Av: Jørn Stene, COWI AS, Trondheim – Tore Hjerkinn, Multiconsult AS, Bergen.

Resultatene viser at varmepumper med karbondioksid (CO2) som arbeidsmedium oppnår i størrelsesorden 20% høyere effektfaktor (COP) enn de mest energieffektive varmepumpene med konvensjonelle arbeidsmedier. CO2-varmepumper kan dessuten levere varmtvann opp mot 90ºC uten behov tilleggsvarme.

Ved prosjektering og drift av CO2-varmepumper er det imidlertid en del spesielle forhold som må ivaretas for å sikre høy energieffektivitet for anleggene.

 

Varmtvannsbehov og varmtvannssystemer i bygninger

Mange bygninger har et relativt høyt energibehov til oppvarming av varmt forbruksvann deriblant boliger, hoteller, idrettsanlegg, sykehjem og sykehus. Totalt energibehov til varmtvannsberedning i norsk bygningssektor og industri er estimert til ca.10 TWh. Figur 1 viser beregnet årlig spesifikt varmebehov (kWh/m2år) til romoppvarming, varmtvannsberedning, oppvarming av ventilasjonsluft og klimakjøling for ulike bygningstyper i henhold til den nye byggeforskriften TEK2007.

 

(Klikk på alle illustrasjoner for større format)

 

 

 

 

 

Hvis bygninger utformes med lavenergi- eller passivhusstandard vil årlig energibehov for varmtvannsberedning utgjøre en betydelig større andel av totalt årlig varmebehov enn for konvensjonelle bygninger.

 

Eksempelvis vil varmtvannsbehovet i blokkleiligheter av lavenergi- og passivhusstandard typisk stå for 60 til 80% av totalt årlig varmebehov.

 

De fleste eneboliger, flermannsboliger og rekkehus i Norge dekker varmtvannsbehovet ved hjelp av

varmtvannsberedere med elektriske varmekolber. I større bygninger med sentral varmtvannsberedning er det svært vanlig å benytte elektrokjeler og oljekjeler for varmeproduksjon. Alternative oppvarmingssystemer som utnytter fornybar energi og/eller har høyere energieffektivitet er solfangere med elektriske varmekolber som tilleggsvarme, gasskjel, pelletskjel, varmeveksler tilkoblet fjernvarme-/nærvarmenett samt varmepumpe. Denne artikkelen gir en grunnleggende analyse av ulike varmepumpesystemer for varmtvannsberedning i bygninger, og viser et eksempel på prosjektering av en varmepumpe for varmtvannsberedning i et leilighetskompleks av lavenergi-/passivhusstandard.

 

Analyse av ulike varmepumpesystemer for varmtvannsberedning

Når en varmepumpe avgir varme til vann i en standard kondensator, f.eks. en rørkjel- eller platevarmeveksler, vil utgående vanntemperatur normalt være noe lavere enn kondenseringstemperaturen. Effektfaktoren (COP) for en varmepumpe øker typisk 3-4% per ºC reduksjon i kondenseringstemperaturen. For at anlegget skal oppnå høy grad av energisparing er det derfor ønskelig å avgi varme ved så lav kondenseringstemperatur som mulig. I varmtvannssystemer er imidlertid temperaturkravet av hensyn til bl.a. legionella og termisk lagringskapasitet i størrelsesorden 60 til 80ºC, i visse land opp mot 90ºC. Hvis en varmepumpe for varmtvannsberedning kun bruker en kondensator for å varme varmt forbruksvann vil anleggets COP bli relativt lav. For å øke anleggseffektiviteten kan det enten installeres flere varmevekslere i varmepumpekretsen eller varmepumpen kan bruke karbondioksid (CO2, R744) som arbeidsmedium.

 

Arbeidsmediet ut fra kompressoren i et konvensjonelt varmepumpeanlegg er overhetet gass som holder en vesentlig høyere temperatur enn kondenseringstemperaturen. Trykkgasstemperaturen er først og fremst bestemt av type arbeidsmedium, anleggets fordampnings- og kondenseringstemperatur, kompressorens isentropiske virkningsgrad (energivirkningsgrad) og overhetningen av gassen inn på kompressoren.

Ved å benytte en separat overhetningsvarmeveksler mellom kompressoren og kondensatoren, som

avkjøler trykkgassen til duggpunktstemperatur, vil en kunne utnytte overhetningsvarmen til å ettervarme varmtvannet til en temperatur som er høyere enn kondenseringstemperaturen. Kondenseringstemperaturen blir dermed lavere enn i et anlegg med kun en kondensator, og anleggets COP øker.

Det er foretatt en analyse av tre ulike varmepumpesystemer med overhetningsvarmeveksler for varmtvannsberedning (A, B, C), samt et alternativt varmepumpesystem med CO2 som arbeidsmedium (D). I alternativ A, B og C er det benyttet R134a som arbeidsmedium, ettersom mediet har relativ høy kondenseringstemperatur ved standard 25 bar trykklasse.

· System A – kondensator og overhetningsvarmeveksler

· System B – kondensator, overhetningsvarmeveksler og underkjølingsvarmeveksler

· System C – kondensator, overhetningsvarmeveksler og sugegassvarmeveksler

· System D – CO2-varmepumpe med gasskjøler og sugegassvarmeveksler

 

Figur 2 viser prinsipielle skisser av de fire varmepumpesystemene samt eksempler på virkelig temperaturforløp for arbeidsmedium og vann i varmevekslerne for varmeavgivelse. Nettvannstemperaturen er satt til 5ºC, og settpunktet for varmtvannet er 70ºC. I alle anleggene er det forutsatt motstrøms varmeveksling, dvs. at arbeidsmedium og vann strømmer i motsatt retning i varmevekslerne. Figur 3 viser en prinsipiell framstilling av varmepumpeprosessene, dvs. arbeidsmediets tilstandsforandringer, i et trykk/entalpidiagram.

For enkelhets skyld er System A, B og C vist med samme kondenseringstemperatur.

System A – Vannet forvarmes (1-2) i kondensatoren (b-c), og ettervarmes (2-3) til ønsket temperatur i
overhetningsvarmeveksleren, OHVV (a-b). Temperaturforløpet for vannet i kondensatoren er veldig ulineært ettersom kondenseringstemperaturen er tilnærmet konstant (”uendelig” spesifikk varmekapasitet), og overført varmeeffekt i hver del av varmeveksleren er proporsjonal med temperaturdifferansen mellom mediene. Bruk av to seriekoblede varmevekslere gir lavere kondenseringstemperatur og følgelig høyere COP enn et varmepumpeanlegg hvor varmen avgis i en kondensator. Ved å øke varmevekslerarealet, A (m2) og/eller varmegjennomgangstallet, U (W/m2K), vil en kunne redusere den midlere temperaturdifferansen mellom mediene og følgelig redusere kondenseringstemperaturen. Den minste temperaturdifferansen mellom arbeidsmedium og vann, pinch-punktet, opptrer i overgangen mellom kondensator og overhetningsvarmeveksler (b, 2), og skyldes at arbeidsmediet endrer CP-verdi under varmeavgivelsen.

CP-verdien for et medium er lik produktet av massestrømmen, m (kg/s) og spesifikk varmekapasitet, cp (kJ/kgK), CP=m·cp. Når temperaturdifferansen i pinch-punktet er null vil en økning av A eller U ikke gi noen videre reduksjon i kondenseringstemperaturen. Pinch-punktet utgjør dermed en begrensning i varmeoverføringen i én varmeveksler eller i seriekoblede varmevekslere. Jo større forskjell det er i temperaturforløpet for mediene som kjøles og varmes, desto dårligere temperaturtilpasning. Best temperaturtilpasning oppnås når mediene har lik CP-verdi, ettersom avkjølings- og oppvarmingskurvene da blir parallelle.

Ved å øke U·A-verdien for varmeveksleren vil en da teoretisk kunne redusere temperaturdifferansen
til null.


 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

System B – Anlegget er identisk med System A, bortsatt fra at det er benyttet en underkjølingsvarmeveksler for forvarming av vannet ved underkjøling/nedkjøling av arbeidsmediet (væske) etter kondensatoren.

 

For varmepumper med HFK eller propan som arbeidsmedium vil en underkjølingsvarmeveksler gi ca.

0,8% økning i COP per ºC underkjøling av væsken. Vannet forvarmes (1-2) i underkjølingsvarmeveksleren, UKVV (c-d), varmes til en høyere temperatur (2-3) i kondensatoren (b-c) og ettervarmes (3-4) i overhetningsvarmeveksleren (a-b). Kondenseringstemperaturen og dermed tilført effekt til kompressoren er tilnærmet den samme som for System A, men ettersom varmepumpens varmeytelse, Q (kW) øker ved at det avgis ekstra varme i en underkjølingsvarmeveksler, blir anleggets COP noe høyere. Ved bruk av en

underkjølingsvarmeveksler vil varmeopptaket fra varmekilden øke (d’-c’, Figur 3) ettersom det avgis mer energi fra arbeidsmediet (c-d) ved varmeavgivelse. For å oppnå samme midlere temperaturdifferanse i fordamperen, LMTD (K), og følgelig samme fordampningstemperatur som for System A, må varmevekslerarealet, A (m2) økes, jfr. Q=U·A·LMTD.

 

System C – Anlegget er identisk med System A bortsett fra at det er benyttet en ekstra intern varmeveksler (sugegassvarmeveksler), som avkjøler arbeidsmediet etter kondensatoren (c-d) og varmer opp gassen fra fordamperen slik at inngående gasstemperatur for kompressoren blir høyere. Vannet forvarmes (1-2) i kondensatoren (b-c), og ettervarmes (2-3) til ønsket temperatur i overhetningsvarmeveksleren, OHVV (a’-b). Internvarmeveksleren bidrar til å øke kompressorens virkningsgrad samtidig som utgående gasstemperatur for kompressoren (trykkgasstemperaturen) blir vesentlig høyere enn for System A. Dermed øker overhetningsvarmens andel av total varmeleveranse, i dette tilfellet fra ca. 17% til 30%. Varmeveksleren bidrar dermed til lavere kondenseringstemperatur og høyere COP for varmepumpen, ettersom en større andel av avgitt varmemengde avgis ved nedkjøling av varm trykkgass. Som for System B må fordamperarealet være noe høyere enn for System A for å oppnå samme fordampningstemperatur.

 

System D – Anlegget benytter karbondioksid (CO2, R744) som arbeidsmedium. CO2 er et miljøvennlig arbeidsmedium, som ikke bidrar til global oppvarming når det benyttes som arbeidsmedium i varmepumper (GWP=0), ettersom det benyttes overskudds-CO2 fra industrien for påfylling av anleggene. CO2 er dessuten ugiftig og ubrennbar (brannslokningsmiddel). I følge Norsk kulde- og varmepumpenorm er CO2 i samme sikkerhetsklasse som HFK-mediene (gruppe 2).

Ettersom kritisk temperatur for CO2 er så lav som 31,1ºC (Figur 3), vil en ikke ha kondensasjon av arbeidsmediet ved varmeavgivelse. Isteden vil en ha nedkjøling av høytrykks CO2-gass ved overkritisk trykk (pCO2 > 73,8 bar), slik at gassens temperatur avtar under varmeavgivelsen.

 

Temperatursenkningen benevnes temperaturglidning mens varmeveksleren benevnes gasskjøler. CO2-varmepumper egner seg spesielt godt til oppvarming av vann eller luft med stor temperaturglidning, ettersom en da oppnår god temperaturtilpasning mellom CO2-gassen som avkjøles og mediet som varmes, og følgelig moderat midlere temperatur ved varmeavgivelse.

 

En varmepumpeprosess med CO2 som arbeidsmedium kalles en transkritisk prosess, ettersom varmeopptak fra varmekilden og varmeavgivelse skjer ved henholdsvis underkritisk og overkritisk trykk for arbeidsmediet (Figur 3). Trykknivået i CO2-systemer er vesentlig høyere enn i konvensjonelle varmepumper, typisk 25 til 40 bar i fordamperen og 80 til 110 bar i gasskjøleren. Dette har stor innvirkning på bl.a. dimensjonering av komponenter og nødvendig kompressorvolumbehov.

Det høye trykknivået for CO2 medvirker til svært høy gasstetthet, og ettersom spesifikk fordampningsentalpi er typisk 5 til 30% høyere enn for konvensjonelle arbeidsmedier, blir volumetrisk varmeytelse (kJ/m3) fire til åtte ganger høyere. Det medvirker til at nødvendig kompressorvolum for CO2-anlegg er vesentlig lavere enn for varmepumper med HFK, ammoniakk eller propan. På grunn av det høye trykknivået er trykkforholdet i CO2-kompressorer lavere enn i konvensjonelle anlegg, noe som bidrar til høyere isentropisk og volumetrisk virkningsgrad. CO2 har dessuten gode termofysikalske egenskaper som bidrar til høy effektivitet ved varmeveksling både i fordamper og gasskjøler. Dette kan utnyttes ved å redusere temperaturdifferansene, redusere varmevekslerarealet eller en kombinasjon av disse.

 

Ved detaljert simulering av de fire varmepumpesystemene ble det benyttet reelle virkningsgradskurver for kompressorene, men det ble ikke tatt hensyn til forskjeller i varmevekslingseffektivitet i fordamper og varmevekslerne for varmeavgivelse. Maksimal total UA-verdi for varmevekslerne for varmeavgivelse ble satt til 2400 W/K, for å ha en begrensning oppad mht. samlet størrelse på varmevekslerne. Overhetningen inn på kompressoren ble satt til 5 K. Figur 4 viser beregnet effektfaktor (COP) for de ulike varmepumpesystemene ved 5ºC nettvannstemperatur, 70ºC varmtvannstemperatur og varierende fordampningstemperatur (Hjerkinn, 2007).

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

System C med kondensator, sugegassvarmeveksler og overhetningsvarmeveksler oppnådde høyest COP og størst energisparing av varmepumpesystemene med R134a, mens System D med CO2 som arbeidsmedium hadde ca. 20% høyere COP og 5 %-poeng høyere energisparing enn System C. Ettersom O2 har bedre varmeovergangseffektivitet enn R134a ved fordampning og varmeavgivelse samt mindre prosesstap knyttet til trykktap i komponenter og rørføring, vil forskjellen i COP i en reelt anlegg bli enda høyere. En CO2-varmepumpe kan på grunn av den gode temperaturtilpasningen mellom arbeidsmedium og vann dessuten levere varmt tappevann opp mot 90-95ºC uten behov for ettervarming.

Figur 5 viser hvordan COP endrer seg med inngående vanntemperatur på varmevekslerne for varmeavgivelse ved 0ºC fordampningstemperatur, 70ºC utgående vanntemperatur og maksimal UA-verdi på 2400 W/K. For CO2-systemet synker COP relativt raskt ved økende inngående vanntemperatur på gasskjøleren, ettersom dette fører til mindre avkjøling av CO2-gassen og følgelig redusert varmeytelse. Ved en inngående vanntemperatur på ca. 30ºC er COP i samme størrelsesorden som systemløsning B og C med R134a. For CO2-varmepumper er det derfor svært viktig av varmtvannssystemet utformes og driftes slikat temperaturen på inngående vann til gasskjøleren blir lavest mulig under alle driftsforhold. 


 

 

 

 

 

 

 

Under tapping leveres varmt vann av 60 til 80ºC fra toppen av varmtvannstanken mens kaldt nettvann av typisk 5 til 15ºC strømmer inn i bunnen av tanken. For å redusere blanding av kaldt og varmt vann i tanken under tapping bør det benyttes en diffusor som reduserer vannhastigheten for nettvannet. Samtidig bør det benyttes tanker med relativt lite diameter/høydeforhold for å minimalisere varmetransporten mellom det varme og kalde vannet i tanken. Disse to tiltakene vil medvirke til at gjennomsnittlig inngående vanntemperatur på gasskjøleren blir lavest mulig i oppvarmingsperioden.

 

Analyse av varmtvannssystem med CO2-varmepumpe

Det er foretatt en detaljert analyse og prosjektering av en CO2-varmepumpe for varmtvannsberedning i et leilighetskompleks med 40 leiligheter av lavenergi- og passivhusstandard i Damsgårdsundet i Bergen (Hjerkinn, 2007). Årlig varmtvannsbehov per leilighet og totalt varmtvannsbehov ble beregnet til hhv.

 

4.200 kWh/år og 170.000 kWh/år. Det ble foretatt en dimensjonering av fordampersystemet med ulike varmekilder; uteluft, sjøvann (indirekte systemløsning), gråvann (avløpsvann eks. kloakk) og grunnvann.

 

Hvis en CO2-varmepumpe skal benytte gråvann (avløpsvann) som varmekilde vil systemløsningen bli noe annerledes enn når det brukes konvensjonelle varmepumper. Figur 6 viser to ulike systemkonfigurasjoner for en CO2-varmtvannsvarmepumpe med gråvann som varmekilde.

I System A, som er standard systemløsning for konvensjonelle varmepumper, benyttes gråvannet (20ºC) fra oppsamlingsbassenget til å forvarme nettvannet til ca. 15ºC for deretter å brukes som varmekilde (10ºC) for CO2-varmepumpen. Med henvisning til Figur 5 vil en slik systemløsning gi lavere COP for anlegget enn hvis nettvannet ikke forvarmes før gasskjøleren. I System B brukes gråvannet som varmekilde for CO2-varmepumpen via en varmeveksler. Ved en nettvannstemperatur på 5ºC og 70ºC varmtvannstemperatur ble det beregnet at System B ga ca. 20% høyere COP enn System A, noe som tilsvarer ca. 4 %-poeng høyere energisparing (Hjerkinn, 2007).

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Det ble foretatt en detaljert prosjektering av CO2-varmepumpen med 7ºC grunnvann som varmekilde (Hjerkinn, 2007). CO2-varmepumpens ytelse var 26 kW, og aggregatet var tenkt tilkoblet fire 1000 liters varmtvannstanker. Det ble benyttet platevarmevekslere som fordamper (SWEP, 64 bar) og gasskjøler (SWEP, 140 bar,), og ett-trinns stempelkompressor (150 bar) fra Dorin med 70% isentropisk virkningsgrad og 75% volumetrisk virkningsgrad. Gasskjøleren ble optimalisert for 70ºC varmtvannstemperatur, 12ºC nettvannstemperatur og 3 K temperaturdifferanse ved gasskjølerens innløp. Anlegget ble videre utstyrt med en sugegassvarmeveksler (SGVV) som ga 10 K ekstra overhetning inn på kompressoren, en lavtrykksbeholder (LTB) og en strupeventil (automatisk konstanttrykkventil). Strupeventilen og lavtrykksbeholderen brukes for å regulere trykket i gasskjøleren (pgk), som i motsetning til en kondensator er helt uavhengig av temperaturnivået i varmeveksleren. Ved hver driftstilstand finnes det et gasskjølertrykk som gir maksimal COP for anlegget. For CO2-varmepumper for varmtvannsberedning vil optimalt trykknivå typisk ligge mellom 90 til 110 bar ved varmtvannstemperaturer mellom 60 og 80ºC. Ved ønske om høyere gasskjølertrykk reduseres åpningen i strupeventilen noe slik at en oppstår en midlertidig trykksenking i fordamperen. Dette får noe av CO2-væsken i LTB til å fordampe, og gassen transporteres til gasskjøleren.

Ved ønske om lavere trykk økes ventilåpningen noe slik at noe av gassen på høytrykkssiden transporteres til LTB og kondenserer til væske. Figur 7 viser en prinsipiell skisse av CO2-varmepumpen og varmtvannssystemet med fire 1000 liters lagringstanker (Hjerkinn, 2007).

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Varmtvannssystemet er et standard trykksatt system. Ved tapping av varmtvann fra tankene strømmer det kaldt nettvann inn i bunnen av tank 4, og avhengig av tappevannsbehovet vil hele eller deler av tankvolumet bli fylt med kaldt nettvann. En tilbakeslagsventil før gasskjøleren hindrer at varmt vann ikke sirkulerer gjennom gasskjøleren og tilbake til tank 4. CO2-varmepumpen startes opp og vann fra tank 4 pumpes gjennom gasskjøleren og inn i toppen av tank 1. Pumpe 1 er turtallsregulert, og regulerer massestrømmen i henhold til ønsket varmtvannstemperatur (t2), f.eks. 70ºC. Varmepumpen går så lenge temperaturen (t3) i bunnen av tank 4 er lavere enn ønsket settpunkt. Trykket i CO2-varmepumpens gasskjøler (pgk) reguleres i hht. optimalt nivå, som er bestemt av fordampningstemperaturen, inngående vanntemperatur og settpunktet for temperaturen på varmtvannet. Pumpe 2 er tilkoblet en sirkulasjonsledning, og sikrer at det alltid er varmt tappevann ved tappestedene. En ventil blander varmtvann fra tankene (t3) med kaldt nettvann slik at tappevannstemperaturen ut på nettet ikke overstiger ca. 55ºC.


CO2-varmepumpens varmeytelse og COP ble beregnet ved hjelp av CSim, som er et avansert dataprogram utviklet ved NTNU-SINTEF for simulering og optimalisering av bl.a. CO2-varmepumper. Gjennomsnittlig COP for CO2-varmepumpen ble beregnet til 3,8 når en ikke tar hensyn til nødvendig tilført energi til grunnvannspumpen (Hjerkinn, 2007). Dette tilsvarer en netto energisparing på mer enn 70% i forhold til et tradisjonelt varmtvannsanlegg med elektrisk oppvarmingssystem.

 

Ved 170.000 kWh årlig varmebehov, 3,5 i midlere effektfaktor (COP) for varmepumpen, 6% realrente, 15 års økonomisk levetid, 75 øre/kWh elektrisitetspris og elektrisk oppvarming som referanse, ble største tillatte investering (STI) for CO2-varmepumpen beregnet til ca. 1 million kroner (Hjerkinn, 2007). Det tilsvarer ca. 35-40.000 kr per kW installert effekt, og viser at denne typen anlegg for varmtvannsberedning har meget god lønnsomhet.

Varmepumper og fornybar varme

Varmepumper har tidligere ikke vært regnet som en fornybar varmekilde, men har nå endelig blitt inkludert i utkastet til nytt EU-direktiv på fornybar energi (RES Directive, 2008). I Nordisk klima vil typisk 65 til 75% av varmeleveransen fra en varmtvanns-varmepumpe være fornybar varme fra varmekilden. Dette er i størrelsesorden 15 til 35 prosentpoeng høyere enn for et varmtvannssystem basert på solfangere og elektriske varmekolber som tilleggsvarme, som tradisjonelt sett regnes som nesten 100% fornybar varme.

 

For et solfangersystem dekkes 40 til 50% av årlig varmeleveranse fra solfangerne, mens resterende andel normalt er elektrisk tilleggsvarme. Selv i Sør-Europeisk klima hvor anslagsvis 75 til 80% av årlig varmeleveranse fra et solvarmesystem dekkes av solfangerne, vil en høyeffektiv CO2-varmepumpe kunne dekke like stor andel av varmeleveransen med fornybar varme. Det viser tydelig at varmepumper i høyeste grad er å regne som en fornybar varmekilde, noe som også ble stadfestet da Norges Forskningsråd i 2007 utarbeidet sin nye strategiplan på forskning og utvikling innen energiområdet, Energi21.

 

 

 

 

 

 

 

Framtidsutsikter

CO2-varmepumper for varmtvannsberedning har vært kommersielt tilgjengelige i Japan siden 2002.

 

Ved årsskiftet 2007/2008 var det solgt anslagsvis 1 million anlegg, de fleste med 4,5-6 kW varmeytelse. Forventet salg innen 2010 er ca. 5 millioner enheter. Japanske uteluft/vann CO2-varmepumper for varmtvannsberedning eksporteres nå til Europa, og aggregatene fås med nominell varmeytelse opp mot ca. 30 kW. Den internasjonale hjemmesiden for CO2-teknologi, http://www.R744.com, har bl.a. informasjon om kommersielt tilgjengelige CO2-varmepumper for varmtvannsberedning på det Europeiske markedet.

 

 

 

 

 

 

 

Ved prosjektering av varmepumpeanlegg i bygninger med høyt varmtvannsbehov har det nå blitt aktuelt å benytte et separat CO2-aggregat for varmtvannsberedning, mens et annet varmepumpeanlegg dekker romoppvarming, oppvarming av ventilasjonsluft og kjøling. Dette vil bidra til å øke varmepumpesystemets totale energisparing ettersom varmeproduksjonen i større grad tilpasses temperaturkravet for de ulike varmebehovene. Anleggsoppbyggingen og reguleringsstrategien vil også bli enklere, noe som vil kunne medvirke til lavere investeringskostnader og økt driftssikkerhet. En slik alternativ anleggsoppbygging vil imidlertid kun bli vellykket hvis varmtvannssystemet utformes og driftes slik at CO2-varmepumpen får best mulig driftsbetingelser.

Referanser

Hjerkinn, T., 2007: Analyse av varmtvannsvarmepumper for leilighetskomplekser og boligblokker av lavenergi-eller passivhusstandard. Masteroppgave ved Norges Teknisk-Naturvitenskapelige Universitet (NTNU), Institutt for energi- og prosessteknikk. EPT-M-24.

 Arikkelen kan også lastes ned som pdf-dokument