. Tyvärr så fungerar
den bara tillfredsställande inom ett relativt begränsat område. Speciellt dålig är den på att hantera varierande
kompressorvarvtal, kapacitetsreglering. Bäst är den om den används under konstanta förhållanden utan
variationer av vare sig last eller förångnings- eller kondenseringstemperaturer.
För kylmaskiner till butikskyla är den sällsynt.
3.3.1.2 Flottörtyper
Dessa typer används till flödande förångare, där ingen överhettning ges köldmediet innan det lämnar förångaren.
Dessa ventiler är mekaniska, en kula flyter på en vätskeyta och på så sätt ges förångaren rätt mängd köldmedie.
Ökar nivån stiger kulan och öppnar ventilen så att ett större köldmedieflöde till förångaren erhålls.
Inte heller denna expansionsventil är vanlig i butikskyla, men flödande förångare har en potential att ge en
effektivare kylmaskin, eftersom ingen överhettning (med dåligt värmeövergångstal) sker i förångaren. Samtidigt
har traditionella flödande förångare låga massflöden, om inte separat köldmediepump används för att öka
cirkulationstalet. Låga massflöden kan resultera i lägre kokvärmeövergångstal.
3.3.1.3 Termostatisk expansionsventil
Termostatisk expansionsventil är den absolut vanligaste ventilen i mekaniska kylmaskiner. Den har flera fördelar
som har gjort att den är så vanlig, den är relativt billig, klarar kapacitetsförändringar och variationer på
förångnings- och kondenseringstemperaturer. Den principiella uppbyggnaden består av en spindel, säte, en
fjäder, ett membran och en extern känselkropp, se Figur 17. I enklaste fallet är det samma köldmedie i bulben
som i kylsystemet. Som ses i figuren sker regleringen mekaniskt, i form av en kraftbalans. Fjäderkraften kan
justeras via en skruv. Trycket på köldmediet som lämnar förångaren leds in under membranet, där den
samarbetar med fjädern. Ovanför membranet finns samma köldmedie som används i kylsystemet. Mängden
köldmedie anpassas så att det alltid finns köldmedie i gas- och vätskefas. Således befinner sig köldmediet i
bulben i det fuktiga området. Från grundläggande termodynamik vet vi då att trycket är entydigt bestämt av
temperaturen. Bulben placeras så att den känner av köldmedietemperaturen i sugröret. Således kommer trycket i
bulben motsvara köldmediets mättnadstryck vid den temperaturen. Detta tryck balanserar fjäderkraften plus
trycket av köldmediet som lämnar förångaren. Således kan överhettningen av köldmediet som lämnar förångaren
justeras genom att ändra fjäderkraften.
Figur 8: Principiell uppbyggnad av expansionsventil.
27

Eftersom det är en kraftbalans och inte en faktisk temperaturdifferens som regleras kommer inte en given
inställning på fjäderkraften att resultera i samma överhettning om förångartrycket ändras. Detta beror på det
olinjära förhållandet mellan tryck och temperatur för mättnadslinjen.
Vidare visar erfarenheter att en nivå på tryckdifferensen mellan kondensor och förångare måste råda för att den
termostatiska expansionsventilen skall fungera tillfredsställande. Vidare är det som sagt en mekanisk reglering,
vilket innebär att reglerkarakteristiken inte kan ändras.
3.3.1.4 Elektrisk expansionsventil
Det mest flexibla alternativet är att använda sig av en elektrisk expansionsventil. Fördelarna med att använda en
sådan är många, nackdelen är priset. Framför allt är det små kylkapaciteter som det kan vara svårt att hitta en
lämplig elektrisk expansionsventil. På KTH/Energiteknik har vi använt Siemens (Staefa Landis Gyr) elektriska
expansionsventil i snart sju år för en testanläggning simulerande en villavärmepump. Erfarenheterna är
utomordentligt goda. Framför allt möjligheten att använda en PID-regulator, där reglersystemets karakteristik
kan justeras genom PID-parametrarna ger möjlighet till stabil överhettning även vid riktigt låga överhettningar,
som inte kan fås via en termostatisk expansionsventil. Givetvis finns andra fabrikat med elektriska
expansionsventiler, t.ex. Carel. Denna leverantör har vi endast använt under kort tid. Carels stora fördel är att
den är bra mycket billigare än Siemens, men är inte lika flexibel då Carels reglerutrustning måste användas.
Användningen av ventilen efterliknar också en klassisk termostatisk expansionsventil.
En nackdel som erhålls vid stabil drift kan vara att snabba förändringar av driftsförutsättningarna ger väldigt
höga överhettningar eller ingen överhettning under relativt lång tid. Men, det är ett reglertekniskt problem som
troligen går att avhjälpa genom att använda olika PID-parametrar beroende på regleravvikelsen.
Alla de ovan nämnda typerna av expansionsanordning går att erhålla med en elektrisk expansionsventil. Det
handlar enbart om att välja lämplig mätutrustning för att ge rätt signal till regulatorn.
Inom butikskyla kommer mer och mer elektriska expansionsventiler. Det går att få DX-diskar med elektrisk
expansionsventil, även om standard fortfarande är termostatisk expansionsventil.
3.3.1.5 Ejektor
Figur 9: Föreslagen lösning med ejektor som expansionsdon (Disawas and Wongwises 2004).
En annat sätt att reglera flödet till förångaren och samtidigt bibehålla tryckdifferensen mellan kondensor och
förångare är att använda en ejektor. Detta har testats och beskrivits i litteraturen (Disawas and Wongwises 2004).
Det föreslagna systemet ser ut enligt Figur 9. I figuren finns två olika sätt att kontrollera flödet till förångaren,
28

dels med ejektor och dels på klassiskt vis med termostatisk expansionsventil. Varierande temperaturer på
kylmedel och brine testades. Den nya föreslagna lösningen med ejektor (TPERC) hade högre köldfaktor (COP2)
än den traditionella lösningen med termostatisk expansionsventil (CRC), se Figur 10. Anledningen till den högre
köldfaktorn föreslogs bero på det ökade kölmedieflödet i förångaren, vilket skulle ge ett högre
värmeövergångstal i förångaren.
Figur 10: Köldfaktorn för olika kombinationer av brine och kylmedeltemperatur
(Disawas and Wongwises 2004).
3.3.2 Kompressor och kapacitetsreglering
Kompressorn flyttar köldmediet från förångaren till kondensorn och, tillsammans med expansionsventilen,
åstadkommer den tryckdifferens mellan dessa båda värmeväxlare. Det finns ett stort antal olika typer av
kompressorer, och dessa skall inte redovisas här. Nämnas bör dock att kolv- och scrollkompressorer är vanligast
i dessa tillämpningar. Vilken typ av kompressor som skall väljas beror på ett antal parametrar, såsom kapacitet,
tryckförhållande, köldmedie osv.
Vilken kompressor som än väljs körs dessa nästan uteslutande med konstant varvtal. Undantag finns givetvis.
Eftersom kylbehovet varierar över dygnet och året bör inte kylmaskinerna gå för fullt hela tiden, utan någon
form av kapacitetsreglering krävs. I detta kapitel skall olika lösningar redovisas.
3.3.2.1 On/Off
Den absolut vanligaste reglermetodiken är att ha ett antal parallellkopplade kylaggregat, och anpassa antalet
aggregat i drift samtidigt efter det kylbehov som råder för tillfället. Något av aggregaten kommer att behövas
ibland och ibland inte. Detta kommer då att startas och stoppas allt efter behov, så kallad on/off reglering.
Fördelen är denna lösning är billig, enkel att implementera och lång erfarenhet för denna lösning finns i
kylbranschen. Nackdelen kan vara, beror på hur många parallella aggregat som finns, att kylmaskinerna faktiskt
går med lägre förångningstemperatur än vad som skulle vara nödvändig om exakt matchning av kylbehov och
kyleffekt kunde åstadkommas. Lägre förångningstemperatur innebär lägre verkningsgrad på kylsystemet.
Typiskt förbättras COP ca 1-3% per höjd grad av förångningstemperaturen. Detta värde beror på köldmedie och
temperaturnivåer, men angiven siffra kan användas som grovt riktmärke.
3.3.2.2 Suggasreglering
Suggasreglering är ett annat sätt att reglera förångningstemperaturen genom att införa en strypning i sugröret
mellan förångare och kompressor. Kapaciteten regleras genom det faktum att kompressorn, grovt sett, hela tiden
”suger” i sig en viss volym köldmedie per tidsenhet. Om köldmediet som tillförs kompressorn då har ett lägre
tryck, har den samtidigt en lägre densitet. Samma volymsflöde men lägre densitet ger att kompressorn suger i sig
lägre massflöde, vilket direkt avspeglar sig på kyleffekten som kan transporteras bort från förångaren. Trycket i
29

förångaren stiger, men detta leder inte till högre effektivitet hos kylmaskinen eftersom trycket in i kompressorn
sjunker. Det är trycket in i kompressorn som är det viktiga ur energieffektivitetssynpunkt för kompressorn.
Figur 11: Principiell systemlösning med individuell disktemperaturreglering, med antingen Mekanisk
tryckhållningsventil (MEPR) eller elektrisk tryckhållningsventil (EEPR) (Tahir and Bansal 2005).
Däremot kan det vara praktiskt att använda denna typ av reglering individuellt på DX-diskar där flera parallella
diskar används. Det kan ur produktkvalitésynpunkt vara viktigt att inte ha för kallt i diskarna, och om flera diskar
används med olika temperaturnivåer men fortfarande använder samma kylmaskiner är detta ett vettigt alternativ.
Dessa ventiler kan vara antingen mekaniska eller elektriska. Fördelen med elektriska illustreras i figuren, där
temperaturen ut från kylbatteriet är mer konstant för den elektriska ventilen än för den mekaniska ventilen (Tahir
and Bansal 2005). Även minskat avfrostningsbehov erhålls då värmeväxlarytan inte är lika kall med en elektrisk
ventil.
3.3.2.3 Varvtalsreglering
Figur 12: Lufttemperaturer för kyldisk då elektrisk och mekanisk
reglerventil används (Tahir and Bansal 2005).
Det mest energieffektiva sätt att variera kylkapaciteten är att använda sig av frekvensstyrda kompressorer.
Tyvärr har detta inte slagit igenom på bred front än. Frekvensomriktningstekniken har blivit betydligt billigare
på senare år och ett ökat antal av frekvensstyrda kompressorer är att vänta. Det finns dock ett par varningstecken
som måste åtgärdas först. För det första måste kompressorerna anpassas för varierande varvtal, bl.a. m.a.p.
ventiler. Dagens kompressor som inte är avsedda att varvtalsreglera utan optimeras för bästa verkningsgrad vid
nominellt varvtal. Körs kompressorn vid annat varvtal kan betydligt sämre kompressorverkningsgrad erhållas.
En annan viktig faktor är de elmotorer som sitter i de hermetiskt tillslutna kompressorerna, som inte är anpassade
för varierande frekvens. En klar försämring av elverkningsgraden kan erhållas om inte bättre anpassade
elmotorer används.
Båda dessa begränsningar är inget stort problem att lösa, varvtalsreglerade kompressorer för bilindustrin finns
avsedda för ett stort spann av varvtal. Dessutom finns sedan länge elmotorer som används för frekvenskörning
30

av pumpar och fläktar. Det handlar om att få kompressortillverkarna till att vara intresserade av att förbättra
kompressorerna på just dessa punkter.
En kompressor som varierar varvtalet så att kyleffekten avpassas för det rådande kylbehovet kommer att ha det
lägsta tryckförhållande, vilket ger möjlighet till högre totalverkningsgrad för kylsystemet.
3.3.3 Pumpar & Fläktar
Det finns i varje livsmedelsbutik ett antal pumpar för att erhålla cirkulation av kylmedel och brine. Utöver detta
finns även ett antal fläktar, dels i kyl- och frysdiskarna men också på kylmedelkylaren och i kylbatterier i
kylrum.
3.3.3.1 Pumpar
Det finns ett antal olika pumptyper och varje typ har sin tillämpning. I livsmedelsbutiker, och även i andra
kyltillämpningar, tillkommer förutom pumptyp även material i pumpen som viktig parameter. Detta eftersom det
normalt inte är rent vatten som pumpas utan ett fryspunktsnedsättande medie som pumpas. Flera leverantörer
finns att tillgå, men två stora tillverkare på svenska marknaden är Grundfos och Wilo.
3.3.3.1.1 Kapacitetskontroll
Pumpar i livsmedelskyla kapacitetsregleras generellt inte, de går med konstant varvtal då ett flödesbehov
föreligger. På senare år har dock priserna rasat för frekvensstyrda pumpar. Trenden för pumpar är att
frekvensstyrningen, elmotor och pumpdelen är att dessa tre delar är integrerade och levereras som en kompakt
produkt. Fördelen med detta är att dessa tre delar är optimerade tillsammans.
Tyvärr är det svårt för leverantörerna att nå ut till butiksägaren med sitt budskap om energibesparingarna som
kan göras genom att installera en frekvensstyrd pump. Kostnaden är trots allt större än en enkel traditionell
konstantvarvtalig pump (ca dubbelt upp). Pay-off tiden för frekvensstyrda pumpar anses än så länge vara för
lång.
3.3.3.2 Fläktar
Som tidigare nämndes används fläktar på flera positioner i kylsystemet, i kyl- och frysdiskar, i kylmedelkylare
och i kylbatterier i kylrum. Fläktar köps generellt inte separat som pumpar, utan är ofta inkluderad i leverans av
ovan nämnda komponenter. Brukaren är således beroende av komponentleverantören när det gäller fläktval.
3.3.3.2.1 Kapacitetskontroll
Kapacitetsreglering av fläktar är vanligt förekommande i kylmedelkylare, där kylkapaciteten avpassas med att
styra fläktvarvtalet (fast kondensering). I kyldiskar och kylbatterier för kylrum är frekvensstyrning inte lika ofta
förekommande. Precis som för fläktar är pay-off tiden allt för lång för att butiksägaren skall finna det lönsamt att
köpa den lite dyrare, men energieffektivare, lösningen.
3.3.4 Värmeväxlare
För att transportera värme från ett medie till ett annat, utan att blanda dessa, behövs en värmeväxlare. Ett stort
antal typer av värmeväxlare finns att tillgå på marknaden, t.ex. plattvärmeväxlare, ”tube-and-shell” värmeväxlare
och flänsade korsströms tubvärmeväxlare. Alla dessa har sitt givna användningsområde. Inom butikskyla
används framför allt två typer, plattvärmeväxlare och flänsade korsströms tubvärmeväxlare. Plattvärmeväxlare
används framför allt i indirekta kretsar, där köldmediet växlar värme med en vätska. Flänsade korsströms
tubvärmeväxlare används framför allt där luft växlar värme med antingen en vätska eller med köldmediet.
I indirekta kretsar används uteslutande plattvärmeväxlare, se Figur 13. Dessa används då som kondensor och
förångare. För att tåla de tryck som råder i köldmediekretsen används lödda plattvärmeväxlare.
Plattvärmeväxlare är små, har hög effektivitet och relativt billiga. Att de är små är fördelaktigt ur miljösynpunkt,
då de har liten inre volym (liten köldmediemängd). Att de är effektiva är fördelaktigt ur energi och
miljösynpunkt eftersom kylmaskinen får en bra köldfaktor. Sverige är ledande då det gäller kunskap och
tillverkning av plattvärmeväxlare, där tillverkare som Alfa-Laval, SWEP International AB, Cetetherm och AIA
är några aktörer på marknaden.
31

Figur 13: Plattvärmeväxlare, principiell uppbyggnad.
Figur 14: Flänsad korsströms tubvärmeväxlare.
För direkta system och där värmeväxling sker till eller från luft, är inte plattvärmeväxlare lämpligt att använda. I
dessa system är den flänsade korsströms tubvärmeväxlaren mer lämplig att använda, se Figur 14. Eftersom
värmeövergångstalet på luft normalt är mycket sämre än motsvarande på köldmediesidan har tuberna på
luftsidan försetts med flänsar. En bra dimensionerad värmeväxlare skall ha ungefär samma motstånd för
värmetransport på båda mediesidorna. Genom att förstora värmeöverförande ytan på luftsidan kan detta erhållas.
Utseendet på dessa värmeväxlare kan variera avsevärt, beroende på tillämpning. Leverantörer är bl.a. AIA och
ABB Coiltech.
3.3.4.1 Direktexpansionsförångare (DX)
Förångare kan installeras som antingen flödande eller med direkt expansion. Det vanligaste i mindre kylsystem,
som livsmedelskyla är, är att använda sig av direkt expansion. En schematisk skiss av en sådan uppställning
visas i Figur 15. Traditionellt till dessa används termostatisk expansionsventil. Föredelar med denna uppställning
är ett enkelt robust system, om inställningen på expansionventilen är tillräcklig. Nackdelen är att
värmeövergångstalet i förångaren i den överhettande delen är riktigt lågt, i förhållande till kokdelen. Detta
innebär också att den överhettande arean kan vara relativt stor i förhållande till hur mycket energi som överförs
(Claesson and Palm 1999). En annan nackdel är att även om värmeväxlaren väljs stor, kan inte
temperaturdifferensen bli hur liten som helst, då inställningen på expansionsventilen sätter begränsning
(Claesson, Afghani and Palm 2003).
32

3.3.4.2 Flödande förångare
Figur 15: Förångare med direkt expansion (DX).
Som alternativ till direktexpansion kan förångaren installeras som en flödande förångare. De nackdelar som
fanns med DX finns inte i denna konfiguration, eftersom ingen överhettning förekommer. Nackdelar finns dock,
t.ex. kan det uppstå problem med oljeåterföringen till kompressorn. Dessutom kan det förekomma problem med
flödesinstabiliteter om ingen påtvingad cirkulation (köldmediepump) används. Termostatiska expansionsventiler
kan inte användas eftersom köldmediet inte överhettas. Istället används flottörventiler, alternativt elektrisk
expansionsventil med nivåmätning istället för att använda utgående köldmedietemperatur ur förångaren. En
typisk uppställning av en flödande förångare visas i Figur 16. Flödande förångare har potentialen att ge högre
COP på kylmaskinen, eftersom temperaturdifferensen kan hållas låg. Dessutom kan en bättre fördelning av
köldmediet i förångaren erhållas, om denne består av flera parallella kanaler.
Figur 16: Flödande förångare, pumpen är ”optional”.
33

Tabell 4: Jämförelse mellan DX och flödande förångare (Rizvi and Heggs 2003).
En jämförelse mellan direkt expansion och flödande förångare har experimentellt utförts och resultaten visade att
kostnaderna för den mer komplicerade lösningen med en flödande förångare med råge kompenseras för,
eftersom effektiviteten är mycket bättre, se Tabell 4. Beroende på driftspunkten erhålls en reduktion i
driftskostnaden mellan 16 % till 48 %.
3.4 SYSTEM OCH ÖVERGRIPANDE KONTROLL, NU OCH FRAMTIDA
Det finns givetvis en uppsjö med lösningar på hur kylsystemet i butiker byggs upp. Det är inte möjligt att
redovisa alla olika varianter, utan här redovisas den lösning som ansågs vara representativ av projektgruppen.
Det anses således att kyldiskkretsen är indirekt, dvs en brine hämtar kyla i kylmaskinen och distribuerar sedan
denna till respektive kyldisk. Fördelarna med en sådan lösning är att liten köldmediemängd kan användas.
Dessutom minskas läckagerisken då kylmaskinen kan prefabriceras på fabrik och en tät köldmediekrets kan
säkerställas. Nackdelen är att en extra krets används vilket innebär en extra värmeväxlare och en extra
temperaturdifferens. Således kommer kylmaskinen att ha något lägre förångningstemperatur jämfört med direkt
expansion i disken. Det indirekta systemet blir också något dyrare eftersom en vätskepump behövs.
För fryssystemet är den mest vanliga lösningen direkt förångning av köldmediet i frysdiskarna. Samma för- och
nackdelar som för kyldisksystemet gäller för frysdisken, dock med tillägget att vid de låga temperaturer som
används kan det vara problem med att finna lämplig brinelösning som har goda ämnesdata.
För varma sidan används traditionellt fast kondensering, dvs. kylmedelkylaren kyler enbart så mycket att en viss
förutbestämd temperatur erhålls efter kylmedelkylaren. Praktiskt leds ett biflöde av kylmedel förbi
kylmedelkylaren och blandas med avkylt kylmedel efter kylmedelkylaren.
Ett traditionellt system visas i Figur 17.
34

Figur 17: Typiskt kylsystem i en livsmedelsbutik.
Ett kylsystem byggs upp av de tidigare beskrivna komponenter och vilka komponenter som väljs beror dels på
vilken tillämpning som avses, men också hur billigt system som eftersträvas. Med billigt avses här båda
inköpspris och driftskostnader. Generellt kan sägas att dyrare system är billigare i drift. Tyvärr är det ofta så att
inköpspriset, inte totalekonomin över anläggningens livslängd, som avgör prisnivån på systemet. Således väljs
dyrare energieffektiva lösningar bort till förmån för billigare och mer energikrävande lösningar.
Vilka komponenter som väljs avgör sedan hur sofistikerad kontrollstrategi som kan användas. Vanligast är att
endast kylmedelkylaren har frekvensstyrning. Detta innebär att kapacitetsreglering av kylan i diskarna görs med
att köra fler eller färre kylmaskiner i diskreta steg.
För avancerade styrsystem (PLC) finns idag flera leverantörer med liknande lösningar, t.ex. Danfoss ADAP-
COOL, Ahlsell Alvin Evolution och Refrico ECO-Pump. För fjärrövervakning finns även York Refrigeration
RADAR.
Eftersom elektroniken blir allt billigare är det troligt att förvänta sig en kraftig ökning i användandet av
frekvensstyrda kompressorer, fläktar och pumpar. Även elektriskt styrda ventiler, expansionsventiler såväl som
andra ventiler, kan förväntas öka.
Allt detta innebär nya utmaningar eftersom systemen kan styras och drivas på ett mer flexibelt sätt. Samtidigt
ökar då komplexiteten på styrsystemet. Detta innebär troligen att nya (nygamla) systemlösningar kommer att
användas. T.ex. kan elektriska expansionventiler bana väg för en utbredd användning av flödande förångare även
för små system, vilket kan leda till energieffektivare kylmaskiner.
Billigare elektronik innebär också att mätinstrument blir billigare, vilket innebär att kylsystemet kan mätas mer
detaljerat. Samtidigt ökar informationsmängden, vilket kan leda till att operatören ”drunknar” i information. Om
detta sker leder den ökade detaljgraden inte till något gott. Det är således viktigt att all information behandlas av
övervakningssystemet och att detta i sin tur endast redovisar relevant data om hur systemet fungerar. Hur
informationen skall presenteras är en viktig del av föreliggande projekt.
Allteftersom detaljgraden om systemet ökar, kan optimering av systemet ske automatiskt, eller manuellt online.
Tekniken kan också användas till att erhålla snabbare idriftsättning där ”smarta” övervakning- och
kontrollsystem hjälper installatören att ställa in kylsystemet. En fördel är då om alla inställningar kan göras
elektriskt, dvs kan utföras online. Ett problem som förekommer idag är att kylmaskinen ställs in så att den
”funkar”, sedan finns inte tid och pengar för mer idrifttagning. Således ”fungerar” maskinen, men endast i en
driftpunkt. Det är ju inte alls säkert att kylsystemet är effektivt utanför denna punkt.
35

Figur 18: Exempel på uppställning av kontroll och fjärrövervakning (Danfoss 2004).
3.5 SLUTSATSER
Butikskyla är relativt traditionell, dvs. det finns inte speciellt mycket ny teknik implementerad. De flesta butiker
styrs via on/off reglering av kylaggregaten, med enskilda PID-regulatorer på t.ex. shuntventiler. PLC-styrning
och övervakning börjar breda ut sig, men är ännu inte den dominerande tekniken. Framtidsscenariot är att mer
elektriska komponenter kommer att implementeras, t.ex. frekvensstyrning av kompressorer, fläktar och pumpar.
Detta ställer nya krav på driftstrategier, hur dessa regleras och vad deras styrparametrar är. Projektet avser att
undersöka dessa nya möjligheter och vilka komponenter som är lämpliga att använda.
Allteftersom fler mätkomponenter monteras i anläggningen finns risk att operatören ”drunknar” i information.
Detta ställer krav på mer genomtänkta system med avseende på relevant presentation av systemet. Projektet
avser att undersöka vilken information som är relevant och hur den skall presenteras.
Nya komponenter ger möjlighet till nya systemlösningar, vilka kan ge ett mer energieffektivt kylsystem.
Exempel på detta är användandet av flödande förångare, hetgasavfrostning och behovsprövad avfrostning.
PLC-styrning ger möjligheter till fjärrmanövrering av kylsystemet. Tillsammans med elektriskt styrda reglerdon
öppnas möjligheterna för en mer genomgripande optimering av systemen, och inte vid enstaka driftspunkter som
idag. Projektet avser att undersöka hur denna teknik kan ge mer energioptimerade kylsystem med minimal
arbetsinsats av utbildad servicetekniker.
3.6 REFERENSER
Claesson, J., M. Afghani, et al. (2003). Influence of large temperature difference in a compact brazed plate
evaporator with low overall heat flux. Eurotherm Seminar No. 72: Thermodynamics, Heat and Mass
Transfer of Refrigeration Machines and Heat Pumps, Valencia, Spain, IIR/IIF.
Claesson, J. and B. Palm (1999). Boiling mechanism in a small compact brazed plate heat exchanger (CBE)
determined using thermochromic liquid crystals (TLC). 20 th International Congress of Refrigeration,
Sydney, Australia, IIR/IIF.
36

Danfoss (2004). ADAP-KOOL, Optimisation and Intelligent control, Danfoss. 2004.
Datta, D. and S. A. Tassou (1999). Defrost control of display cabinet evaporator coils using artificial intelligence
techniques. 20th International Congress of Refrigeration, Sydney, Australia.
Disawas, S. and S. Wongwises (2004). "Experimental investigation on the performance of the refrigeration cycle
using a two-phase ejector as an expansion device." International Journal of Refrigeration 27(6): 587 -
594.
Eklund, H. (2004). Solution on how to hotgas defrost a display cabinet. J. Claesson. Katrineholm.
Howell, R. H., L. Rosario, et al. (1999). Potential savings in display case energy with reduced supermarket
relative humidity. 20th International Congress of Refrigeration, Sydney, Australia.
Johansson, P. (1999). Säsongslagring av kyla i bergrum. Inst. Samhällsbyggnad, Avd. Vattenteknik. Luleå, Luleå
Tekniska Universitet: 77.
Kalogirou, S. A. (2000). "Applications of artificial neural-networks for energy systems." Applied Energy 67: 17
- 35.
Kalogirou, S. A. (2001). "Artificial neural networks in renewable energy systems applications: a review."
Renewable and Sustainable Energy Reviews 5: 373 - 401.
Norling, P. (1993). Undersökning av anordning för indikering av isbildning. Uppsala, Teknikum, Uppsala
Universitet: 4.
Norling, P. (1997). Redovisning av isdetektorprojekt - mätningar och partnersökning. Uppsala, Teknikum,
Uppsala Universitet: 5.
Rizvi, Z. H. and P. J. Heggs (2003). Defrosting refrigerators: Reverse hot gas cycles are far better than electrical
resistance heaters. 21th International Congress of Refrigeration, Washington, USA, IIR/IIF.
Tahir, A. and P. K. Bansal (2005). "MEPR versus EEPR valves in open supermarket refrigerated display
cabinets." Applied Thermal Engineering 25: 191 - 203.
Åslund, B. (2004). Inga pengar att tjäna på samverkan. Energi & Miljö. 75: 27 - 30.
37

4 PROJEKT 2: MILJÖVÄNLIGA KÖLDMEDIER – CO2 3
4.1 CO2 IN SUPERMARKET REFRIGERATION
Synthetic refrigerants were considered as safe for many decades, but it proved otherwise for the environment.
From this perspective, CO2 in itself is the ideal choice; it is a by-product of the chemical industry and using it in
the refrigeration application can be considered as an additional step before releasing it to the atmosphere. As a
naturally existing substance in the atmosphere its long-term influence on the environment is very well
investigated and we can assume that there are no unforeseen threats that CO2 could have for the environment. As
a result of its surplus in the atmosphere and the inescapable large scale of its current production CO2 is
inexpensive and available.
CO2 is an old refrigerant that was used in the early stages of the refrigeration industry and has been gradually
phased out as it lost the competition with the artificial refrigerants. Figure 1 shows the historic development in
marine refrigeration. Figure 2 shows an old Sabro CO2 compressor that has been used in a Danish diary between
1897 and 1940. One of the main reasons for the freewill phase out of CO2 is the high operating pressure and the
difficulty in finding components that can handle it. Nowadays technologies can provide the tools to harness the
high working pressure of CO2.
Figure 1: Percentage use of main primary refrigerants in existing installations classified by Lloyds
Register. (Bredesen, Frivik et al. 1999)
3 Author: Samer Sawalha
38

Figure 2: Sabro CO2 compressor type “A”. Year of production: 1897. Capacity: 15 kW. Installed in
Danish diary 1897-1940. (Rolfsman 2002)
Figure 3 shows the saturation pressure for CO2 compared to other refrigerants. Two significant thermo-physical
advantages for the high operating pressure in the refrigeration cycle are: First, the high working pressure results
in high vapour density, figure 4; consequently, for refrigerants with similar latent heat of
vaporization/condensation, the volumetric refrigerating effect will be high; it is almost 7 times higher for CO2
than for ammonia at –10ºC. The high value for the volumetric refrigerating effect means that small refrigerant
vapour volume flow rate will be needed for a given cooling capacity. As a result, small components can be used
which facilitates the design of compact systems. Second, at high pressure levels, a given pressure drop
corresponds to a smaller drop in the saturation temperature. Pressure drops in CO2 systems therefore are less
detrimental to the COP of the system than for other refrigerants operating at lower pressures.
Figure 3: Saturated vapour pressure versus temperature for some Refrigerants
39

Figure 4: Saturated vapour density of some refrigerants
Another main reason for CO2 being restricted to specific applications, such as marine refrigeration, and
eventually being phased out is its low critical temperature of 31ºC. When condensing close to and rejecting heat
above this temperature the systems suffered loss in cooling capacity and efficiency. This may still be a problem
for certain applications. However, if the high pressure side of the cycle is to be utilized for heating of water or
air, then the shape of the CO2 isobar in the trans-critical region of a T-s chart tends to match the temperature of
the heated medium which reduces the cycle’s losses and may even result in efficiencies higher than that of
conventional refrigerants in traditional systems, see figure 5. This is mainly why hot water heat pumps is one of
the most successful applications of CO2.
Figure 5: Temperature profile of CO2 and R134a hot water heat pump. Water is heated from 10 to 60°C.
CO2 is unique among the natural refrigerants in its good safety characteristics; it is non-flammable, nonexplosive,
and relatively non-toxic, which make it almost an ideal fluid to be used in the refrigerated space with
relatively large quantities, especially that it is inexpensive. It is becoming increasingly popular in supermarkets’
refrigeration in some parts of the world, especially in Scandinavian countries where an extensive experience has
been gained from a large number of installations.
4.1.1 System solutions
Since the revival of CO2 as a refrigerant it has been used in supermarkets in indirect systems as a secondary
refrigerant. In recent years other arrangements like cascade and multistage systems have been commercially
applied.
40

Some of the main reasons for using CO2 in indirect system arrangements are the simplicity of the system and the
possibility of using components for other refrigerants to build the CO2 circuit. Due to the widespread interest in
CO2 as an alternative for synthetic refrigerants in the two major refrigerant consuming applications, the mobile
air conditioning and commercial refrigeration, components which are specially designed to handle CO2 have
become increasingly available and price competitive. This has broadened the possibilities of using CO2 in other
arrangements than indirect systems so that the favorable characteristics of CO2 can be effectively utilized.
4.1.1.1 Indirect Arrangement
The main technology that was commercially utilized was to use CO2 as secondary refrigerant in indirect systems
for freezing temperature applications. As discussed above, the two main reasons why CO2 was phased out were
the high operating pressure and the low critical temperature. In the low temperature indirect concept the
operating conditions are far from the critical limits and the pressures are reasonable (about 12 bar at –35 °C).
The CO2 indirect circuit is connected to the primary refrigerant cycle via its evaporator, which evaporates the
primary refrigerant on one side and condenses CO2 at the other. Basic schematics of two possible arrangements
for the CO2 indirect circuit are shown in figure 6.
Figure 6: Basic schematic of two possible arrangements for the CO2 indirect circuit
The first one is the one where the CO2 is circulated in one circuit where the vessel is accumulating the
condensing CO2, figure 6A. The second is when CO2 circuit consists of two closed circuits connected via the
vessel, figure 6B. In the latest arrangement the CO2 condenser will have vapour CO2 entering and condensing
while in the second arrangement two-phase flow with quality around 0.5 is entering the heat exchanger,
assuming complete condensation in both cases with saturated liquid exiting the condenser; the case where vapour
CO2 enters will result of better heat transfer coefficient, according to (Zilly, Jang et al. 2003), the value also does
not seem to depend on the mass flux, therefore case B will give better results from heat transfer point of view.
The lower mass flux inside the condenser in case B will result in lower pressure
drop.
Liquid circulation of CO2 in the indirect system is usually achieved via pump, in only one case of a roof mounted
system gravitational force was used to provide the liquid circulation where the roof mounted arrangement
provided the 1.5 m of needed head (Madsen, Villumsen et al. 2003). A concern for the pump is the cavitation
problem where a sufficient intake height must be provided and therefore a certain minimum level in the receiver
must be respected.
In these kinds of arrangements the CO2 evaporator is maintained wet in all cases by running the pump to provide
a certain circulation rate; a value of 2 for the circulation rate corresponds to an evaporator exit vapour quality of
0.5. This will assure good heat transfer in the evaporator and the system will tolerate fluctuations in cooling
demand while maintaining the evaporator wet. The favourable heat transfer environment in the evaporator will
result in smaller temperature difference across the evaporator compared to direct expansion where dry heat
transfer takes place in the superheating section. It is also advantageous from defrosting point of view as the
constant temperature in the evaporator at the refrigerant side will result in more uniform frost formation and may
reduce the time for defrosting. Also the rate of the frost formation may be lower due to the expected higher
evaporating temperature of CO2 in the evaporator.
One of the main advantages of CO2 as a refrigerant in general is the low pressure drop and the corresponding
saturation temperature drop. The high operating pressure of CO2 results in a high density compared to other
41

efrigerants, which will result in low velocity of CO2 in the pipes, thus the pressure drop will be low. Also the
steep slope of the saturation pressure-temperature curve will result in low corresponding temperature drop. In
practice, this will result in small tubes and components which mean less radiation losses, less volume therefore
smaller refrigerant charge and it will be easier to connect cabinets due to smaller pipes underneath.
Compared to the direct expansion system, the additional indirect circuit on the low temperature level implies that
there will be an extra temperature difference in the evaporator/condenser. This imposes that the compressor
should operate at lower evaporating temperature and consumes more energy. For accurate evaluation of the
influence of the CO2 indirect system, the pressure and the corresponding temperature drops in the long suction
line of a typical supermarket direct expansion system must be considered, figure 7A.
Machine room
Suction line
Heat rejection or heat
recovery system
Conventional
DX-system
Air cooler
Freezing
Cabinet
Machine room
CO2
secondary
loop
Return line
A B
Heat rejection or heat
recovery system
Primary
refrigerant cycle
Air cooler
Freezing
Cabinet
Figure 7: Schematic of a conventional DX-system (A) and of a single- stage CO2 indirect system (B).
This temperature drop may well be 3-4ºC at -30ºC evaporating temperature. With the same tube diameter in the
return line of the indirect circuit, figure 7B, the CO2 pressure drop and corresponding saturation temperature
drop are very small and will absorb some of the effect of the temperature difference in the additional heat
exchanger.
In a case study of an installation of 40 kW cooling capacity with 40m-long suction/return line, the temperature
drop calculations for different tube dimensions for the R404A DX system compared to CO2 indirect system are
plotted in figure 8 (Sawalha and Palm 2003)
Figure 8: Temperature drop in the suction/return line for R404A and CO2 for different pipe dimensions
42

The size of the R404A suction line is selected based on an allowable temperature drop of 3-4 ºC. According to
figure 8, a 2 1/8” suction line is used, which results in a 3.5 ºC temperature drop in the 40-meter-long pipe. For
the same pipe size, the temperature drop in the CO2 return line is 0.057 ºC (almost 60 times less). These
calculations give an indication of the real case when the plant is converted to CO2 from originally being operated
with R404A or R502. In this case the pipes from the original plant are used to build the CO2 indirect loop.
Calculating the compressor power consumption and taking into consideration only the influence of the pressure
and temperature drop in the suction/return lines and in the heat exchangers in the low temperature side results in
compressor power of 23.1 kW for R404A DX-system while R404A/CO2 indirect system requires 24.6 kW. If
ammonia or propane is used instead of R404A with the indirect system, then the energy consumption becomes
less than that of the R404A DX-system, and it is less than or equal to the conventional direct DX-system with
R502. Ammonia is the best solution with the lowest power consumption value of 20.6 kW. Summary of the
results of these calculations are listed in table 1.
DX-system CO2 indirect system
Primary refrigerant R404A R502 R404A Ammonia Propane
Power consumption (kW) 23.1 21.1 24.6 20.6 21.1
Table 1: Calculated power consumption for different primary refrigerants in conventional DX and CO2
indirect systems
The low pressure drop and the low volume flow rate, due to the high CO2 vapour density, will also contribute to
minimizing the energy consumption of the pump in the indirect circuit which will give CO2 a major advantage
compared to brine based systems. In the same case study above, the power required for the CO2 pump is
calculated based on the assumption that the flow in 50% of the CO2 loop is in the liquid phase and in the other
50% is a two-phase flow. The size of the CO2 supply line is the same as for the R404A liquid line which is
selected to be ¾”. The result, taking into account an assumed 50% of pump efficiency, shows that the pumping
power required is around 11 W which is very small compared to the compressor power.
Figure 9: Irreversibility production with the secondary loop system. (Horton and Groll 2001)
According to (Horton and Groll 2001), in a 50/50 water/ethylene glycol indirect system with R22 as the primary
refrigerant, an intermediate heat exchanger with effectiveness values over 60% has a marginal influence on improving
the COP, which should be utilized in optimising the system’s performance and cost. According to the
irreversibility analysis, figure 9, in the same paper it has been pointed out that the intermediate heat exchanger is
responsible for only 3% of the system losses, which is the second lowest after the pump and this is the reason
why the high effectiveness of the heat exchanger has marginal improvement on the system’s COP. The major
losses in the system, more than 80%, are in the primary circuit. While the supply and return lines of the indirect
43

circuit are responsible for 13% of the total losses (accounts for 75% of the losses in the indirect circuit), here
CO2 shows evident improvement with its low pressure and temperature drops and its small pipes that will reduce
radiation losses.
For non-phase changing secondary fluids there exists an optimum value, figure 10, for the flow rate where the
maximum heat transfer could be achieved, lower than the optimum value bad heat transfer exist and higher than
that value the pump speed will be high (Horton and Groll 2001).
Figure 10: COP as a function of secondary thermofluid flow rate (Horton and Groll 2001)
In case of CO2 the optimum value is not necessarily to exist or it may not be as prominent as the case with nonphase
changing brines. This is because of the low pumping power needed for CO2 and increasing the pump
speed will not reduce as much of the COP as the other brines would. Also the heat transfer is in the boiling mode
for CO2 and the influence with changing the mass flow rate will only show an influence on heat transfer if the
boiling regime is changed.
Control of the cooling capacity in the cabinet can be obtained by a thermostat triggering a cabinet bypass of the
refrigerant when the temperature of the cabinet reaches a certain value, or when automatically triggered.
Changing cooling capacity within a certain margin, while keeping the same circulation ratio, will change the
quality at the exit of the cabinet and this will change the liquid level in the vessel. Changing the mass flow of
CO2 will only change the quality at the exit of the evaporator; therefore, the control of the product temperature
could also be achieved by varying the fan speed in the cabinet.
With gaining experience in operating CO2 at the freezing temperature levels, the same concept has been applied
for the medium temperature levels where the operating temperature is usually around -8 °C, which corresponds
to around 28 bars. In this case, components that can withstand 40 bars (corresponding to Tsat = 6 ºC) can handle
CO2 with acceptable safety margins.
4.1.1.2 Cascade Systems
Cascade systems with CO2 in the low temperature stage have been applied in several supermarket installations
and are becoming a more and more competitive alternative. The refrigerant in the high temperature stage is
usually propane, ammonia or R404A. The medium temperature circuit uses either CO2 as secondary refrigerant,
in similar indirect arrangement to the one discussed above, or conventional brine. In this type of systems, the
additional heat exchanger that is needed to couple the low temperature CO2 indirect circuit to the primary
refrigerant cycle does not exist and the effect of its temperature difference is eliminated. By using CO2 as the
working fluid in the low temperature stage and at the medium temperature level it will be possible to use only
one heat exchanger to provide the required cooling for the medium and low temperature circuits (see figure 11),
this is a possibility for small scale installations.
44

Figure 11: Schematic of CO2 cascade system with CO2 as the refrigerant for the medium temperature
level. B and C are alternative arrangements for the cascade joint. D and E are alternatives for the
evaporator arrangement
Different arrangements for the cascade condenser and the evaporator are possible in the cascade system. The
evaporator/condenser could be a plate-, shell and plate- or shell and tube heat exchanger. When CO2 is the
refrigerant for the medium temperature level then a single vessel can act as the receiver to accumulate liquid for
the medium and low stage circuits while condensation is taking place outside the vessel in the
evaporator/condenser, labelled cascade joint I in figure 11A. This figure shows a schematic of a cascade system
with CO2 serving the low and medium temperature levels.
Figures 11B and 11C are two possible options for the cascade joint. In the case of cascade joint I, desuperheating
of the discharge gas of the low stage cycle could be achieved by flashing some of the liquid from
the vessel into the hot gas line before the cascade condenser. Alternatively, the hot gas could be passed through
the colder liquid in the vessel and only saturated vapour will be entering the cascade condenser. This solution,
cascade joint II, is shown in figure 11B. As a third option, all the heat exchange can be arranged to take place in
the vessel where the refrigerant in the high temperature stage is evaporating inside tubes and CO2 condenses and
accumulates in the vessel to serve the two CO2 circuits with the required refrigerant, cascade joint III shown in
figure 11C.
When brine is used and not CO2 for the medium temperature level, the primary refrigerant can be arranged to
expand in two separate heat exchangers to provide the required cooling for the medium and low temperature
circuits, figure 12A. Figure 12B represents another arrangement for the cascade connection where the two stages
are connected via the brine loop. This implies that there will be high difference between the high stage
evaporating and the low stage condensing temperatures which will add to the energy consumption of the plant.
Despite the apparent high temperature difference disadvantage of this arrangement but it still could be used when
two refrigeration packages are used for the low and high stages and are connected by the medium temperature
loop.
45

Indirect circuit
(Medium
temperature)
Medium
temperature cabinet
Low stage
condenser
(A)
(B)
High stage
evaporator
Cascade circuit
(Low
temperature)
Figure 12: Schematic of a cascade system with brine as the refrigerant for the medium temperature level.
A and B are alternative arrangements for the cascade joint.
For the low temperature evaporator a direct expansion of CO2 can be performed which will require a certain
superheat at the evaporator outlet, figure 11E. Or flooded evaporators can be used in a similar concept to the
indirect CO2 circuit, evaporator arrangement I in figure 11A. This will result in better heat transfer in the
evaporator but will have slight additional energy consumption by the circulation pump.
One more arrangement for the low stage evaporation is shown in figure 11D where the vessel is used to sub-cool
the refrigerant before the expansion valve and this is achieved without superheating and the refrigerant entering
the compressor is saturated vapour. In evaporator arrangements I and II, figures 11A and D, the temperature of
the long supply and return lines will be very low and must be very well insulated. The flooded evaporator
arrangements are likely to be applied in large-scale installations and in industrial refrigeration applications.
Assuming isentropic compression, the temperature of CO2 at the exit of the compressor for an operating
condition between –37 and –8ºC with 7°C of superheat is about 30ºC. Therefore, there is a possibility for
removing some of the heat by colder heat sinks available in the vicinity of the plant; tap water, room or ambient
air, which reduces some of the cooling capacity on the high stage cycle, figure 13.
Cascade
Condenser
Air or water
Desuperheating
HX
Figure 13: Schematic of a cascade system with free de-superheating
Good energy consumption is reported for the cascade systems with CO2 as the refrigerant compared to conventional
systems. Usually the comparisons are made with ammonia two-stage system with brine based indirect
system or a system with R404A DX. In the CO2 system, the refrigerant in the high stage cycle is usually propane,
ammonia or R404A. (Christensen and Bertilsen 2003), figure 14, and (Madsen, Villumsen et al. 2003),
figure 15, concluded that CO2 has better energy consumption performance compared to R404A DX when pro-
46

pane is used in the high stage system and in the first study the temperature stability in the cooled spaces are either
the same or better for CO2 system. In another study, (Pachai 2002), where R404A was used in the high stage
side it had higher installation cost but the energy consumption was lower and the small R404A charge gives an
indication that the running cost of the system will be low.
Figure 14: Outline of a propane/CO2 cascade system. (Christensen and Bertilsen 2003).
Figure 15: Schematic diagram of propane/CO2 cascade system with gravity circulation. (Madsen,
Villumsen et al. 2003)
Installation cost for the cascade system with CO2 defers from one installation to another; in an industrial
installation case with ammonia in the primary circuit the cost was almost the same comparing to an ammonia
system that uses conventional secondary fluid (Pearson and Cable 2003), figure 16.
47

Figure 16: Schematic circuit of CO2/ammonia cascade plant. (Pearson and Cable 2003)
While in another case where CO2 cascade was compared to R404A DX the installation cost was reported to be
100% higher and the control system and the lack of experience in such a pioneer installation were to be blamed
(Madsen, Villumsen et al. 2003), also the usage of propane as the primary refrigerant and the required safety
precautions added to the installation cost.
In another case and comparing to R404A DX (Christensen and Bertilsen 2003), a 20% increase in a first
installation was reported for a system with propane and glycol at the medium temperature level, that was for the
first installation and it is expected for future installation that the value should not be higher than 10% as the base
value for the additional cost of using propane/CO2 system. With gaining experience in the design and installation
of the CO2 cascade system the cost is expected to decrease and the cost of the system will be comparable to
conventional plants.
CO2 is a chemical non-active substance and most of oils do not react with it, bigger concern is the reaction with
the refrigerant in the high stage in case of mixing. Good solubility in the refrigerant is a good characteristic of an
oil which means good transport of oil and oil separation is not needed. An issue to consider with CO2 lubrication
is that usually oils are lighter than CO2 and will float on the surface thus will be hard to separate.
There is a good experience in testing POE formulations to be used with CO2 but it is not compatible with
ammonia (RAC 2001). POE is miscible with CO2 and that ensures good flow in the evaporator; it has been tested
with success in a prototype installation (Pearson 2001). Suggested possible oils to be used are also PAO and AN
(Mosemann 2002). PAO, which is compatible with ammonia, have been used in ammonia/CO2 installation and
no problems have been reported (Pearson and Cable 2003).
The amount of oil needed for CO2 compressor is much smaller than that is needed for an ammonia compressor
which saves in the running cost. Using an oil free compressor is an option (Pearson 2002), the installation cost is
high but it still saves in the oil system and the price of the oil itself, but the maintenance cost is expected to be
higher
4.1.1.3 CO2 Only systems
The main advantage with a two-stage system with CO2 as the only working fluid in the plant compared to the
cascade concept is the absence of the cascade evaporator/condenser and its temperature difference. The
drawback is that the condensing pressure of the high stage cycle will be much higher than if any other common
refrigerant is used; CO2 will have a pressure of about 65 bars at a condensing temperature of 25ºC compared to
12.5 bars for R404A. When the ambient temperature is high, then CO2 will be operating over the critical point
and trans-critical operation is enforced, figure 17.
48

Figure 17: P-h diagram of CO2 in trans-critical operation.
In general, higher condensing/cooling temperatures will result in loss of COP. An important operating parameter
to control in the trans-critical operation is the pressure in the gas cooler (condenser in the sub-critical operation)
where an optimum value for highest COP exists for each ambient temperature, figure 18.
Figure 18: Optimum gas cooler pressure curves for gas cooler exit temperature of 40°C.
This kind of system is most suitable for cold climates or where cold heat sinks are available. In this case, the
operation of such plants will be mostly in the sub-critical region. For instance, this is applicable for Swedish
weather conditions. If hot water production is needed then it is possible to effectively utilize the trans-critical
side of the cycle for hot water production, which will improve the cycle’s overall efficiency.
When the ambient temperature decrease so the plant will operate sub-critically then a by-pass must be used in
order to exclude the first expansion device which is the one that controls the discharge pressure and that will not
be needed in this operating condition, and the receiver that follows that expansion device will be accumulating
condensate from the condenser (gas cooler) instead of the vapour and liquid that flashes after the expansion
device.
In order to reduce the compression losses in the high stage CO2 cycle, two-stage compression with intercooler
could be used. Additional sub-cooling can be achieved via an internal heat exchanger which will also reduce the
optimum pressure value and will make more heat available for removal by the intercooler which will improve
the cycles efficiently. Figure 19 shows a schematic of a CO2 multi-stage system with intercooler and internal
heat exchanger.
49

As seen in figure 19, in multistage systems and without the cascade condenser the three circuits (high, medium
and low stage circuits) can be connected by the means of a vessel that is maintained at the intermediate pressure/temperature
and acts as the cascade condenser. The variations of the evaporator arrangements described in
figure 11 are also applicable alternatives in the multistage system.
Cold Food
Condenser/Gaz cooler
IHE
Frozen Food
Figure 19: Schematic of CO2 multistage system
Another possibility for the cycle is to have separate CO2 circuits in parallel operating between the ambient
temperature on the high side and the intermediate and the freezing temperature levels on the other sides, figure
20. The CO2 circuit that operates between the ambient and the freezing temperature is a two-stage equipped with
intercooler and internal heat exchange. When the ambient temperature is around and below 15°C then the circuit
that operates between the ambient and the intermediate temperature can be a single stage compression one, when
the ambient temperature is higher then the compression must be accomplished into two stages with inter-cooling
and internal heat exchanger not to loose in efficiency (Girotto, Minetto et al. 2003).
Figure 20: Schematic of trans-critical CO2 parallel system (Girotto, Minetto et al. 2003)
In operating CO2 in a two-stage compression with a “perfect” intercooler, the outlet refrigerant temperature of
the intercooler is assumed to be equal to the ambient temperature. The optimum intermediate pressure does not
follow the relation with conventional cycles when CO2 cycle is operating over the critical point. The optimum
intermediate pressure is higher than the conventional and over the critical point; this is in order to utilize the
efficient removal of heat of the intercooler and the small enthalpy difference across the high stage compressor
due to the shape of the isotherm.
Intercooler
50

The intermediate pressure behaviour of the two-stage CO2 in the trans-critical cycle becomes closer to the
conventional cycle when the evaporating temperature is low, lower than –12°C, where most of the compression
occurs in the sub-critical region and the influence of the isotherm in the trans-critical region becomes low. For
low values of the evaporating temperatures, the optimum intermediate pressure curve becomes flat, figure 21,
which gives more flexibility in controlling the intermediate pressure (Baek, Groll et al. 2002).
Figure 21: COP of intercooler cycle versus pressure ratio across 1st-stage compressor for varying low-side
pressure. (Baek, Groll et al. 2002)
The installation of the only CO2 system is more expensive than the R404A system by at least 10% but taxes on
the R404A should compensate in the running cost of the system where the annual energy consumption of the
system was 8% higher that R404A conventional system. The COP of the plant proved to be better than a
comparable R404A at the periods of the year where the ambient temperature is low. In this comparison CO2 high
side pressure was floating while the R404A was condensing at constant pressure/temperature (Girotto, Minetto et
al. 2003), see figure 20.
This makes the system competitive for the Swedish weather conditions where the trans-critical operation would
be needed at short periods of the summer time. In another case shown in figure 22, (RAC 2002), it is reported
that the energy consumption of an R22 system is 6% better than the only CO2 plant.
Figure 22: Schematic diagram of CO2 trans-critical system.(RAC 2002).
And it has been estimated that the only CO2 system will be more efficient than the CO2 cascade system. Though,
the results of the plants in the survey does not prove this assumption due to many technical and running problem
that were faced during the commissioning and running of the CO2 only system. If hot water heating were needed
and the high side of the cycle is utilized then the COP of the plant would be improved, in the above mentioned
comparisons this was not used
51

4.1.2 Comparative Analysis
In some of the comparisons the performance cannot be fairly evaluated due to different system requirements,
size and boundaries. This is especially true when the attempt is to compare actual installations that are rarely
exact. In the theoretical comparisons, the assumptions play an important rule in the results and must be checked
carefully to be sure that it matches the practice. Still the theoretical analysis should give better indication about
the performance of different systems because many of the parameters that cannot be controlled in practice due to
commercial, practical and market restriction can be handled in the simulation.
The following selected comparisons from literature are for different operating conditions and system
requirements and it is aiming to give a general indication of the performance of different CO2 and compared to
conventional and alternative technologies
In this paper, (Spatz and Yana Motta 2003), R404A and R410A have been discussed as two options to replace
R22 in supermarket refrigeration. Also propane was discussed and it has a problem of safety and that the charge
should not exceed 150 gm. There is no drop-in solution for R22 and system modifications must be made. From
the alternatives; R404A is favoured due to the low discharge temperature compared to R410A, for operation
between –20 and 20ºC the discharge temperatures are 30 and 50ºC respectively with isentropic compression.
Heat transfer and pressure drop characteristics favours R410A and improves its efficiency that is calculated
based on the thermodynamic characteristics. The cycle efficiency calculations show that R410A will have higher
COP than the conventional R22 system when the ambient temperature is lower than 30ºC. (Spatz and Yana
Motta 2003) concluded that, among the studied refrigerants, R410A is the most efficient solution to replace R22.
Theoretical analysis of HFC/CO2 cascade, figure 23, system resulted in 16% energy consumption reduction
compared to a traditional system. The HFC/brine indirect system consumed 41% more energy than the cascade
system mostly due to the brine pump. The capital cost of the HFC/CO2 cascade system is lower than the indirect
option and slightly more expensive than the conventional system, (Elefsen and Micheme 2003).
Figure 23: R134a/CO2 cascade system. (Elefsen and Micheme 2003).
Other field studies, (Heinbok 2001), reported that the CO2 indirect system has 6% higher energy consumption
than conventional, defined as DX R404A single stage, while a brine system had 20%. The cascade system had
only 2% higher energy consumption and has an additional advantage of low CO2 charge in the system. In both
cases of CO2 systems in this study the medium temperature level is served by using brine while using CO2 for
that level would improve the COP.
Multi-stage system must be used with ammonia due to the high discharge temperature, 80°C for isentropic compression
between –20 and 20°C. In case of propane one stage compression can be used due to the slope of the
constant entropy line that result in low compression losses and the discharge temperature is low as well. Comparing
three systems of a two-stage ammonia with brine at the medium temperature and CO2 as the secondary at
the low temperature, a two single-stage propane, in parallel, with brine and CO2 as the secondary fluids, and a
CO2 cascade system with ammonia or R404A. The field experience comparisons are made with conventional
R404A DX. Ammonia was more expensive of 20-30% of investment cost and had higher energy consumption of
10-20%. While propane system had 15-25% and 5-20% correspondingly. For the cascade system the investment
and energy consumption were almost the same as R404A DX, (Haaf and Bheinbokel 2002). In this study, the
CO2 cascade arrangement was with direct condensing unit to the ambient which should have influence on lower
52

condensing temperature compared to the other two arrangements where a brine circuit connected the unit to the
ambient which increases the condensing temperature/pressure of the cycle, also it increases the investment cost
and the pump will add to the energy consumption. For the propane plant, a single condensing loop is serving the
two parallel circuits that means that the fluid will be heated up and then enters the condenser of the second parallel
cycle with higher temperature and this will influence the energy consumption of the cycle.
Comparing CO2 trans-critical system with other options shows that CO2 system will be the most efficient and
compact when the cold water supply is available; it can be heated from 8 to 80 C. The water supply in Sweden
would be 4-8 C year round and if hot water is needed in the supermarket then CO2 trans-critical is a good option.
4.1.3 Defrost System
Defrost techniques that could be used are usually: electric, hot gas, warm liquid and reverse cycle operation. The
most common and easy to control is the electric defrost where defrost can be operated at least once a day for 30
minutes each time and the operation can be controlled automatically. Hot gas defrost was used and it can be
generated by selecting larger compressor or additional hot gas generation system where the CO2 liquid will be
pumped for a certain pressure and then heated up for the desired temperature for the defrosting purpose, this
solution might be suitable for large industrial installations.
4.1.4 Safety Considerations
A common issue for CO2 systems in supermarkets is the high pressure at standstill; it is always an important
factor to be taken into account when considering CO2 as the working fluid. If the plant would be stopped for
maintenance, component failure, power cut or any other reason, then the refrigerant inside the plant will start to
gain heat from the ambient and the pressure inside the plant will consequently increase. If the room temperature
is assumed to be 25ºC then the pressure in the plant will reach 65 bars, which is very high and some components
may not stand it.
The most common and easiest protective technique is to release some of the CO2 charge from the plant when the
pressure reaches a certain preset value, consequently, the pressure and temperature of CO2 in the plant will be
reduced. If the plant remains at standstill, then the process will be repeated and subsequently the plant must be
charged again to compensate for the released CO2 charge. The position of the relief valve must be carefully
selected so liquid CO2 would not pass through it, otherwise solid CO2 (dry ice) will be formed which might
block the valve. Solid CO2 will be formed when the pressure is reduced below the triple point pressure of 5,2
bars, as clarified in figure 24. The fact that CO2 is inexpensive favours this solution over other more expensive
ones.
Figure 24: CO2 Log P-h diagram
Supermarket refrigeration is a relatively large-scale application that requires long distribution lines, thus the
volume of the system is large and the refrigerant charge is considerable. In case of a sudden leakage the concentration
levels of the refrigerant might be high and the number of people in the shopping area who could be ex-
53

posed to it is large. Therefore, safety concern is a major factor in the choice of the type of system and refrigerant
to be used.
CO2 is a relatively safe refrigerant compared to natural and artificial working fluids. It is classified in group A1,
according to ASHRAE Handbook-Fundamentals (1997). This is the group that contains the refrigerants that are
least hazardous and without an identified toxicity at concentrations below 400 ppm. Naturally, CO2 exists in the
atmosphere at concentrations around 350 ppm and it has been observed that CO2 concentration between 300 and
600 ppm are adequate and normally people do not notice the difference.
According to ASHRAE (1989), a CO2 concentration of 1000 ppm is the recommended limit to satisfy comfort
for the occupants, where in a CO2 controlled ventilation system fresh air should be supplied so that the CO2
concentration level will not exceed this value. This is the case of an application when a small CO2 generation
rate is expected due to different human activities. However, in the case of high leakage rate that might occur in
supermarket space or in the machine room, the consequences of serious health hazards, such as suffocation, must
be taken into account.
The following table is a list of selected concentration levels of CO2 and expected effects on the human health.
54

PPM Effect on health Reference
350 Normal value in the atmosphere (Bearg 1993)
1,000 Recommended not to be exceeded for human comfort (ASHRAE 1989)
5,000 (1) TLV-TWA (2) (Rieberer 1998)
20,000
Can affect the respiration function and cause excitation followed by
depression of the central nervous system. 50% increase in breathing rate
30,000 (3) 100% increase in breathing rate after short time exposure
50,000
(40,000) (4)
100,000
(Berghmans and
Duprez 1999)
(Amin, Dienhart et
al. 1999)
IDLH (5) value (Rieberer 1998)
Lowest lethal concentration
(Berghmans and
Duprez 1999)
Few minutes of exposure produces unconsciousness (Hunter 1975)
200,000 Death accidents have been reported
300,000 Quickly results in an unconsciousness and convulsions
(Berghmans and
Duprez 1999)
(Berghmans and
Duprez 1999)
(1) OSHA revised permissible exposure limit (PEL): time-weighted average (TWA) concentration that must not be
exceeded during any 8 h per day 40 h per week
(2) Threshold limit value: time-weighted average (TWA) concentration to which one may be repeatedly exposed for 8 h
pre day 40 h per week without adverse effect.
(3) Short term exposure limit (STEL): a 15-minute TWA exposure that should not be exceeded at any time during a
workday
(4) NIOSH revised IDLH value
(5) Immediately dangerous to life or heath concentration: maximum level for which one could escape within 30 minutes
without any escape-impairing symptoms or any irreversible health effects.
Table 2: Different Concentrations of CO2 and the expected heath consequences
Most of the symptoms accompanying the exposure to high CO2 concentrations are related to the fact that oxygen
concentration in the air becomes less because CO2 gas replaces it.
CO2 has a main drawback of not being self-alarming by lacking a distinctive odour or colour. This implies that
facilities where CO2 leaks could appear must be equipped with sensors that will be triggered when the
concentration level exceeds 5000 PPM, above which CO2 concentration may have effect on health. CO2 is
heavier than air and therefore will pool when it leaks; thus, the sensors and the ventilators in the space where
CO2 might leak should be located
at low levels.
When leakage of liquid CO2 occurs from the plant pressure to atmospheric conditions it passes through the triple
point, where the three phases exist simultaneously, the liquid CO2 will be transformed into solid and sublimate
slowly. This will reduce the rate of increase of CO2 concentration in the room and the formation of dry ice at the
leakage point might block or shrink it.
Being cheap and relatively safe allows the usage of large charges of the refrigerant and provides flexibility in the
design of the system. Hence, flooded evaporators which require large refrigerant charges can be used for the
55

intermediate and low temperature levels. Nevertheless, the CO2 charge is expected not to be very high compared
to other refrigerants due to the fact that the compact size of the CO2 components and delivery lines will contribute
to minimizing the charge.
4.2 CO2 SUPERMARKET REFRIGERATION TECHNOLOGY IN SWEDEN
R22 was mostly the refrigerant in commercial refrigeration and in 2002 the regulations in Sweden to stop
refilling for HCFC drastically reduced the number of plants running with this refrigerant. R134a, R502 and R12
have also been used with lower intensity than R22 in Swedish supermarkets. Which also have been subject to
regulations. This opened the way for R404A to be used intensively as a replacement for the environmentally
harmful refrigerants (Engsten and Lindh 2004).
CO2 as a phase changing secondary refrigerant was studied and applied successfully in Sweden in the
applications of supermarkets and cold stores. The first plant was implemented in 1995 with financial support
from the government through the Swedish State Department of Environment Protection; it was helpful to test the
technology since no consumer could risk the investment. The successful operation of the first plant encouraged
the owners to build and convert their plants to the new relatively environmentally harmless technology. By the
year 2002, around 60 plants are running with capacities ranging from 10 to 280 kW.
With the increasing availability of components for CO2, especially compressors, other solutions have been used
for supermarket applications along with the indirect arrangement. In recent years, few cascade plants working
with CO2 in the low stage have been installed, at least three plants with CO2 as the only refrigerant in the system
where also installed.
4.2.1 System solutions
4.2.1.1 Indirect Arrangement
In the early installations of indirect CO2, the refrigerants that are usually used in the machine room are NH3,
R404A, and Care50 (ethane/propane). Two and single-stage plants are used for freezing and chilling needs
within the supermarkets. Some of the plants were converted from old systems running with artificial refrigerants.
The machine room was completely changed due to the change of the working fluid.
If the plant was converted to the CO2 system, the pipes were used; the insulation is usually in bad condition and
being replaced. The CO2 liquid line should be insulated because it is cold. The supply and return lines of the CO2
evaporator are almost at the same temperature owing to the phase change heat transfer process inside the
evaporator; this means that the two lines can be insulated together as one pipe.
Owing to the simplicity of the installed systems, there was no problem in finding refrigeration technicians and
engineers to run the systems and perform the maintenance in a proper and safe way. When working with CO2 it
is important to know that CO2 should not be trapped between closed valves. Two major problems that were
carefully considered during the design and operation are, defrosting and downtime.
In the cases where ammonia was used as the refrigerant in the machine room, it was more expensive when
compared with other systems with relatively safe refrigerants; this is due to the safety devices required for the
usage of ammonia. The ammonia compartment should be effectively vented to the atmosphere. The small
ammonia leakage gives an objectionable smell and may cause anxiety, at the same time this is considered as an
advantage by being self-alarming. The required special safety equipment varies from case to another, depending
on the place and the surrounding where the plant is installed.
If leakage occurs in the heat exchanger, mixing of ammonia and CO2 forms ammonium carbonate, which is safe
and can be washed with water. Any such leakage problem should be solved and detected immediately, because
the accumulation of the ammonium carbonate powder inside the evaporator could cause its blockage, and may
damage the compressor.
While performing the comparison between CO2 indirect system and other systems working with HFC's with DX
techniques, different parameters should be the base of the comparison. The HFC's charge should be compared to
the CO2 charge, pump, vessel/accumulator, bleed valve, and pressostat costs, plus the cost of an additional CO2
condenser within the CO2 cycle. The CO2 is cheap and the whole system can be cheaper than the HFC for large
56

fillings, where the cost of the HFC filling exceeds the prices of the CO2 charge, additional CO2 condenser, vessel/accumulator,
pumping unit, bleed valve, and pressostat.
Acceptable circulation rate of CO2 is 2 while for ammonia and other refrigerants it could be higher than 4,
required for good wetting of the evaporator. In case of CO2, the density ratio of liquid to vapour is high due to
the high pressure and this results in good wetting where the low circulation rate of 2 can be used, the size of the
CO2 pump might be the limit to reach low circulation rates because it is hard to find small pumps for CO2 in the
market.
An example of the several indirect system installations in Sweden, figure 25, is the City Gross shop in
Rosengård in Malmö. The area of the supermarket is 14000 m 2 and CO2 charge is about 450 kg. The primary
refrigerant is R404A with cooling capacity of 3X55 kW. Figure 8 shows the CO2 indirect system. (Nihlen 2004)
4.2.1.2 Cascade Systems
Figure 25: CO2 vessel and pumping unit at City Gross in Rosengård (Nihlen 2004)
The last few years witnessed the start of the application of CO2 cascade systems in Sweden. This step followed
the implementation of this technology in countries like Denmark and Luxemburg. The availability of
components and the confidence in handling CO2 over the years of using it in indirect arrangement of low
temperature applications encouraged the usage of this system solution.
The usage of brine instead of CO2 at the medium temperature level has been preferred due to the relatively high
working pressure of CO2 in the indirect circuit. As usually the case in medium size supermarkets, the evaporators
at the low temperature levels are direct expansion ones. Flooded evaporators, improves the heat transfer
coefficient and has better cooling performance from temperature point of view but the high installation cost
limits its
usage.
The first cascade system that has been installed in Sweden was in Krsitinehamn where ammonia is the primary
refrigerant, figure 26. Freezing discs are specially designed for CO2 with thicker pipes and electronic expansion
valves that are also used as magnetic valves during defrosting which is performed three times a day. The system
is reported to be more expensive than a traditional system but savings in the running cost is expected to reduce
the total cost. The freezing capacity is 50 kW and the pressure on the high side of the CO2 cascade systems is 30-
34 bars (-5-0 °C), and at the low temperature side the pressure is 11 bars (-37 °C). The ammonia compressors
used are Mycom with 2X119 kW capacity.(StayCool 2002)
57

Figure 26: Kunsum Värmland supermarket with CO2 cascade system in Kristinehamn (StayCool 2002)
Another installation example in Linköping by Francks Kylindustri AB of a cooling capacity of 130 kW at –8/-4
°C and freezing capacity of 20 kW at –35/-10 °C is using ammonia in the high stage with 38% propylenglycol at
the medium temperature level. The compressors used are from Bitzer and the charge of CO2 is 50 kg and 30 kg
is for ammonia. Small cooling unit is used to cool the system and reduce its pressure in case of downtime. Hot
gas defrost is used for the freezers (Olle 2003).
In the cascade system solutions in Sweden the medium temperature level is usually served by brine and the
primary refrigerant evaporator/s will most probably be connected to the low and medium stage according to the
configurations in figure 4 (Rehnby 2004).
4.2.1.3 CO2 Only systems
Systems that use only CO2 as the working fluid are suggested to be a competitive solution in Swedish weather
and demand conditions. Such systems are considered to be efficient when working in the sub-critical conditions,
ambient temperatures below 20-22 ºC, and in that way it will be competitive to the conventional systems. When
the system operates in the supercritical conditions it loses in efficiency therefore it is not considered to be a
competitive option for hot climates, at least in the suggested system solutions of today.
The average ambient temperatures in the majority of areas in Sweden suggest that the boundaries of the system
will allow the system to operate in sub-critical conditions in the major period of the year during the cold winter
and the moderate summer.
The trans-critical circuit will also be competitive solution if hot water or air is needed in the facility, and this is
also an interesting option for Swedish supermarkets, which may justify the usage of trans-critical solution. In this
case the efficiency of the system will improve due to the usage of the high side of the circuit as a useful heat,
especially that CO2 has proven to be an efficient solution for heat pump applications due to the favourable heat
rejection conditions in the gas cooler side. For example, by the year 2004 there will be about 120,000 hot water
heat pumps installed in Japan.
10 systems are in operation in southern Europe. The first installation in Scandinavia has been in Odense in 2003
(Rehnby 2004). There are at least two installations in Sweden with trans-critical solution, one in Varberg and
another one in Luleå, figures 27 and 28. ICA Kvantum at Varberg is the first installation of this kind in Sweden
with capacities of 2X25 kW on the freezer and 2X55 kW on the medium temperature side.
The Italian company COSTAN contributed in building the system in cooperation with Tesab group in Sweden
where a confidence in building such a plant come from previous testing experience from COSTAN which is
reported at Girotto el al. (2003). The CO2 charge of this plant is around 50 kg which is lower than what a CO2
indirect system would absorb. (Ekenberg 2004). There is also similar system to ICA Kvantum being planned, or
built, in Göteborg.
58

Figure 27: ICA Kvantum in Varberg (Tesab 2004)
The system in Friginor in Luleå, figure 11, has been in operation since September 2004, the capacity of the
system is 50 kW on the freezer side and 150 kW for the medium temperature level serving the units in 3000 m 2
shop (StayCool 2004).
Figure 28: Coop Extra CO2 trans-critical supermarket in Luleå (StayCool 2004).
The cascade and trans-critical installations made by Tesab are in cooperation with Costan and using Dorin
compressors.
The pilot trans-critical solution that has been tested by Costan, (Girotto, Minetto et al. 2003), and has been the
basis for the development of such system in many countries, including Sweden, is of the parallel kind, figure 20.
The installations in Sweden are also following similar design.
4.2.2 Installations specifications
The refrigeration system in the supermarkets in Sweden usually operates to satisfy the evaporating temperatures
to provide the product temperature at two temperature levels, around +2 ºC for cold food and -18 ºC for frozen
products. And at the high side the refrigerant condenses at 40 ºC. The evaporating temperature of the CO2 at the
medium and low temperature levels depends on the evaporating mechanism. In the direct expansion evaporation,
which is the common evaporation mechanism in Swedish supermarkets, higher temperature difference across the
evaporator should be expected compared to if a flooded evaporator is used. This is due to the required superheat
and the lower heat transfer performance compared to the flooded evaporator.
The average capacity of CO2 systems installed in Sweden, which are mostly indirect systems, is around 50 kW
freezing. The charge in the systems ranges depending on the size of the supermarket and the length of the distri-
59

ution lines. Indirect systems with small charges down to 3 kg/kW and large of up to 12 kg/kW exist while the
value of about 5 kg/kW is suggested to be good estimate of the mean value.
Concerning the size and location of the machine room in case of CO2 have no specific requirements other than
with other systems, though, CO2 refrigeration machine and pipe work will occupy smaller space in the machine
room and this imply that there will be more space left for other kind of equipment and flexibility in placing it.
Figure 29 gives an indication of the size of the CO2 compressor and figure 30 is the tube size of CO2 compared
to other conventional cases.
In the CO2 solutions where flooded evaporators are used, there might be a possibility for gravity circulation. If
gravity circulation is proven to be a practically viable solution for CO2, then the location of the machine room
should be planned to be in the a place higher than the service area in order to provide the required head for
adequate gravity circulation. Usually, the location of the machine room is in the same level as the service area or
lower in the basement and then the pump circulation is a must. The height of the machine room is usually
adequate enough to provide the required head to prevent pump cavitations.
Figure 29: NH3 compressor compared to CO2 compressor of the same capacity (Taylor 2002)
Supply
line
Return
line
Fluid
R404A Brine (Dow J) CO2
ID=35mm
ID=80mm
ID=83.5mm
ID=83.5mm
ID=14.1
mm
ID=32,3
mm
Figure 30: Tube dimensions for CO2 as the working fluid compared with R404A and the brine Dowtherm
J. Capacity 50 kW at –30 °C (Eggen and Aflekt 1998)
The CO2 systems that exist in Sweden now are distributed all over the land since the geographical placing and
the atmospheric conditions do not usually influence the choice of the system in the low temperature side, such as
in indirect and cascade systems. While the performance of the only CO2 system will be influenced by the
ambient conditions or the temperature of the available heat sinks. Therefore, the colder the climate the better the
result is expected to be from the only CO2 system. This is why only-CO2 systems was the choice for one
installation in Luleå where the ambient temperatures are low and the system is expected to operate sub-critically
for most of the time.
4.2.3 System components
In the early stage of using carbon dioxide in Sweden and under the conditions in the CO2 indirect cycle, standard
refrigeration devices efficiently handled CO2. The pressure within the CO2 indirect cycle was designed to be
60

around 25 bars. This pressure level and the fact that CO2 is chemically non-reactive made it possible to use standard
refrigeration components to handle it. The heat exchangers that have been used are of that type that exists
on the market. An important requirement was that within the CO2 indirect cycle no lubricant exists. The valves
and the pumps were selected to satisfy the requirement of handling an oil free working fluid.
The pumps that have been used for the CO2 circulation are usually the ones that are designed to handle ammonia.
Ammonia is usually used in large-scale applications; therefore, small capacity ammonia pumps are difficult to
find. Finding pumps that can effectively handle CO2 is not usually the challenge but to match the required
capacity is usually the problem. The very small pressure drop of CO2 in the indirect circuit makes the usage of
large pumps viable with very low power consumption, while the main drawback is in the higher installation cost
compared to if pump with proper capacity have been used.
Most of the components that are used in the indirect and cascade CO2 systems are available in the market with
design pressure of 40 bars (corresponds to about 6 °C), which is satisfactory enough for CO2 to operate within
the limits of the cascade and indirect systems. The high operating temperature of the low stage in a cascade
system is about –8 °C. In the cascade system, it is recommended to use components at the evaporator side with
the same design pressure as the high side to stand the pressure rise in case if the CO2 compressor is not in
operation. For the carbon dioxide charging connection it is recommended to use components with 90 bars of
design pressure (Blackhurst
2004).
The selection of CO2 compressor became relatively easier with several manufacturers in the market of CO2
compressors. Several compressor types with wide selection of capacities are produced by companies like Dorin
(figure 31), Bock, Bitzer, Copeland, Mycom, York, and Grasso.
Figure 31: Dorin CO2 compressor(Pisanot 2004)
The trans-critical cycle requires components that can stand much higher pressure and a gas cooler that can stand
up to 130 bars is reported to be already available in the market (Girotto 2004).
4.2.4 Defrost systems Existing techniques
Electrical defrosting choice is the most common in the CO2 installations up till now. CO2 is boiled dry inside the
evaporator with care being paid that carbon dioxide should not be trapped between two closed valves. The liquid
supply to the evaporator should be stopped, pump stopped or a solenoid valve closed, and two approximately
identical defrosting periods start. The first one is without heating while the ventilators are on so the liquid CO2
that exist in the evaporator boils off. The second period is when the evaporator is dry, the ventilators are stopped
and heating is switched on. Without the first defrosting period of drying the evaporator a lot of electricity would
be used to boil liquid CO2. Figure 32 is simple schematic of electric defrost arrangement.
61

Display cabinet
t
Contorl box
Figure 32: Simple schematic of an electric defrost system
Hot gas defrost has been applied in at least one cascade system, in this solution the sensible heat of the hot gas
have been used to heat the coil and achieve the defrost. The low condensing temperature of the CO2 in the low
stage, around –8 °C, does not facilitate the usage of the latent heat of the heating gas to obtain the required
defrost capacity. The temperature of the discharge gas should be high and this is possible to achieve when an
internal heat exchanger is added to the low stage, which will provide additional superheat as an additional safe
measure to protect the compressor from possible liquid flow into it, and in this way the temperature of the
discharge gas will be high and sufficient for defrost.
In general, the frequency of defrost is about 1-2 times per day that is performed at automatically preset times.
For electric defrost the period is about 30-45 minutes. The experience obtained from the sensible hot gas defrost
solution suggests that defrost period is a bit longer than conventional electric defrost.
4.2.5 Safety Considerations
The experience with CO2 installations, mainly in indirect systems, suggests that CO2 has a good record of being
tight system and does not have higher leakage rate than other conventional systems under normal operating
conditions. According to a study of 41 COOP supermarkets over the period between 1996 and 2003, (Engsten
and Lindh 2004), the leakage rate in supermarkets equipped with conventional refrigeration systems, other than
CO2, is about 14%. Valves and system’s lines are the main sources for the leakage.
The main reason for CO2 leakage, which does not exist in other refrigerants, is the power cut where CO2
controlled leakage is performed. In this case, the leakage rate depends on the period of the power cut where CO2
is vented to the atmosphere in a periodical manner. This depends on the pressure rise in the system’s volume due
to the heat leak into the system from the surrounding. From safety point of view this is not a problem since CO2
does not pollute areas where people may exist.
In the pioneer plants, the problem with downtime, which could result from switching off the unit, stopped
compressor, or power failure, was solved by using a cooling vessel to condense the CO2 by passing the return
line of the indirect circuit inside the cooling vessel. The vessel is filled with brine at the working temperature of
the liquid CO2. The size of the vessel and the receiver should be large enough to handle all the charge of CO2 in
the indirect cycle. This vessel is kept in the machine room and shown in the schematic diagram in figure 33.
62

Machine
room
Freezer
Safety
condensing
vessel
CO2 secondary
cycle
Ammonia
cycle
Figure 33: Schematic of indirect system with CO2 condensing vessel
In the first installation, (Rolfsman 1996), 200 litres of propylene glycol is filled into a drum, which contains the
CO2 return line inside. The glycol is kept at -33, which is the working temperature of the freezer. In case of a
failing refrigeration system and temperature rise, the capacity of the cooling vessel should condense the CO2,
which is then kept in the receiver. The power needed for such system is only for the charging of the cooling
vessel. Such technique performs effectively in restraining the pressure to rise inside the system while the heat is
sinking into it from the surroundings.
Due to the high initial cost of the vessel and the heavy insulation required for the system, other solutions for this
problem were looked at.
The most preferable solution that was considered in most of the installations is to install bleed valve, which is
controlled by a pressostat. The idea is to prevent the opening of the safety valves and keeping the temperature of
CO2 below a critical value, which corresponds to the critical pressure that the devices and the system can handle.
The pressostat is set at a pressure just below that of the safety valves. The blown off CO2 cools down the CO2
within the system, thus keeping the fluid pressure inside the system below the pressure of the safety valves. A
good place for the valve is the accumulator where gaseous CO2 exist. This technique is cheaper than the one
described earlier when taking into account that some times small charge of the cheap CO2 should be added to the
system.
A small auxiliary CO2 condensing unit can be used to cool down the fluid in order to keep the pressure in the
system below the release valve limit. This solution has been installed in at least one system where an HC
compressor with 0.4 kg R600 is used for 130/20 kW cooling/freezing capacity units (Dahlberg 2003).
The high working pressure of CO2 should not be a problem as long as the proper components that can handle it
are selected. For the indirect and cascade solutions, the components that can be used are conventional
components that can stand 40 bars. In the trans-critical solution, components that can stand much higher
pressures in the high stage of the system must be used; the operating pressure that may be reached depends on
the ambient conditions where the optimum pressure should operate. Components that can stand up to 120 bars
will be needed at the condenser/gas cooler side of the circuit (Girotto
2004).
Due to the relatively high working pressure of CO2 there is a concern that leakage with such systems might be
more probable to happen compared to other refrigerants and therefore it is a main question when proposing the
application of CO2 systems in commercial refrigeration.
In order to evaluate the risk of high concentration when using CO2, calculations have been performed to discuss
the risk of using CO2 in supermarket refrigeration; the case of a medium size supermarket was selected as the
base for the calculations. The dimensions of the shopping area are around 40x30x5 m and the machine room’s
dimensions are 10x10x3 m. The capacity of the plant is around 30 kW and the CO2 charge in this installation is
estimated to be approximately 100 kg. The CO2 indirect system requires more charge than if a cascade system is
used with brine at the medium temperature and the trans-critical solution would require more charge of CO2 than
the cascade. This also depends on the usage of flooded or direct expansion system and many other system pa-
63

ameters and solutions. An estimate of the charge that is needed for an indirect system is about 5 kg/kW and for
a cascade it is 2 kg/kW (Heinbok 2001).
If the CO2 is assumed to escape completely within the shopping area in a very short time, then the maximum
concentration of CO2 will be around 9,270 ppm. This concentration level far exceeds the accepted levels for
occupants in non-industrial facilities, the value of 1000 ppm in table 2. However, until 1989 the Occupational
Safety and Health Administration (OSHA) set the concentration value of 10,000 ppm to be the PEL (Table 2).
Most of the agencies, National Institute for Occupational Safety and Health (NIOSH), American Conference of
Governmental Industrial Hygienists (ACGIH), and MAK-commission in Germany, that set the occupational
safety standards used the TLV-TWA of 5000 ppm that should be considered in the design of the safety
requirements in CO2 plants. The value of TLV-TWA (Table 2) is usually combined with the STEL (Table 2)
value of 30,000 ppm which is much higher than the highest concentration possible in the shopping area (9,270
ppm). Therefore, leakage accident within the shopping area is not expected to result in health hazard to the
occupants.
If the same scenario, that the charge escapes completely and instantaneously, is applied in the machine room
then the concentration will be around 185,300 ppm. It is very high if compared to the value of 200,000 ppm,
listed in table 2 at which death accidents have been reported. Therefore, protective measures of a proper alarm
system based on CO2 detectors and efficient CO2-controlled ventilation system must be implemented.
According to the Swedish design codes (SvenskKylnorm 2000) a minimum ventilation rate of 2 air changes per
hour is recommended in the machine room. This value results in 86% drop in the initial CO2 concentration after
one hour of fresh air supply.
The ventilation system in the machine room must be a CO2 controlled one; therefore, according to the Swedish
safety codes when the concentration level in the machine room reaches the TLV, 5000 ppm, the fresh air supply
flow rate must be increased according to the formula:
3 2
V = 50 G
The increase in the ventilation rate is accompanied with a low-alert alarm system, visual and acoustic, in the
machine room and in a visible place from outside the room. When the concentration level reaches 50,000 ppm
(the IDLH value) high-alert alarm system is triggered and the workers must leave the machine room immediately
(SvenskKylnorm 2000).
Figure 34 indicates that for the leakage duration of 2 hours there are no health consequences for the workers,
since the IDLH value is not reached (the maximum value is approximately 26,150 ppm). The concentration
curve levels off close to the value of 25,000 ppm due to the fact that the extraction rate of CO2 is almost equal to
the leakage rate. In the case of 1 hour of leakage time, the highest value reached is approximately 50,500 ppm
and the high-alert alarm will be triggered for only 4 minutes, when the IDLH value is exceeded.
Figure 34: CO2 concentration versus time in the machine room for 15 minutes, 30 minutes, 1 hour, and 2
hours of leakage durations.
64

The concern is high in the case of short leakage time of the whole CO2 charge, for 30 minutes of leakage time
the value of 86,000 ppm is reached. According to the settings of the alarm system installed in the machine room,
the low-alert alarm will be triggered after less than one minute from the moment that the leakage starts, and it
will last for almost 12 minutes until the high-alert alarm is triggered. Which means that the workers have at least
12 minutes to leave the place before the critical CO2 concentration levels are reached.
In case of 15 minutes of leakage time, the low-alert alarm will be activated for at least 5 minutes before the highalert
alarm will start. This makes the time to escape from the machine room shorter.
The high concentrations reached in the machine room imply that specific safety procedures must be
implemented. CO2 is a colourless odourless gas, which is disadvantageous from the safety point of view thus
proper detector should be placed to determine the increase in gas concentration. The detector identifies CO2 by
its infrared absorption capacity; it is important that the detector and the exhaust fan are placed at low level in the
space because CO2 is heavier than air and tends to accumulate close to the floor.
Figure 35 clarifies the safety equipment that should be placed in the machine room; it is shown in the figure that
acoustic and flashing light alarm devices must be provided in a visible place from inside and outside the room.
Flashing light
Exhaust fan
Acoustic alarm
CO detector
Refrigeration
unit
Figure 35: Simplified drawing of the machine room and the required safety equipment
The results presented in this safety analysis are based on simplified assumptions and aimed to give an indication
of the situation in a practical case. It was assumed that the refrigerant leaks with constant flow rate, which is not
the case in practice, where the flow rate is expected to be higher in the first stages of the leakage and then it will
decay due to the reduction of the pressure in the system. Also the refrigerant was assumed to escape completely
from the system, it should be taken into account that when the pressure in the system drops to 5.2 bars then dry
ice will be formed inside the system and will slowly sublimate. Furthermore, when the pressure inside the system
drops to the ambient pressure, part of the refrigerant will be left in the volume of the system’s components and
distribution lines, this is believed to be a significant portion of the original charge of the system.
The leakage time assumed is rather low compared to practice and these calculations are suggesting extreme
conditions for the discussion. Also the formation of dry ice when CO2 is escaping from the plants pressure to the
atmospheric and passing through the triple point will reduce the rate of CO2 concentration increase in the space.
Dry ice will be sublimating slowly into the air and the peaks presented in figures 17 will be at lower
concentrations and
falter.
Due to the fact that CO2 is 1.5 times heavier than air, stratification will occur and its concentration will be higher
at low levels close to the floor. Therefore, CO2 concentration distribution in air will not be homogenous as
assumed in these calculations.
4.3 CONCLUSION
The operation and the analysis of the existing plants proved that CO2 could be successfully used as an alternative
for the artificial refrigerants within the application of refrigeration in supermarkets. In addition to the obvious
environmental advantages by using such systems, an extra economical gain compared to some of the traditional
65

systems was observed during the installation and running of the CO2 plants. The operation experience of the CO2
systems, mostly the indirect, proved the systems are reliable and CO2 is safe to handle.
Nowadays, the three CO2 system solutions exist where the availability of components facilitated more flexibility
in the choice of the solutions. CO2 in indirect systems is mostly used in the freezing applications at low
temperatures and there are possibilities of using it at the medium temperature level. Cascade system consumes
less energy and refrigerant charge than the indirect system; the energy consumption performance will be further
improved by using CO2 as the refrigerant at the medium temperature level. At low ambient temperature the
trans-critical system operates in a competitive way to the traditional systems.
Most of the investigations made for the CO2 solutions in commercial refrigeration are based on actual
installations which make it hard to make comparison between non-identical systems with different boundaries
and operating conditions of the systems in question. Also different variations that can be implemented on a
single CO2 solution are needed to be investigated to find out how, and for which degree, a certain parameter
influence the performance of the system. Consequently, system modifications can be implemented in order to
conclude an efficient CO2 solution that fulfils the requirements of supermarket refrigeration. This will give a true
indication of the running and installation costs of the different solution and compare it to traditional systems.
4.4 REFERENCES
Amin, J., B. Dienhart, et al. (1999). Safety aspects of an A/C system with carbon dioxide as refrigerant. SAE
Automotive Alternate Refrigerant Systems Symposium, Arizona, USA.
ASHRAE (1989). ASHRAE Standard 62, Ventilation for Acceptable Indoor Quality.
ASHRAE (1997). ASHRAE Handbook, Fundamentals.
Baek, J. S., E. S. Groll, et al. (2002). Effect Of Pressure Ratios Across Compressors On The Performance Of The
Trans-Critical Carbon Dioxide Cycle With Two-Stage Compression And Intercooler. 9th International
Refrigeration and Air Conditioning Conference, West Lafayette, Indiana, USA.
Bearg, D. W. (1993). Indoor Air Quality and HVAC systems, Lewis Publisher.
Berghmans, J. and H. Duprez (1999). Safety Aspects of CO2 heat pumps. 6th IEA International Energy Agency
Heat Pump Conference, Berlin, Germany.
Blackhurst, D. (2004). Design Considerations When Using Carbon Dioxide in Industrial Refrigeration Systems.
European Seminar: Carbon Dioxide as a Refrigerant Theoritical and Design Aspects, Univerity of Padova,
Milan, Italy.
Bredesen, A. M., P. E. Frivik, et al. (1999). Natural Refrigerants in Heat Pumps. 6th IEA Heat Pump
Conference, Berlin, Germany.
Christensen, K. G. and P. Bertilsen (2003). Refrigeration System In Supermarkets With Propane And CO2-
Energy Consumption And Economy. 21st IIR International Congress of Refrigeration, Washington, D.C., USA.
66

Dahlberg, O. (2003). "Ökat Användning av Ammoniak och Koldioxid." ScanRef 32(September): 28.
Eggen, G. and K. Aflekt (1998). Commercial Refrigeration with Ammonia and CO2 as Working Fluid. IIR-
Gustav Lorentzen Conference On Natural Working Fluids, Oslo, Norway.
Ekenberg, T. (2004). "Genombrott för Koldioxid till Butikskyla." ScanRef 33(February): 18.
Elefsen, F. and S. Micheme, White (2003). CO2 Effective Comparison Of Supermarket Refrigeration Systems.
21st IIR International Congress of Refrigeration, Washington, D.C., USA.
Engsten, K. and J. Lindh (2004). Refrigerant Management: The Issue of Minizing Refrigerant Emissions- A
study of Swedish Supermarkets. Energy Technology Department. Stockholm, Sweden, Royal Institute of
Technology (KTH).
Girotto, S. (2004). Commercial and Industrial Refrigeration. European Seminar: Carbon Dioxide as a Refrigerant
Theoritical and Design Aspects, Univerity of Padova, Milan, Italy.
Girotto, S., S. Minetto, et al. (2003). Commercial Refrigeration System With CO2 As Refrigerant Experimental
Results. 21st IIR International Congress of Refrigeration, Washington, D.C., USA.
Haaf, S. and Bheinbokel (2002). "Alternative Refrigerant For Supermarket Refrigeration Installations." DKV-
Tagungsbericht (Proceedings) 2(2): 29-42.
Heinbok, B. (2001). "CO2 Used As Secondary And Primary Refrigerant In Supermarket LT Refrigeration." Kl
Luft-und Kältetechnik (Ventilation and refrigeration)(10).
Horton, W. T. and E. A. Groll (2001). "Analysis of Medium-Temperature Secondary Loop Refrigerating
System." ASHRAE Transactions 107(2): 459-465.
Hunter, D. (1975). The diseases of occupants. London, England, Hodder and Stoughton.
Madsen, K. B., J. Villumsen, et al. (2003). Implementation Of CO2/Propane Walk-In Storage Rooms In A
Mcdonald's Restaurant. 21st IIR International Congress of Refrigeration, Washington, D.C., USA.
Mosemann, D. (2002). Cascading Benefits of a Potent Combination. Refrigeration and Air Conditioning
Magazine, RAC. 104: 24-26.
67

Nihlen, M. (2004). "En Jätte Slog Upp Portarna." Kyla(2): 7-12.
Olle, D. (2003). "Ökat Användning av Ammoniak och Koldioxid." ScanRef 32(4): 28.
Pachai, A. C. (2002). Use Of CO2 Extended In Supermarket Cooling. Refrigeration and Air Conditioning
Magazine, RAC. 104: 32-34.
Pearson, A. (2001). "New Developments in Industrial Refrigeration." ASHRAE Journal 43(3): 54-58.
Pearson, A. (2002). Ammnia/CO2 Refrigeration System Breaking New Ground-A pioneer project at Nestle
involves cooling with carbon dioxide and ammonia-. Refrigeration and Air Conditioning Magazine, RAC. 104:
23-25.
Pearson, A. B. and P. J. Cable (2003). A Distribution Warehouse With CO2 As Refrigerant. 21st IIR
International Congress of Refrigeration, Washington, D.C., USA.
Pisanot, G. (2004). Compressori Frigoriferi Per CO2. European Seminar: Carbon Dioxide as a Refrigerant
Theoritical and Design Aspects, Univerity of Padova, Milan, Italy.
RAC (2001). Are carbon dioxide cascade the future of refrigeration? Refrigeration and Air Conditioning
Magazine, RAC. 103: 23-24.
RAC (2002). Supermarket Buy Into CO2 Refrigeration System. Refrigeration and Air Conditioning Magazine,
RAC. 104: 29-30.
Rehnby, M. (2004). "Koldioxid i Butikskylsystem." ScanRef 33: 32-33.
Rehnby, M. (2004). "Koldioxid i Butikskylsystem." ScanRef 33(4): 32-33.
Rieberer, R. (1998). CO2 as working fluid for heat pumps. Graz, Austria, Graz University of Technology.
Rolfsman, L. (1996). CO2 and NH3 in supermarket ICA-FOCUS. IIR/IIF, Aarhus, Denmark.
Rolfsman, L. (2002). High pressure compressors for CO2. C-dig meeting: Carbon Dioxide Interest Group
meeting, Aarhus.
68

Sawalha, S. and B. Palm (2003). Energy Consumption Evaluation of Indirect Systems With CO2 as Secondary
Refrigerant in Supermarket Refrigeration. 21st IIR International Congress of Refrigeration, Washington, D.C.,
USA.
Spatz, M., W. and S. Yana Motta, F. (2003). An Evaluation Of Options For Replacing HCFC-22 In Commercial
Refrigeration System. 21st IIR International Congress of Refrigeration, Washington, D.C., USA.
StayCool (2002). Ny Konsum-butik med bara naturliga köldmedier. StayCool Newsletter: 3.
StayCool (2004). Världens Största i Luleå. StayCool Newsletter: 7.
SvenskKylnorm (2000). Kylbranschens Samarbetsstiftelse, Svensk Kylnorm. Stockholm, Sweden.
Taylor, C. R. (2002). "Carbon Dioxide Based Refrigeration System." ASHRAE Journal 44(9): 22-27.
Tesab (2004). Genombrott för koldioxidteknik till butikskyla,
http://www.tesab.se/nyheterhtm/Nyheter1.htm#butikskyla. 2004.
Zilly, J., J. Jang, et al. (2003). Condensation Of CO2 At Low Temperatures In Micro-Finned Horizontal Tubes.
21st IIR International Congress of Refrigeration, Washington, D.C., USA.
69

5 PROJEKT 3: VÄRMEÅTERVINNING FRÅN KYLANLÄGGNINGAR
SAMT SYSTEM MED FLYTANDE KONDENSERING 4
5.1 INTRODUKTION
Ett sätt att optimera energianvändningen i livsmedelsbutiker är genom återvinning av kondensorvärme för
uppvärmning av byggnaden.
Inomhustemperaturen och luftens relativa fuktighet inverkan på kyleffektbehovet från kyldiskar och frysdiskar är
väl känd från tidigare studier (Fahlén 1999). Det finns också ett samband mellan utomhustemperaturen och den
relativa fuktigheten inomhus som mätningar genomförda i två butiker i Hedemora och Sala har visat. I Figur 5-1
presenteras resultat från mätningar av luftens relativa fuktighet inomhus och luftens temperaturer inomhus och
utomhus.
temp[°C], RH[%]
80
70
60
50
40
30
20
10
0
-10
-20
Sala - Hedemora
Aug 2000 - Feb 2001
Indoor Temp. Hedemora Outdoor temp. Hedemora
RH. Hedemora Indoor Temp. Sala
RH. Sala Outdoor Temp. Sala
a-00 a-00 s-00 o-00 o-00 n-00 n-00 d-00 j-01 j-01 f-01
Time
Figur 5-1: Utomhus- och inomhustemperatur, rel. fuktigheten inomhus i Sala och Hedemora.
Vid låga utomhustemperaturer minskar kyleffektbehovet från kyldiskar, frysdiskar och kylrum på grund av de
låga relativa fuktigheterna som förekommer i butikerna. Detta i sin tur påverkar kondensorvärmen och
värmeåtervinningen. Kyleffektbehovet kan minska med 50 % till 60 % i jämförelse med den dimensionerade
kyleffekten under de kalla dagarna på vintern när värmebehovet är som störst.
5.2 VÄRMEÅTERVINNING
Det finns tre olika värmeåtervinningssystem som är de mest representativa i livsmedelsbutiker i Sverige idag.
Det första värmeåtervinningssystemet presenteras i Figur 5-2, där kylmedelkretsen kopplas till
ventilationssystemet genom en extra värmeväxlare s.k. entreprenadgränsväxlare. Den används för att säkerställa
driften på kylmaskinerna vid ett fel i ventilationssystemet och för att åtskilja ansvar mellan entreprenad vid
felaktiga ingrepp i samband med reparation. Spetsvärme tillkommer från en elpanna som är kopplad efter
värmeväxlaren.
4 Författare: Jaime Arias
70

Framledningstemperaturen från kondensorn är cirka 38°C och returtemperaturen cirka 32°C medan
framledningstemperaturen till ventilationssystemet efter värmeväxlaren är cirka 32°C och returtemperaturen
cirka 28°C.
När värmen från kondensorerna inte räcker till för att täcka värmebehovet, eller när framledningstemperaturen är
för låg, startar elpannan. Det händer ganska ofta att värmen från elpannan hamnar i kylmedelskylaren genom
värmeväxlaren när den önskade tillufttemperaturen är nådd. Ett annat problem med systemet är den extra
värmeväxlaren som minskar framledningstemperaturen till ventilationssystemet. Systemet kräver ett komplext
styrsystem för att undvika att spetsvärmen bortförs i kylmedelskylaren.
HVAC
System
Heat
exchanger
Supply air
28°C
Auxiliary
heating
Sale Area
Heat recovery
System 1
Dry cooler
Heat
exchanger
32°C
-8°C
38°C
Chiller
Cabinets
Figur 5-2: Värmeåtervinningssystem 1
Det andra värmeåtervinningssystemet visas i Figur 5-3. I systemet kopplas också kylmedelskretsen till
ventilationssystemet genom en entreprenadgränsväxlare. Spetsvärme tillkommer från en elpanna (eller
fjärrvärme) som är kopplat direkt till ventilationssystemet genom ett batteri. Framledningstemperaturen från
kondensorn är cirka 38°C och returtemperaturen cirka 32°C medan framledningstemperaturen efter
värmeväxlaren är cirka 32°C och returtemperaturen cirka 28°C.
32°
C
-4°C
71

HVAC System
Heat
exchanger
Heat
exchanger
Supply air
Heat recovery
System 2
28°C
32°C
Auxiliary
heat
Sale Area
Dry cooler
Heat
exchanger
38°C
Chiller
32°C
-8°C -4°C
Cabinets
Figur 5-3: Värmeåtervinningssystem 2.
Det tredje värmeåtervinningssystemet visas i Figur 5-4. I systemet kopplas kylmedelkretsen direkt till
ventilationssystemet genom ett värmeåtervinningsbatteri.
HVAC System
Heat
exchanger
Heat
exchanger
Supply air
Sale Area
Heat recovery
System 3
Auxiliary
heat
Dry cooler
38°C
Chiller
-8°C
Cabinets
Figur 5-4: Värmeåtervinningssystem 3.
Spetsvärme tillkommer från en elpanna (eller fjärrvärme) som också är kopplat direkt genom en värmeväxlare
till ventilationssystemet. Framledningstemperaturen från kondensorn är cirka 38°C och returtemperaturen cirka
32°C
32°C
-4°C
72

5.3 FLYTANDE KONDENSERING.
En nackdel med värmeåtervinning är de höga kondenseringstemperaturer som krävs för att kunna utnyttja
kondensorvärme för uppvärmning av fastigheten. De höga kondenseringstemperaturerna ökar
energiförbrukningen från kylmaskinen. Flytande kondensering är ett intressant alternativ till värmeåtervinning
vid låga utomhustemperaturer. Med hjälp av elektroniska expansionsventiler, som kan arbeta vid olika
tryckförhållande, kan kondenseringstemperaturen variera med utetemperaturen. En nackdel med systemet med
flytande kondensering är de kostnader som förekommer för uppvärmning av fastigheten. Ett system med
flytande kondensering presenteras i Figur 5-5.
HVAC System
Heat
exchanger
Supply air
Sale Area
Floating Condensing
System
Heating
System
Dry cooler
Chiller
-8°C
Condensing
Temperature
5°C to 40°C
Cabinets
Figur 5-5: Flytande kondensering system
-4°C
5.4 VÄRMEÅTERVINNING OCH FLYTANDE KONDENSERING.
Värmeåtervinning och flytande kondensering har såväl fördelar som nackdelar. Högre
kondenseringstemperaturer året runt och höga kostnader för uppvärmning kan reduceras genom att utnyttjas de
fördelar som värmeåtervinning och flytande kondensering har i en anläggning med båda system. Idéen är att
täcka både kylbehovet från diskarna och kylrum samt värmebehovet från byggnaden. När det inte finns
värmebehov från byggnaden arbetar de olika vätskekylaggregaten, som kyler diskarna och kylrum i butiken, med
flytande kondensering. När värmebehovet ökar arbetar ett eller flera västkekylaggregat med hög
kondenseringstemperatur för att täcka värmebehovet medan de andra vätskekylaggregaten arbetar med flytande
kondensering. Ett system med både värmeåtervinning och flytande kondensering presenteras i Figur 5-6.
73

Air System
Heat
exchanger
Heat
exchanger
Supply air
Heat Recovery and Floating Condensing
Auxiliary
heat
Sale Area
-8°C
Dry cooler
Floating
Condensing
Chillers
Heat
Recovery
-4°C
Cabinets
Figur 5-6: System med både värmeåtervinning och flytande kondensering
5.5 BLANDNINGSPUNKTER.
Två studenter från Mälardalens Högskola genomförde mätningar i butiken ICA Grytan i Västerås för att studera
butikskyla och värmeåtervinningen under år 2002 (Skärbo 2002). I butiken ICA Grytan finns
värmeåtervinningssystemet 2 installerat. Kylsystemet är av typ fullständigt indirekt system på kylsidan, och av
delvis indirekt system på fryssidan. Kylanläggningen består av två vätskekylaggregat med gemensam köldbärar-
och kylmedelskretsar på kylsidan och tre parallelkoplade frysaggregat med gemensam kondensor på fryssidan.
R404A är köldmediet på båda sidorna.
Under sommartid, när båda vätskekylaggregaten på kylsidan är i drift, blir kondenseringstemperaturen cirka
41°C och kylmedelframledningstemperaturen ungefär 38°C vilket är den dimensionerade temperaturen för
värmeåtervinningen. Kylmedelkretsarna från båda kylmaskinerna går samman till en krets vilket kopplas till
entreprenadgränsväxlaren och kylmedelkylaren. I Figur 5-7 presenteras kylmedelframledningstemperaturen från
båda vätskekylaggregaten och den gemensamma kretsen samt det höga trycket från båda kompressorerna.
Mätningarna genomfördes den 11 juli 2002.
Under vintertid, när kyleffektsbehovet minskar på grund av de låga relativa fuktigheterna i butiken, minskar
kondenseringstemperaturerna till ungefär 38°C när kompressorerna är i drift. Detta påverkar
kylmedelframledningstemperaturen som minskar till ungefär 35°C.
74

Temp [°C], Pressure [bar]
Temp. [°C], Pressure [bar]
45
40
35
30
25
20
15
10
5
0
ICA Grytan
2002-07-11
14:52 15:00 15:07 15:14 15:21 15:28 15:36 15:43 15:50 15:57 16:04
40
35
30
25
20
15
10
5
0
App. Coolant Fluid Cond 1 Pressure Cond 1
App. Coolant Fluid Cond 2 Pressure Cond 2
Approach Coolant Fluid Common
Time
Figur 5-7: Kylmedelframledningstemperaturer och högt tryck från båda vätskekylaggregaten,
sommartid.
ICA Grytan
2002-02-21
App. Coolant Fluid Cond 1 Pressure Cond. 1
App. Coolant Fluid Cond 2 Pressure Cond. 2
Approach Coolant Fluid Common
9:57 10:04 10:12 10:19 10:26 10:33 10:40 10:48 10:55 11:02
Time
Figur 5-8: Kylmedelframledningstemperaturer och högt tryck från båda vätskekylaggregaten, vintertid.
I Figur 5-8 presenteras kylmedelframledningstemperaturen från båda vätskekyl-aggregat och den gemensamma
kretsen samt det höga trycket från båda kompressorerna. Mätningarna genomfördes den 21 februari 2002.
Figur 5-8 visar att när båda vätskekylaggregaten är i drift blir den gemensamma framledningstemperaturen
ungefär 35°C och att när båda vätskekylaggregaten är avstängda blir den gemensamma
framledningstemperaturen ungefär 29°C. När en av kompressorerna är avstängd, blir den gemensamma
framledningstemperaturen ungefär 32°C och inte 35°C som det borde vara.
Detta kan förklaras med hjälp av Figur 5-9. Framledningstemperaturen från det avstängda vätskekylaggregatet
kommer att vara det samma som kylmedelreturtemperaturen, det vill säga ungefär 29°C. Kylmedlet från det
avstängda vätskekylaggregatet kommer att blandas med kylmedlet från vätskekylaggregatet som är i drift och
som har en framledningstemperatur på ungefär 35°C. Den gemensamma framledningstemperaturen efter
blandningspunkten blir ungefär 32°C.
75

5.6 CYBERMART
Chiller 1
Refrigeration System in Supermarkets
Dry Cooler
Mix point
Mix point
Display
cabinets
Chiller 2
Figur 5-9: Blandningspunkter i kylsystemet:
Heat
Recovery
System
Under sex år har Institution för Energiteknik tillsammans med Energimyndigheten och olika företag bl.a. COOP
och ICA, bedrivit projektet ”Den Energieffektiva butiken i teori och praktik”. Projektet hade som mål att ta fram
ett modellverktyg för datorsimulering av inomhusklimat för olika butiker där inverkan från diskar, belysning,
personer, värmeåtervinning, komfortkyla och utomhusklimat simuleras. I programmet med namnet ”CyberMart”
simuleras i detalj kylsystemet med fokus på energianvändning, inverkan på miljön, genom TEWI beräkning, och
LCC.
CyberMart är ett användarvänlig dataprogram med lättanvända fönster, få indata och pålitliga resultat. I Figur
5-10 visas CyberMarts gränssnitt.
76

Figur 5-10: CyberMarts gränssnitt.
Mätningar i olika butiker genomfördes för att validera programmet. I Figur 5-11 presenteras resultat från
simuleringar och mätningar av utomhustemperatur och kompressoreffekt genomförda i en butik i Sala under ett
år. Utomhustemperaturen simuleras i CyberMart från software Meteonorm.
Temp[°C], Power[kW]
60
50
40
30
20
10
0
-10
-20
Comparison Measurement - CyberMart
Supermarket in Sala during one Year
Out.Temp.Meas. Out.Temp.Cyb.
Comp.Pow.Meas. Comp.Pow.Cyb.
6-dec 15-jan 24-feb 4-apr 14-maj 23-jun 2-aug 11-sep 21-okt 30-nov 9-jan
Time
Figur 5-11: Jämförelse mellan mätningar och CyberMart under ett år
77

5.7 TEORETISK JÄMFÖRELSE MELLAN VÄRMEÅTERVINNING OCH
FLYTANDE KONDENSERING
Med hjälp av CyberMart har olika simuleringar genomförts för att studera olika butiker med olika kylbehov i tre
olika klimat i Luleå, Stockholm och Malmö. I Figur 5-12 presenteras resultat från simuleringar av en butik med
en yta på 2700 m 2 , 90 kW kyleffekt på kylsidan och 35 kW kyleffekt på fryssidan. El- och fjärrvärmekostnader
är lika med 0,5kr/kWh.
Kkr/year
700
600
500
400
300
200
100
0
Area: 2700; Ref.system: Medium 90kW, Low 35kW
Luleå
Stockholm
Malmö
Cond40C HeatRec FloatCond HRandFC
Figur 5-12: Simuleringar av en butik med ytan 2700 m 2 .
I Figur 5-13 presenteras resultat från simuleringar av en butik med en yta på 500 m 2 , 35 kW kyleffekt på
kylsidan och 8 kW kyleffekt på fryssidan.
Kkr/year
180
160
140
120
100
80
60
40
20
0
Area 500 M2, Ref.Capacity: 35 KW med., 8 kW low
Luleå
Stockholm
Malmö
Con40C HeatRec. FloatCond. HRandFC
Figur 5-13: Simuleringar av en butik med ytan 500 m 2 .
Figur 5-12 och Figur 5-13 visar simuleringar med konstant kondenseringstemperatur på 40°C utan
värmeåtervinning eller flytande kondensering (Cond40C), med värmeåtervinning (HeatRec), med flytande
kondensering (FloatCond) och med både värmeåtervinning och flytande kondensering (HrandFC).
78

Båda figurerna visar att systemet med värmeåtervinning och flytande kondensering är den energieffektivaste av
de fyra alternativen.
En jämförelse mellan systemet med konstant kondenseringstemperatur på 40°C utan värmeåtervinning eller
flytande kondensering och systemen med värmeåtervinning, flytande kondensering och värmeåtervinning och
flytande kondensering presenteras i Figur 5-14.
25.0%
20.0%
15.0%
10.0%
5.0%
0.0%
Savings in comparison with No Heat Rec. or Float.Cond
HeatRec.
FloatCond
HRandFC
Luleå Stockholm Malmö Luleå Stockholm Malmö
Area 2700 m2, Ref.Cap. 95 kWmed. 35 kWlow Area 500 m2, Ref.Cap. 35 kWmed. 8 kWlow
Figur 5-14: Besparingar i jämförelse med systemet med konstant kondenseringstemperatur på 40°C i två
olika butiker.
Resultat från Figur 5-14 visar att systemet med värmeåtervinning och flytande kondensering är mellan 15% till
24% energieffektivare än systemet med konstant kondenseringstemperatur på 40°C.
Samma jämförelse gjordes i butiken med ytan på 2700 m 2 men med olika kyleffekter (110 kW, 90kW och 75
kW på kylsidan och 45 kW, 35 kW och 25 kW på fryssidan). Resultaten från simuleringar med olika kyleffekter
presenteras i Figur 5-15.
79

30.0%
25.0%
20.0%
15.0%
10.0%
5.0%
0.0%
Savings in comparison with No Heat Rec. or Float.Cond
at Different Refrigeration Capacities
HeatRec.
FloatCond
HRandFC
Luleå Stockh. Malmö Luleå Stockh. Malmö Luleå Stockh. Malmö
Ref.Cap. 110 kWmed. 45 kWlow Ref.Cap. 90 kWmed. 35 kWlow Ref.Cap. 75 kWmed. 25 kWlow
Figur 5-15: Besparingar i jämförelse med systemet med konstant kondenseringstemperatur på 40°C i en
och samma butik med olika kyleffekter.
För att se inverkan från el- och fjärrvärmepriset på värmeåtervinning, flytande kondensering och
värmeåtervinning och flytande kondensering simulerades butiken med ytan på 2700 m 2 med olika energipriser.
Resultaten av detta presenteras i Figur 5-16
Kkr/year
2000
1800
1600
1400
1200
1000
800
600
400
200
0
5.8 SLUTSATSER
Area: 2700; Ref.system: Medium 90kW, Low 35kW
Price 0.5 kr/kWh
Price 1 kr/kWh
Price 1.5 kr/kWh
Cond40C HeatRec FloatCond HRandFC
Figur 5-16: Simuleringar vid olika el och fjärrvärme kostnader.
Värmeåtervinning och flytande kondenseringssystem har både fördelar och nackdelar. En fördel med
värmeåtervinning är att kostnaderna för uppvärmning av fastigheten minskar. En nackdel är de höga
kondenseringstemperaturerna som krävs för att kunna utnyttja kondensorvärmen för uppvärmning. En fördel
med flytande kondensering är att energiförbrukning från kylmaskinerna optimeras genom att låta
80

kondenseringstemperaturen variera med utetemperaturen. En nackdel är de kostnaderna för uppvärmning som
förekommer. Systemet med både värmeåtervinning och flytande kondensering utnyttjar de fördelar som
värmeåtervinning och flytande kondensering har.
Simuleringar med CyberMart visar att systemen med värmeåtervinning, flytande kondensering och med både
värmeåtervinning och flytande kondensering optimerar energianvändningen i livsmedelsbutiker. Simuleringar
visar också att systemet med både värmeåtervinning och flytande kondensering är det energieffektivaste
systemet.
5.9 REFERENSER
Fahlén, P. (1999). Refrigeration in Supermarkets. SP AR 1999:09. Borås, The Swedish National Testing and
Research Institute: 53.
Skärbo, N., Zanghnaeh, J., (2002). Evaluation of Refrigeration System and Heat Recovery in Supermarket ICA
Grytan. Department of Energy Technology. Västerås, Mälardalen University: 54.
81