District Heating Substations - Lunds Tekniska Högskola

INSTITUTIONEN FÖR VÄRME- OCH KRAFTTEKNIK
ENERGIHUSHÅLLNING
LUNDS TEKNISKA HÖGSKOLA
District Heating Substations
Performance, Operation and Design
Janusz Wollerstrand
Doctoral thesis
ISSN 0282-1990
ISRN LUTMDN/TMVK--1012--SE
September 1997
DEPARTMENT OF HEAT AND POWER ENGINEERING
DIVISION OF ENERGY ECONOMICS AND PLANNING
LUND INSTITUTE OF TECHNOLOGY
P.O. BOX 118, S-221 00 LUND
SWEDEN

District Heating Substations
Performance, Operation and Design
av
Janusz Wollerstrand
Akademisk avhandling
som för avläggande av teknisk doktorsexamen vid tekniska fakulteten
vid Lunds Universitet kommer att försvaras vid offentlig disputation
fredagen den 17 oktober 1997 kl. 10 15
i sal M:B, M-huset, Ole Römers väg 1, Lunds Tekniska Högskola

Division of Energy Economics and Planning
Department of Heat and Power Engineering September 22,1997
Lund Institute of Technology
ISRN LUTMDN/TMVK--1012--SE
Janusz Wollerstrand
District Heating Substations. Performance, Operation and Design.
This thesis work is concerned with the efficient layout and operation of substations, i.e. those district heating (DH) system units
which connect the network and internal building heating systems, such as radiator heating systems and domestic hot water
distribution networks. The ambition was to make realistic investigations closely related to practical technologies within the field.
As an introduction, the general state of the art and important results obtained by other authors are presented. Next, seven
papers are included. The main topic of papers I-III is the performance of the substations during altered operation, as:
• Varying forward temperature and differential pressure of the DH water
• Forced building warm-up in the morning
• Reduced water flow rate in the radiator circuit
• The stability of the domestic hot water temperature control at varying load
• Varying circulation water flow rate in the domestic hot water circuit.
Paper IV is a report dealing with the optimum choice of the temperature level in domestic hot water heaters, involving topics
like water quality, corrosion, fouling and bacterial growth. The report also presents the results of advanced laboratory tests and
field experiments. Various types of fouling mechanisms as well as preventive steps are discussed, mainly applied to plate heat
exchangers in DH substations. General recommendations concerning factors affecting particle fouling, scaling and microbial
fouling are given.
Paper VI describes laboratory tests on heat transfer reduction in a small plate heat exchanger while using a new type of drag
reducing additive, a zwitterionic surfactant. A static mixer situated immediately before a heat exchanger inlet was found to
significantly increase the overall heat transfer coefficient in the plate heat exchangers tested.
Papers V and VII describe the question of extreme loads in DH substations, and of design criteria for the substations. A
sophisticated method for cutting the total load peaks in the substation at minimum inconvenience to the consumer is addressed. It is
shown that extreme-value Gumbel distribution theory could be used for the sizing of new hot water heaters, or for the validation of
the sizing of heaters already in operation. Furthermore, simulation of domestic hot water consumption, and the design criteria
based on quantile approach are also presented. Simulated design flows obtained according to the criteria are compared with
empirical values, and with flows recommended by the Swedish District Heating Association.
District heating, substation, performance, design, simulation, heat exchanger fouling, microbial fouling, drag reducing additives,
domestic hot water, sizing, heater, extreme value
ISSN 0282-1990
Division of Energy Economics and Planning, Lund Institute of Technology
Box 118, S-221 00 LUND, Sweden
214
September 22, 1997
English/Swedish

DISTRICT HEATING SUBSTATIONS
PERFORMANCE, OPERATION AND DESIGN
Janusz Wollerstrand
Doctoral thesis
September 1997
DEPARTMENT OF HEAT AND POWER ENGINEERING
LUND INSTITUTE OF TECHNOLOGY
SWEDEN
http:/www.vok.lth.se

©Janusz Wollerstrand 1997
ISSN 0282-1990
ISRN LUTMDN/TMVK-1012-SE
Printed in Sweden
KFS AB
Lund 1997

Summary
This thesis work is concerned with the efficient layout and operation of substations, i.e. those
district heating (DH) system units which connect the network and internal building heating
systems, such as radiator heating systems and domestic hot water distribution networks. The
ambition was to make realistic investigations closely related to practical technologies within
the field. The themes of the papers included were chosen according to their importance from
a scientific point of view, but also by taking into account preferences expressed by the
research partners.
As an introduction, the general state of the art and important results obtained by other
authors are presented. Next, seven papers are included. The main topic of papers I-III is the
performance of the substations during altered operation, as:
• Varying forward temperature and differential pressure of the DH water
• Forced building warm-up in the morning
• Reduced water flow rate in the radiator circuit
• The stability of the domestic hot water temperature control at varying load
• Varying circulation water flow rate in the domestic hot water circuit.
Paper IV is a report dealing with the optimum choice of the temperature level in
domestic hot water heaters, involving topics like water quality, corrosion, fouling and
bacterial growth. Starting with an international literature survey, the report also presents the
results of advanced laboratory tests and field experiments. Based on the findings, various
types of fouling mechanisms as well as preventive steps are discussed, mainly applied to
plate heat exchangers in DH substations. General recommendations concerning factors
affecting particle fouling, scaling and microbial fouling are given, bearing in mind medium
parameters such as temperature, flow velocity, pH and the concentration of the matter
forming the deposit.
Paper VI describes laboratory tests on heat transfer reduction in a small plate heat
exchanger while using a new type of drag reducing additive, a zwitterionic surfactant. An
important property of the surfactant is said to be that its mycelle chains, which reduce the
turbulence of the solution stream near the pipe wall, are very stable. A static mixer situated
immediately before a heat exchanger inlet was found to significantly increase the overall heat
transfer coefficient in the plate heat exchangers tested.
Papers V and VII describe the question of extreme loads in DH substations, and of
design criteria for the substations. A sophisticated method for cutting the total load peaks in
the substation at minimum inconvenience to the consumer is addressed. Extreme-value
theory is introduced as a tool to handle the prediction of large hot water loads occurring at
given, low probability. It is shown that extreme-value Gumbel distribution theory could be
used for the sizing of new hot water heaters, or for the validation of the sizing of heaters
already in operation. Furthermore, simulation of domestic hot water consumption, and the
design criteria based on quantile approach are also presented. Simulated design flows
obtained according to the criteria are compared with empirical values, and with flows
recommended by the Swedish District Heating Association.

Acknowledgements
Many people active at the Department of Heat and Power Engineering contributed to the
results presented in this thesis. I would like to specially thank my supervisor, Docent Svend
Frederiksen, for his guidance and for many stimulating discussions throughout the course of
this work, and my examiner, Professor Lennart Thörnqvist, for valuable advice and support.
My thanks should also be addressed to the other members of the Department, both
researchers and technical staff, who contributed with scientific criticism, workshop
competence, administrative help and social life, or by simply never asking ”why are you
taking so long?”. Especially Dragutin Nikolic, MSc, who provided valuable assistance in
laboratory investigations should not be forgotten here.
The studies included in this thesis were mainly financed by NUTEK (The Swedish Board
for Industrial and Technical Development) and the Swedish District Heating Association. The
work also involved fruitful co-operation with the companies Danfoss A/S, Denmark, AKZO
Nobel AB and Cetetherm AB, Sweden, the Malmö Energy Utility, Sweden, and with
Department of Mathematical Statistics at Lund Institute of Technology. I would like to
express my gratitude to all the people from the organisations mentioned above who promoted
carrying out of the thesis.
Finally, I would like to thank my family for accepting me ”having the thesis as my only
hobby” for quite a long time.

Contents
Introduction
Papers included in the thesis .........................................................................................................7
Background ...................................................................................................................................8
Scandinavian theses concerning district heating substations..........................................................9
District heating substations as the subject of other publications ..................................................10
Static and dynamic performance of district heating substations...................................................12
Fouling in plate heat exchangers operating in substations ...........................................................14
Effect of drag-reducing additives on heat exchangers .................................................................15
Sizing of hot water heaters and primary flow limitation in substations........................................16
References...................................................................................................................................17
Paper I
PERFORMANCE OF DISTRICT HEATING HOUSE STATION IN ALTERED OPERATIONAL MODES.
15 pp.
Paper II
DISTRICT HEATING HOUSE STATIONS FOR OPTIMUM OPERATION.
15 pp.
Paper III
THERMOSTATIC CONTROL OF INSTANTANEOUS WATER HEATERS IN DISTRICT HEATING
SUBSTATIONS. 10 pp.
Paper IV
FOULING IN PLATE HEAT EXCHANGERS FOR DISTRICT HEATING SUBSTATIONS.
90 pp (in Swedish).
Paper V
MAXIMUM AND DESIGN HOT WATER LOADS IN DISTRICT HEATING SUBSTATIONS.
12 pp.
Paper VI
EFFECT OF STATIC MIXER ON THE PERFORMANCE OF COMPACT PLATE HEAT EXCHANGER
OPERATING WITH ZWITTERIONIC TYPE OF DRAG-REDUCING ADDITIVES. 13 pp.
PaperVII
ON SIZING OF DOMESTIC HOT WATER HEATERS OF INSTANTANEOUS TYPE.
17 pp.

Introduction

Papers included in the thesis
The thesis comprises the following 7 papers:
I. S. Frederiksen, J. Wollerstrand: PERFORMANCE OF DISTRICT HEATING HOUSE STATION IN
ALTERED OPERATIONAL MODES. 23:rd UNICHAL-congress, Berlin 17-19.6.1987, 15 pp.
II. S. Frederiksen, D. Nikolic, J. Wollerstrand: DISTRICT HEATING HOUSE STATIONS FOR
OPTIMUM OPERATION. 24:th UNICHAL-congress, Budapest 4-6.6.1991, 15 pp .
III. S. Frederiksen, J. Wollerstrand: THERMOSTATIC CONTROL OF INSTANTANEOUS WATER
HEATERS IN DISTRICT HEATING SUBSTATIONS. 5-th International Symposium on Automation
of District Heating Systems, 20-23.8.1995, Otaniemi, Espoo, Finland. 10 pp.
IV. S. Frederiksen, J. Wollerstrand: FOULING IN PLATE HEAT EXCHANGERS FOR DISTRICT
HEATING SUBSTATIONS (FÖRSMUTSNINGSFÖRLOPP I PLATTVÄRMEVÄXLARE FÖR FJÄRR-
VÄRMEABONNENTCENTRALER). Report, Stiftelsen för värmeteknisk forskning, Stockholm,
August 1995, ISSN 0282-3772, 90 pp (in Swedish).
V. L. Arvastson, S. Frederiksen, T.I. Hoel, J. Holst, A. Holtsberg, B. Svensson, J. Wollerstrand:
MAXIMUM AND DESIGN HOT WATER LOADS IN DISTRICT HEATING SUBSTATIONS. 5-th
International Symposium on Automation of District Heating Systems, 20-23.8.1995,
Otaniemi, Espoo, Finland. 12 pp.
VI. C. Blais, J. Wollerstrand: EFFECT OF STATIC MIXER ON THE PERFORMANCE OF COMPACT
PLATE HEAT EXCHANGER OPERATING WITH ZWITTERIONIC TYPE OF DRAG-REDUCING AD-
DITIVES. Report, ISRN LUTMDN/TMVK- -3177- -SE, Dept of Heat & Power Engineering,
Lund Institute of Technology, June 1997, Lund, Sweden. 13 pp.
VII. L. Arvastson, J. Wollerstrand: ON SIZING OF DOMESTIC HOT WATER HEATERS OF IN-
STANTANEOUS TYPE. 6-th International Symposium on Automation of District Heating
Systems, 28-30.8.1997, Reykjavik, Island. 17 pp.
As is indicated by the authorships, each of the papers listed above was the result of the
work of more then one person. My co-authors have been my supervisor, Docent S Frederiksen,
and/or other research workers.
In Papers I-IV Frederiksen and I contributed equally with own elements and mutually at
numerous discussions. The general thermodynamic framework and the systematic exploration
of connecting schemes are mainly derived from Frederiksen, while I carried out most of the
computer modelling and experimental verification. In developing new technological solutions
the two authors contributed roughly equally. In Paper II the contribution made by D. Nikolic
was mainly practical, i.e. carrying out experiments according to a schedule and making
graphical presentations of results.
Paper V reports results partly derived by T. Hoel, then a Nordic post-graduate student at
Lund. I here co-supervised Hoel and primarily contributed to sections 4 and 5 of the paper.
Paper VI reports the results of experiments carried out in laboratory in co-operation with
a large chemical industrial corporation. While C. Blaise mainly contributed with chemical
aspects, I designed the test-rig and covered most of the thermo-hydraulical aspects of the
7

work. The report was presented at the IDHCA congress, June 17-19, 1996 in the USA as a
paper entitled Drag Reduction in District Heating and Cooling Circuits - Temporary Disruption
of Micelles to Preserve the Heat Exchanger Capacity. Main results from the investigation
were also presented in a paper entitled Drag Reduction by N-Alkylbetaines - A Type of
Zwitterionic Surfactants presented at the ASME FLUIDS ENGINEERING DIVISION SUMMER
MEETING, July 7-11, 1996, also in the USA. Both papers were authored by Caroline Blais, Ian
Harwigsson, Martin Hellsten and myself.
Finally, Paper VII was the result of equal contributions from L. Arvastson and myself.
However, I would like to give full credit to L. Arvastson for ideas described in appendices
A.2 and C.
Background
District Heating (DH) systems connect many buildings to a single or a few large heatproducing
plants through a network, usually installed underground and employing pressurised
hot water as the heat-carrying medium. Provided a favourable organisational framework exists,
DH systems allow the economical use of a number heat-production technologies which
are beneficial in terms of rational use of primary energy and low environmental impact. One
important technology of this kind is co-generation of heat end electricity.
DH technology is employed to greatly varying degrees in different countries, due not
only to obvious reasons related to climatic differences, but also because of differences in energy
policies. In several Scandinavian countries, among them Sweden, DH enjoys a high
share of the total building heating market. Therefore, a common organisation co-ordinating
research in the field of DH was established in 1985 by the Nordic Council of Ministers.
Some of the central issues in the development of DH technology are:
• Cheaper distribution technology. DH systems distribute rather low-grade energy and
therefore inherently represents a rather expensive technology, compared with competing energy
distribution technologies, such as natural gas or electricity.
• Lower network distribution temperatures. Lowering of network distribution temperatures
may in itself facilitate the employment of cheaper distribution mains. Also, lower temperatures
are associated with thermodynamic benefits, both in the sense of the first and the
second laws of thermodynamics.
• More reliable operation. Generally, DH is today a reliable technology. Nevertheless,
substations and other parts of the system may operate less reliably. This is the case, not least,
when technological goals are pushed to their limits.
Several topics concerning subscriber substations (house stations) and related subjects
have been investigated at the Department of Heat and Power Engineering at Lund Institute of
Technology (LTH), Sweden, in co-operation with the Swedish District Heating Association,
selected members of the association, as well as industrial partners.
This thesis work, which was carried out at the Department, is concerned with the efficient
layout and operation of substations, i.e. those DH system units which connect the network
and internal building heating systems, such as radiator heating systems and domestic
hot water distribution networks. The ambition was to make realistic investigations closely
related to practical technologies within the field. However, the subject comprises too many
topics to be covered in detail by a single researcher. Only a subset of topics was therefore
treated here. The themes of the papers included in the thesis were chosen according to their
8

importance from a scientific point of view, but also by taking into account preferences expressed
by our research partners.
Before presenting the papers, the general state of the art and important results obtained
by other authors are presented. This account is divided into two parts. Firstly, Scandinavian
theses are presented, followed by other publications.
Scandinavian theses concerning district heating substations
During the last decade, a number of theses dealing with DH system technology and economy,
as well as other closely related topics, have been published. Some of them concentrate on DH
substations as their main subject. An important goal in such investigations is to study different
connecting schemes for the substations and to compare their performance. A common
attribute of these studies is that dynamic simulation of the substations is employed. The
simulation models of the components considered, are mathematical descriptions based on
known physical relations, while the lumping technique is used to simulate heat exchange. The
models are verified by comparison with field and/or laboratory measurements.
Four doctoral theses are most relevant. In his thesis published 1989, Gummérus [1] developed
models of DH substation configurations common in Sweden. He took into account
different types of components available on the market (such as heat exchangers, control
valves), and designed component models according to the geometric and thermodynamic
knowledge available about them. He also analysed typical load variations in radiator circuits
and in domestic hot water circuits of the substations utilised in residential buildings, and developed
a simulation model for domestic hot water consumption based on the work of Holmberg
[2]. In the next step, he defined the performance of a DH substation as the flow-rateweighted
cooling of primary water flowing through the substation, and investigated the performance
of different connecting schemes (parallel, 2-stage and 3-stage connection) on an
average annual basis. The domestic hot water circuit employed was of the instantaneous type.
The simulation package developed within the scope of Gummérus’ thesis was later improved
and completed. Today, a user-friendly version of the package is available on a commercial
basis.
Another doctoral thesis in this field was published by Hjorthol in 1990 [3]. Using similar
modelling methods to those of Gummérus, Hjorthol focused his work on the behaviour of
control circuits in DH substations at different loads and, more important, upon sudden
changes of the load. This kind of operation is typical for domestic hot water circuits, and
Hjorthol performed detailed investigations of the dynamics of such a circuit, starting with its
components. Different types of temperature sensors, control valves, valve actuators and controllers
were investigated, as well as the influence of thermal parameter variation of the primary
water on the stability of the control loop. He found that hot water circuits were difficult
to control and recommended the use of PID controllers, with carefully designed control algorithms
in such systems.
Domestic hot water heaters with storage tanks intended to serve multi-family houses (e.g.
apartment blocks) are uncommon in most Scandinavian countries, and were therefore not of
primary interest to Gummérus and Hjorthol. Devices of this type are however in frequent use
in other countries, including Denmark, and are the topic of a thesis by Libing Yang [4] from
1994. In her work, the modelling of DH substations was extended by component models of
two types of domestic hot water storage tanks - one with an internal heating coil and one with
an external heat exchanger. Using these models, the hot water capacity of a given storage tank
as a function of system parameters, heat losses, hot water circulation flow rate, fouling of the
9

heating coil, etc. was investigated as well as the average cooling of primary water. Four types
of DH substations with hot water storage were simulated. The substations were of parallel
and 2-stage type, while the hot water storage modules were externally loaded or of oncethrough
type. As a result of simulations and field measurements it was found that 2-stage
substations with an externally loaded storage tank performed best, but the substation with the
internal coil was still thermodynamically acceptable and preferable from an economical point
of view.
In the theses mentioned above the heating of ventilation air was not taken into consideration.
In his doctoral thesis published in 1996, Volla [5] further developed a simulation
model presented by Hjorthol, by adding modules simulating air heating circuits. The new
model was used to investigate how new connecting schemes involving air heating modules
could improve the cooling of DH water. In particular, a substation characterised by serial
connection of radiator heating and air heating circuits was studied. Simulations showed that
the performance of this substation was better than that of a conventional solution where circuits
mentioned above were connected in parallel. Volla also stated that the advantage of 2stage
substations, in terms of primary water cooling, strongly depends on temperature levels
in the system and on hot water consumption. To make realistic simulations of the behaviour
of DH substations serving occupational buildings possible, he also analysed field measurements
performed in a number of hospitals and office buildings in Norway. His conclusion
was that more restrictive sizing of hot water circuits would improve the stability of control
loops without significant inconvenience to the consumer. Additional savings of heat exchanger
area could be made in the circuits if a peak load hot water storage tank was included.
District heating substations as the subject of other publications
In addition to the doctoral theses studied some licentiate* dissertations and other scientific
publications should be also mentioned.
In his dissertation [6], Winberg described laboratory tests and simulations of domestic
hot water heaters with a storage tank. Similar work concerning heaters of the instantaneous
type was performed by the present author, Wollerstrand [7] (the contents and results of this
dissertation are summarised later on).
Råberger, in her dissertation[8], developed a method of identifying possible reasons for
the poor cooling of primary water in DH substations. By combining field measurements with
simulations, she was also able to suggest improvements, and confirm whether the modifications
suggested by the results of simulation gave the expected effect or not.
Simulation of DH substations connected to various building internal circuits and new
ideas regarding optimum connection schemes have been described in IEA reports by Hjorthol
et al. [9] and Volla et al. [10]. A systematic presentation of connecting schemes, control
strategies and components frequently used in DH substations has been published by Frederiksen
et al. [11].
Finally a great deal of information on DH substation technology and related topics can be
found in handbooks published by ASHRAE [12] and Hakansson [13].
Periodicals published by the European association of heat distributors - Euroheat &
Power (former: Unichal), and in co-operation with the German DH association - AGFW
(Arbeitsgemeinschaft Fernwärme), provides a valuable source of information about the state
* Licentiate degree results from at least 2 years’ postgraduate study and is between MSc and a PhD
10

of the art in the field of DH technology. In these periodicals, titled Euroheat & Power - Fernvärme
International (FWI) and Euroheat & Power Yearbook, articles on DH technology in
mainly Germany, in Scandinavia, and, to some extent, in eastern Europe, can be found. The
contents include articles written by single authors, as well as periodic reports published by
members of Studying Committees of Euroheat & Power and summaries from congresses
arranged by the association. During the years, problems concerning DH substations have frequently
been addressed. Some facts found in the periodicals, published between 1972 and
1996, will be commented upon briefly below.
Unlike Scandinavian countries, in Germany DH substations, or house stations (German:
Hausstation), are often subdivided into main modules - the supplier’s to consumer’s
”transmission station” (German: Übergabestation) and the ”house substation” (German:
Hauszentrale). This division separates not only different types of functionality of DH substations,
but also legal responsibilities. The transmission station, belonging to the heat supplier,
includes devices controlling the parameters of DH water supplied to the customer, e.g. supply
pressure, difference pressure and flow-rate limiting as well as accounting devices, while the
house substation, belonging to the house owner, includes all devices necessary to manage
space heating and domestic water heating circuits, especially heat exchangers, circulation
pumps and control equipment. The domestic water heater is often, although not always,
treated as a separate module served by the house station.
This configuration dominated in new DH substations in Germany at the beginning of the
1970s, and was not the subject of further development as such. However, improvements and
integration of components used in the transmission station were expected, such as hybrid
pressure reduction and safety valves, and integrated difference pressure controllers and flow
rate limiters [14]. The question of improved cooling of primary water was raised, and different
connecting schemes for domestic hot water heaters were investigated. Apart from solutions
frequently utilised in Scandinavia, such as 3-stage, 2-stage and parallel connection with
instantaneous-type water heaters, several schemes with storage tanks were analysed. According
to Hollander [15], only the schemes employing preheating of domestic hot water by
primary return water from space heating circuits were characterised as ”DH friendly”. Several
schemes of this type, both with and without storage tanks were then approved and recommended
by Unichal.
About ten years later, higher energy prices, together with new manufacturing technologies
paved the way for new ideas in the design of DH substations. Frank [16], estimated that
integration of transmission and house station modules into compact, industrially prefabricated
units, could, in the case of small substations manufactured in Germany (design load <
200 kW), result in a 50% lowering of its costs. It was assumed that domestic hot water heaters
of the instantaneous type, were fully integrated into the substation. Moreover, it was
pointed out that prefabricated compact substations were, at this time, already well established
on the Scandinavian market. It was also suggested that domestic hot water heaters with storage
tanks, then being dominant on the German market, should be restricted only to large installations
in the future, due to the higher specific cost of such heaters, and when high primary
water cooling was demanded. Reduced temperature levels in space heating circuits were
also forecasted.
At the beginning of the 1990s the upper limit for compact substations was increased to
design load < 500 kW. In a typical DH system in Germany, 70-80% of the substations installed
was of the compact type. Combined difference pressure controllers and flow-rate limiters/controllers
became established products [17], and the integration of remote control and
accounting data acquisition systems with local control equipment was introduced [18]. The
11

new design of the substations, and the reliability of the components included meant that, in
most of cases, the use of separate ”transmission stations” in the substations became expensive
and obsolete [19]. The development above was accentuated by the need to renovate DH systems
in the eastern part of Germany.
The progress towards more compact and sophisticated DH substations is continuing today.
The common use of compact plate heat exchangers together with increased domestic hot
water temperatures of 55-60°C (because of the risk of bacterial growth), has called for faster
and more accurate temperature control in the water heaters. According to considerations of
Bräunig, Zschernig and Brachetti [20, 21], money and space savings could be gained, not
only by avoiding the use of storage tanks in the substations, but also by appropriate sizing of
the heaters, which are often oversized by up to 80-90%, or in some cases up to 200%. Significantly
decreased space heating load to domestic hot water load ratio, has became another
important concern today. This implies that the specific size of the substation related to the
size of the building served will decrease.
The trend towards a decrease in the size of DH substations is illustrated in Fig. 1. The
specific weight and space demand of four generations of prefabricated substations, as a function
of the number of apartments connected, is exemplified in the figure. The diagrams show
that the weight of the substations has, in general, decreased much more than the corresponding
space demand. The curves were compiled from data sheets obtained from a large manufacturer
of plate heat exchangers [22]. The substations compared were all of the 2-stage type,
available on the Swedish market from 1970-1996. Text in the diagrams indicates which year
the respective design of substation first appeared on the market.
12
Space, m 3 /apt
0,06
0,05
0,04
0,03
0,02
0,01
1970
1980
1986
1996
0,00
0 50 100 150 200
No. of apartm ents
Weight, kg/apt
20
15
10
5
1970
1980
1986
1996
0
0 50 100 150 200
No. of apartm ents
Figure 1 Development of the specific space demand and weight of prefabricated
DH substations of 2-stage type, during the period 1970-1996. Based on
reference [22].
Static and dynamic performance of district heating substations
An important factor affecting the temperature levels in the DH system is the performance of
its substations. The performance of a particular substation depends on its design as well as on
the thermal parameters of the working medium, on the DH and consumer sides of the substation.
In Sweden, three main connecting schemes for substations are used: parallel-, 2-stage
and 3-stage. The substations are usually equipped with domestic hot water heaters of the instantaneous
type. The ability of the substations to cool the primary water at varying loads was
extensively discussed during 1980s. Both the stationary and the dynamic behaviour of the
substations was considered.

The ability to carry out research on substations has been greatly extended by the rapid
development of microprocessors and of data communication technology during recent decades.
New tools for monitoring and controlling DH plants, networks, substations and their
components have become available. The widespread usage of computers has made simulation
a common tool in the design and monitoring of DH systems. At the same time, new, cheap
and accurate sensors have simplified data acquisition, both in the field and in test-rigs. This
has extended the potential for on-line monitoring of systems, and of validation of results of
calculations and simulations.
The tools mentioned above have been extensively used by the author in earlier studies
which formed his licentiate thesis, ”District heating substations with tap water heaters of
instantaneous type” [7].
In my licentiate dissertation, the substations of parallel- and 2-stage types were investigated
both theoretically and through field measurements. Sizing of the substations and their
performance, in terms of primary water cooling, at different load conditions was considered.
In a field test, a DH substation of 2-stage type operating in a residential building, adapted so
that a temporary change-over to parallel connection was possible, was investigated. The results
of calculations and field measurements were mainly in good agreement, after an unintended
connection and suboptimal operation of the field substation had been identified and
corrected. The study was later complemented by comprehensive laboratory tests of substations,
including connecting schemes of the 3-stage type. The substations were tested and
compared within their full operating range with regard to both stationary and dynamic performance.
A substation of 2-stage type was found to perform slightly better than one of 3stage
type, and significantly better than a parallel type.
Experiences from the field and laboratory tests mentioned above, as well as topics discussed
at that time among professional engineers, indicated that the problem of accurate, fast,
stable and cheap control of domestic hot water heating circuits in DH substations had not
been solved satisfactorily. Therefore, an extensive investigation of the design and properties
of a thermostatic control valve, type AVTQ, was carried out by a research team at the Department
in co-operation with the manufacturer, Danfoss A/S. This work was described in the
second part of my licentiate thesis. Theoretical investigations and laboratory tests resulted in
a number of recommendations on how to improve the design of the valve, especially considering
the implementation of a feed-forward control loop. I contributed to the work of the
team by developing a detailed dynamic model of the valve. In addition, I developed dynamic
models for plate heat exchangers. The valve model, combined with the heat exchanger model,
was then used by me to simulate the behaviour of a domestic water heater. A comparison of
laboratory tests and computer simulations of the heater showed good agreement. This work
was reported as the last part in my licentiate dissertation, together with a description of the
method of heat exchanger model design. A description of the procedure of optimising the
parameters of the models was also included.
In my licentiate dissertation, the performance of DH substations during normal operation
was analysed. The main topic of the first three papers included in this doctoral thesis is the
performance of the substations during altered operation. The following types of changes in
operation were considered in the first paper [Paper I]:
• Lowered forward temperature of the DH water
• Forced building warm-up in the morning
• Reduced water flow rate in the radiator circuit
13

In all the cases studied, the primary water return temperature increased, assuming unmodified
heat exchangers in the DH substation. Therefore, the possible need to increase the
heat transfer area, as well as ways to avoid forced building warm-up, are pointed out in the
paper. In the case of the reduced flow rate in the radiator circuit, the optimisation of the magnitude
of the flow rate at different loads resulting in minimum primary return temperature is
discussed. The proper choice of heat transfer coefficients in the design of the heat exchangers
used is also considered to be of great importance in the latter case.
In the second paper [Paper II] a theoretical investigation of the performance of the DH
substations, in terms of primary water cooling, combined with systematic laboratory tests of
the substations, is described. The tests include extensive investigation of the stability of domestic
hot water temperature control at varying load. The tests were performed at varying
conditions, both on the primary and secondary water side - primary water forward temperature
and differential pressure were varied, as well as domestic hot water circulation flow rate.
The conclusion drawn from the tests is that 2- and 3-stage connecting schemes allow a high
degree of cooling, but great care is necessary in designing control systems.
The results of a comparison between the dynamics of two generations of a self-acting
thermostatic control valve are described in the third paper [Paper III]. The valve, called
AVTQ, is widely used in small instantaneous hot water heaters. A main feature of the valve is
considered to be the supplementary use of a feed-forward loop, in addition to the feedback
loop, to speed up the control response to rapid changes of the load. It is also stated that the
latest generation of the valve, equipped with adjustable gain in the feed-forward loop, significantly
reduces the steady-state error of the valve. The laboratory tests also show improved
control stability at moderate loads, thanks to a split-range gain facility in the proportional
loop. Apart from a description of the laboratory tests, the paper contains comments on the
improved performance of the valve. An important result of the development of the valve is
that overheating of heat exchange surfaces in the heat exchanger controlled by the valve, is
avoided. The work was carried out in co-operation with the manufacturer of the valve, Danfoss
A/S.
Fouling in plate heat exchangers operating in substations
The temperature levels found in DH substations depend mainly on the design of internal consumer
installations in the buildings served. In general, the design temperatures of space heating
circuits in newly constructed buildings tends to decrease. A similar trend has been observed
in the design of domestic hot water systems in Scandinavia which, in Sweden, resulted
in the demand on forward temperature of the water decreasing from 55 to 45°C during the
1980s. However, results of research concerning bacterial growth in hot water systems caused
a subsequent revision of this practice. According to the recommendations of the Swedish
District Heating Association, the set-point for domestic hot water temperature is currently 55-
60°C. This illustrates that the optimum choice of temperature, from all points of view, is a
complicated matter, involving, as well as heat loss reduction and optimum conditions for cogeneration,
issues concerned with water quality, corrosion, fouling and bacterial growth.
The fourth publication included in the thesis, [Paper IV], is a report dealing with the
topics mentioned above. Starting with an international literature survey, the report also presents
the results of advanced laboratory tests and field experiments. Based on the findings,
various types of fouling mechanisms as well as preventive steps are discussed, mainly applied
to plate heat exchangers in DH substations. General recommendations concerning factors
affecting particle fouling, scaling and microbial fouling are given, bearing in mind medium
14

parameters such as temperature, flow velocity, pH and the concentration of the matter forming
the deposit.
The report is focused on plate heat exchangers, as their fouling resistance in the field has
still not been widely verified. This applies especially to small, brazed exchangers as they are
relatively new in DH applications. Results of endoscopic inspection and performance testing
involving chemical cleaning of a number of brazed heat exchangers, described in the report,
show only small or moderate fouling. The heat exchangers tested were collected from various
Swedish DH networks.
Furthermore, plate heat exchangers with gaskets have been reported to be more sensitive
to bacterial fouling than brazed heat exchangers. A chemical-microbiological analysis carried
out on samples of gasket and steel plate surface shows that, on average, ten times higher microbial
activity can be found on the gaskets. This applies especially to older gaskets made of
less thermostable types of rubber.
Effect of drag-reducing additives on heat exchangers
To reduce pumping costs in the networks, efforts have been made to develop Drag Reducing
Additive (DRA) for use in DH water. Although this development has far to go, a number of
test installations are reaping benefits of over 50% reduction in pressure drop in transit pipelines
thanks DRA.
Apart from the cost of DRA and environmental considerations, a serious drawback of
DRA has been a decrease in heat transfer in heat exchangers. Paper VI in this thesis describes
laboratory tests on heat transfer reduction in a small plate heat exchanger while using a new
type of DRA. The new DRA tested is reported to be a zwitterionic surfactant. The dragreducing
action of the surfactant is analogous to that of the previous DRA:s, but an important
difference is said to be that its mycelle chains, which reduce the turbulence of the solution
stream near the pipe wall, are very stable.
It should be borne in mind that if a DRA-containing flow is exposed to turbulence, in
piping elbows, in valves or in heat exchanger channels, the mycelle chains may be disrupted
and the DRA effect lost. This phenomenon counteracts the reduction in heat transfer in heat
exchangers, which is convenient, but on the other hand, repetitious chain damage can cause
chemical degradation of the DRA. This has previously been a problem with older types of
DRA. Besides chemical stability, the DRA tested here is reported to be non-toxic and environmentally
friendly, according to the manufacturer.
A heat transfer coefficient reduction of 11-21% is reported in the paper. In addition to
the performance tests, an idea for increasing heat transfer when using a DRA solution is described.
A static mixer situated immediately before a heat exchanger inlet was found to significantly
increase the overall heat transfer coefficient in the plate heat exchangers tested. In
particular, heat transfer of the same magnitude as for pure water was found at large Reynolds
numbers. A heat transfer coefficient reduction of 4-17% was found at low Reynolds numbers.
The tests were conducted in co-operation with the company Akzo Nobel AB.
In my opinion, regular usage of DRA:s in large DH systems seems not to be recommendable
yet because of :
• the large cost of the additive
• the unpredictable effect of accidentally polluted DH water on the chemical stability of
the DRA, and
15

• the unpredictable effect of DRA on heat transfer in older types of heat exchangers.
However, I believe that DRA-containing water will become to be a very interesting
choice in limited applications, such as:
• long-distance transfer of heat energy
• specially designed, local systems, e.g. in sparsely populated areas
• exceptional addition of DRA to DH water in peak load cases to avoid oversizing of
pipes and pumps; this could also apply to large systems
• an agent working as both inhibitor of corrosion and as a DRA.
Sizing of hot water heaters and primary flow limitation in substations
The variation in heat demand in DH systems depends primarily on changes in space heating
load which, in turn, depends mainly on the outdoor climate conditions. However, the influence
of domestic hot water consumption must be taken into account in the summer-time and
during peak load periods (early morning and at night). Load prediction is necessary in order
to manage a particular system in an optimal way. This involves the choice of suitable set of
heat sources which are available to the system, as well as the choice of the forward temperature
of DH water, e.g. if storage of heat energy in the network to meet peak loads is required.
Most common methods of heat load prediction for whole networks are based on timeseries
analysis. Prognoses are made utilising heat load statistics and climate data, in some
cases combined with current parameter values measured at selected points in the network. In
those cases, the accuracy in short-term prognosis is rapidly increasing.
The accurate prognosis of the heat energy transferred in a single DH substation is a rather
complicated task due to the stochastic nature of domestic hot water consumption, etc. Fortunately,
this kind of prognosis is of minor interest to heating companies. On the other hand,
load profiles equivalent to the load which occurs in a specific building or set of buildings, are
of great importance for the suitable design of the substation. At present, heat exchangers and
control valves in substations are often oversized. Therefore, there is a need for tools permitting
static and dynamic simulations of DH substations under realistic conditions, to obtain
optimal overall performance of the substation and the appropriate sizes of the components
therein. In this case, realistic simulation of the load resulting from domestic hot water consumption
is of great interest.
Papers V and VII in this thesis describe efforts to clarify the question of extreme loads in
DH substations, and of extreme hot water loads in particular. In paper V, extreme total loads
in the substations and possible design criteria for the substations are investigated. Extremevalue
theory is introduced as a tool to handle the prediction of large hot water loads occurring
at given, low probability. It is shown that a single field dataset describing daily peak loads of
domestic hot water follows well an extreme-value Gumbel distribution. This leads to the conclusion
that Gumbel distribution theory could be used for the sizing of new hot water heaters,
or for the validation of the sizing of heaters already in operation. Furthermore, the sophisticated
interaction between space heating and domestic water heating circuits of a DH substation
is addressed. The goal of such an interaction is defined as cutting the total load peaks in
the substation at minimum inconvenience to the consumer.
Paper VII, focuses on domestic hot water consumption in terms of consumer behaviour
based on field measurements and simulations, and on design criteria for water heaters. National
practice and design recommendations in different countries concerning instantaneous
16

water heaters are described. A hot water consumption pattern measured in the field is shown
together with a corresponding pattern obtained by simulation. A description of the simulation
model is appended. A method of calculating design flow for residential buildings based on
the normal approximation, used in Scandinavia, is described and analysed in detail. Drawbacks
of the method are exposed and improvements are suggested. Design criteria based on a
quantile approach and on the extreme value approach (Gumbel distribution) are also proposed.
Simulated design flows obtained according to the criteria are compared with empirical
values, and with flows recommended by the Swedish District Heating Association.
References
1. P. Gummérus: ANALYS AV KONVENTIONELLA ABONNENTCENTRALER I FJÄRRVÄRMESYSTEM.
PhD Thesis. ISBN 91-7032-467-0. Chalmers Institute of Technology, Dept. of Energy
Technology, Gothenburg, Sweden, 1989 (in Swedish).
2. S. Holmberg: FLOW RATES AND POWER REQUIREMENTS IN THE DESIGN OF WATER
SERVICES. TEKNISKA MEDDELANDEN 316 1987:2. Phd Thesis. Dept. of Heating and
Ventilation Technology, Royal Institute of Technology, Stockholm, Sweden, 1997.
3. E.M. Hjorthol: OPTIMIZATION OF DESIGN VALUES IN DISTRICT HEATING SUBSTATIONS BY
SYSTEM SIMULATION. PhD Thesis. Norwegian Institute of Technology, Dept. of Heating
and Ventilating, Trondheim, Norway, 1990.
4. L. Yang: DISTRICT HEATING HOUSE STATIONS WITH HOT WATER STORAGE. Simulation and
Evaluation of Dynamic Performance. Technical University of Denmark, Centre for
District Heating Technology, Laboratory of Heating and Air Conditioning, Lyngby,
Denmark, 1994.
5. R. Volla: CONSUMER HEATING SYSTEMS FOR DISTRICT HEATING - DEVELOPMENT BY
SYSTEM SIMULATIONS AND SERVICE HOT WATER MEASUREMENTS. PhD Thesis. Norwegian
University of Science and Technology, Dept. of Refrigeration and Air Conditioning,
Trondheim, Norway, 1996.
6. J. Winberg: ON HOT WATER STOPRAGE IN DISTRICT HEATING SUBSCRIBER STATIONS. System
Measurements. Licentiate Dissertation. Dept. of Heat and Power Engineering, Lund
Institute of Technology, Lund, Sweden, 1992.
7. J. Wollerstrand: FJÄRRVÄRME-ABONNENTCENTRALER MED GENOMSTRÖMNINGSBEREDARE.
Licentiate Dissertation. Dept. of Heat and Power Engineering, Lund Institute of Technology,
Lund, Sweden, 1993 (in Swedish).
8. L. Råberger: EFFEKTIVISERING AV ABONNENTCENTRALER I FJÄRRVÄRMENÄT. ISBN 91-
7197-229-3. Licentiate Dissertation. Chalmers Institute of Technology, Dept. of Energy
Technology, Gothenburg, Sweden, 1995 (in Swedish).
9. E.M. Hjorthol, R. Ulseth: CONSUMER HEATING SYSTEM SIMULATION (CHESS). International
Energy Agency - District Heating and Cooling Project, Annex III, Report
1992:P5, Novem, Sittard, 1992.
17

18
10. R. Volla, R. Ulseth, J. Stang, S. Frederiksen, A. Johnson, R. Besant: EFFICIENT SUB-
STATIONS AND INSTALLATIONS. ISBN 90-72130-88-X. International Energy Agency - District
Heating and Cooling Project, Annex IV, Report 1996:N5, Novem, Sittard, 1996.
11. S. Frederiksen, S. Werner: DISTRICT HEATING HANDBOOK (Fjärrvärme. Teori, teknik och
funktion). ISBN 91-44-38011-9. Studentliteratur, Lund, Sweden, 1993 (in Swedish).
12. ASHRAE Handbooks: ASHRAE HANDBOOK - FUNDSAMENTALS (1993); HEATING,
VENTILATING AND AIR-CONDITIONING. APPLICATIONS (1995). American Society for Heating,
Refrigerating and Air-Conditioning Engineering, Atlanta, USA.
13. K. Hakansson: HANDBUCH DER FERNVÄRME PRAXIS. ISBN 3-8027-2514-X. Vulkan-
Verlag, Essen, 1986.
14. G. Fauser: ENTWICKLUNGSTENDENZEN BEI HAUSSTATIONEN. Fernvärme international -
FWI, Jg. 2 (1973), vol.1, pp.10-12.
15. W. Hollander: BRAUCHWASSERWÄRMUNG MIT FERNWÄRME. Fernvärme international -
FWI, Jg. 2 (1973), vol.6, pp.139-146.
16. W. Frank: KOMPAKT-HAUSSTATIONEN FÜR KLEINERE GEBÄAUDEEINHEITEN. Fernvärme
international - FWI, Jg. 10 (1981), vol. 2, pp. 52-57.
17. H. Schwaiger: OPTIMALE MASSENVARIABLE REGELUNG VON FERNWÄRMEAUSSTATIONEN.
Fernvärme international - FWI, Jg. 21 (1992), vol.10, pp. 490-495.
18. F-J. Loch, D. Magar, R. Trautman: KOMPAKTSTATIONEN - STAND DER ENTVICKLUNG.
Jahrbuch Fernvärme international 1992, pp. 177-180.
19. F. Schmitt, H-J. Dausch: NEUERE TECHNISCHE ENTWICKLUNGEN UND OPTIMIERUNGS-
TENDENZEN IM BEREICH DER HAUSSTATIONEN UND KUNDENANLAGEN. Fernvärme international
- FWI, Jg. 21 (1992), vol.4/5, pp. 159-168.
20. K-U. Bräunig, J. Zschernig: SANIERUNG DER FERNWÄRME IN DEN NEUEN BUNDESLÄNDERN
- CHANCEN FÜR DIE WEITERENTVICKLUNG VON HAUSANSCHLUßSTATIONEN. EUROHEAT &
POWER - Fernvärme international, Jg. 25 (1996), vol.9, pp. 506-518.
21. H.E. Brachetti: PROGRESSIVE KONZEPTE FÜR HAUSANSCHLUßSTATIONEN DER FERNVÄRME-
VERSORGUNG. EUROHEAT & POWER - Fernvärme international, Jg. 25 (1996), vol.10, pp.
572-587.
22. Technical information sheets from the Alfa Laval company, and personal communication
to Stefan Carlström, Alfa Laval Industri AB, Lund, Sweden, August 1997.

Paper 1

Paper to the 23nd UNlCHAL-Congress
17.-19.6.1987, Berlin
Svend Frederiksen
Janusz Wollerstrand
Lund Institute of Technology
Sweden
PERFORMANCE OF DISTRICT HEATING HOUSE STATION IN ALTERED OPERATIONAL
MODES
Summary:
The paper analyses three types of altered operation in house stations with a heat exchanger
for indirect connection of a building space heating radiator circuit to a district heating
network. The following three cases of altered operation, all of interest to current district
heating practice, are considered:
- Lowered forward temperature in the district heating network
- Forced building warm-up in the morning
- Reduced water flowrate in radiator circuit.
All these types of operation tend to stress heat exchanger performance, which is seen as an
increased difference between return water temperatures on the primary and secondary side
of the heat exchanger. Therefore, a strong case is made for selecting greater heat transfer
areas than usual in these cases. When the radiator circuit flowrate is reduced, it may also
be beneficial to modify flow passage areas in the heat exchanger and to introduce
advanced control equipment to optimise the flowrate in the radiator circuit.
1

1. Scope
In various countries different practices are employed for connecting radiator heating
circuits in buildings directly or indirectly (via a heat exchanger) to district heating
networks. In Sweden, indirect connection is prevalent, partly because considerable
variations in geographical height are often found in Swedish cities, and partly due to a
conservative design practice, giving priority to protection of equipment from internal
corrosion and pressure surges.
By adopting indirect connection in house stations, a number of operational problems can
be prevented. On the other hand a higher cost must be accepted for the station, and the
heat transfer in the heat exchanger carries with it a temperature drop, so that for a given
temperature level in the radiator circuit higher temperatures must be accepted in the
district heating network. By increasing the heat transfer area, and thereby accepting a
higher cost for the house station, it is possible to reduce the temperature drop.
In house stations for blocks of flats, heat exchangers for indirect connection are usually
designed for a maximum difference between primary and secondary return temperatures of
no more than a few degrees Celsius. Some reserve is allowed for deteriorated performance
due to fouling.
However, new modes of system operation tend to stress the performance of house station
heat exchangers, whereby the temperature difference may in some cases become much
greater than was seen earlier, except where heat exchangers had been heavily fouled. This
calls for a review of design practices for heat exchangers in house stations. In the paper the
following types of altered system operation will be discussed in terms of heat transfer
conditions, water temperatures, and water flowrates:
- Lowered primary forward temperature
- Daily cycling of building heating with morning peaks
- Reduced water flowrate in radiator circuits
The items will be dealt with by discussing diagrams with calculated examples of house
station performance. Here, radiators will be assumed to have been designed for maximum
forward and return temperatures of 80 and 60°C, respectively. In various countries,
radiator systems designed for both higher and lower water temperatures are found. Current
Swedish design rules prescribe a maximum forward temperature as low as 55 or 60°C (ref.
1).
2. Heat Exchanger Theory
Fig. 1 summarises a number of relationships from elementary heat exchanger theory. For
given primary forward temperature tf for given temperatures in the radiator circuit, and for
a given heat load, the performance of the heat exchanger is characterised by the size of the
least temperature difference, the LTD, i.e. the temperature differential between primary
2

Fig. 1
Simple heat exchanger theory applied to radiator circuit heat exchanger
Fig. 2
Radiator temperatures vs. heat load
3

and secondary return temperatures. The greater the area of heat transfer, e.g. expressed in
terms of the thermal length, the NTU, the smaller is the LTD. Neglecting the rather small
variation in specific heat of water with the temperature, the rate of heat transfer can be
calculated from the overall heat transfer coefficient U, the heat transfer area A, and the
logarithmic mean temperature difference, the LMTD.
In fig. 1 the ratio of the LMTD and the GTD Greatest Temperature Difference) has been
plotted against the ratio of LTD/GTD. The relationship is seen to be highly non-linear.
When the LTD is small, even a minor increase in the LTD produces a substantial increase
in the LMTD, thereby giving a correspondingly great increase in the rate of heat transfer.
The overall heat transfer coefficient U may be analysed by looking at its inverse, the heat
transfer resistance, which is the sum of the heat transfer resistance in the boundary layer
on the primary side of the heat transfer surface, the resistance in the wall (including
possible fouling layers), and the resistance in the boundary layer on the secondary side.
Usually the wall is made from a material with a high thermal conductivity, and it is not
very thick, so that the heat transfer resistance in the wall itself is usually relatively small.
This means that so long as no great fouling has taken place the overall heat transfer is
determined by the heat transfer resistances in the boundary layers.
So long as fully turbulent flow conditions are prevailing, variations in heat transfer
coefficients are well described analytically by power functions of mass flowrates,
neglecting some influence from fluid temperature.
The LMTD concept is also useful when calculating the rate of heat emitted from radiators.
In fig. 2, typical flow and return temperatures trf and trr in a radiator circuit are plotted
against a dimensionless heat load qr, which is defined so that it becomes unity at
maximum heat load. For simplicity, no internal heat gains are assumed to raise the indoor
temperature ti, so that at vanishing heat load trf trr, and ti all coincide. The temperature
curves shown in heavy line indicate radiator temperatures at a normal, rather big water
flow mr in the radiator circuit, while curves in thin line are valid for a smaller water flow.
In both cases, the different water flows are kept constant at changing heat load.
For a radiator circuit with given size of the radiators, the rate of heat transfer at varying
temperatures is given by n'the power of the relative size of the LMTD for the radiators, as
indicated by the formula in fig. 2. Here, index o denotes a reference value at design
conditions. If the flowrate mr is reduced at constant heat load, trf is raised and trr is
lowered, so that the LMTD is kept unchanged, and the temperature drop trf - trr in the
radiator circuit is increased in reverse proportion to the size of the flowrate.
The constants and relative heat exchanger sizes adopted in figs. 1 and 2 will be used in all
the numerical examples to be considered in the following paragraphs.
3. Effects of Lowered District Heating Forward Temperature
In many district heating networks there is a constant incentive to modify control schemes
in the direction of lower forward temperatures. The most common motive for this is the
4

fact that usually the electric output from a combined heat and power plant will improve
from such a measure. Also heat losses from the network are normally reduced.
A lower primary forward temperature can be facilitated by lowering operating
temperatures in connected radiator circuits. For instance, in new buildings this could be
achieved by selecting great surface areas for radiators. However, in existing buildings such
a measure would normally be very costly.
Therefore, it is of practical interest to examine the response of unchanged house stations to
variations in primary forward temperature, as shown in fig. 3.
To the left the diagram of radiator temperatures vs. heat load at constant water flow is
iterated from fig. 2. In the diagram to the right the primary return temperature tr1 is plotted
against the primary forward temperature tf at various heat loads q * r. Also plotted here are
curves showing the total return temperature tr from the house station, where the primary
water is cooled, both by the radiator circuit and by a circuit for hot water provision at a
high hot water demand. The diagram at the bottom of fig. 3 is a plot of dimensionless
primary water flowrate m1 against primary forward temperature at various heat loads.
Here, the flowrate m1 is made dimensionless by dividing it with the flowrate at design heat
load and tf = 120°C.
From the figure it can be seen that both the variation in primary return temperature tr1 and
in flowrate are non-linear, if the forward temperature is lowered at constant heat load. The
change in tr1 is given by the change in Least Temperature Difference LTD for the heat
exchanger. At high levels of tf and at low heat loads the LTD is small, and so is
accordingly its variation with tf. However, when tf becomes so low that the temperature
difference ITD becomes small, the size of the LTD increases progressively.
The rapid increase in primary water flowrate m1 at lower primary forward temperatures
stems, partly from an increase related to the inverse of the Initial Temperature Difference
ITD, and partly from an influence due to the increased LTD.
In the diagram the tr- and tr1-curves have been extended down to the theoretical limit line
of tf = tr where the primary flowrate becomes infinite. Due to large pressure drops,
operation at very low ITD's is of course unrealistic, but it is nevertheless of interest to
follow the curves down to the theoretical limit.
The curves of the total return temperature tr are seen to meet with tr1-curves on the limit
line, above a certain heat load, i.e. so long as the flow temperature trf in the radiator circuit
is in excess of the temperature of the hot water provided for in the house station.
In fig. 4 the LTD and the primary mass flowrate m * 1 are plotted against the heat load q * r at
varying ITD. The bottom diagram indicates a typical kind of dependence between the
primary forward temperature tf and the heat load, a temperature programme for the district
heating network. By subtracting the secondary return temperature trr given by the radiator
heating curve, a specialised relationship between ITD and qr is given. By imposing this
relationship on the two diagrams above, curves of ITD vs. Q * r and of m * 1 vs. q * r are found,
indicated by the curves drawn in heavy line in the top and middle diagrams of the figure.
5

6
Fig. 3
Effect of varying primary forward temperature tf on primary return temperatures
tr (from house station) and tr1 (from radiator circuit heat exchanger) and on
primary water flowrate m * 1 (dimensionless) to radiator circuit heat exchanger.
Curve parameter: dimensionless heat load q * r.
Return temperature tr from house station taken at hot water heat load qhw equal to
space heat load qr,o at design outdoor temperature.

Fig. 4
Least Temperature Difference (LTD), primary water flowrate m * 1 (dimensionless),
and return temperature tr1 from radiator circuit heat exchanger at varying heat
load q * r (dimensionless), varying Inlet Temperature Difference (ITD), and when
primary forward temperature tf varies according to typical temperature program.
7

It is significant that when the primary forward temperature program is given by the
temperature programme at the bottom of fig. 4, the LTD of the heat exchanger is very
small at most heat loads. Since greater heat loads occur only rarely, the yearly average
value of the LTD will also be very small, in the order of no more than a couple degrees
Celsius. However, to conclude from this that the sizing of the heat transfer surface area
would in all instances be within safety limits, or even to speak of 'oversizing' (as is
sometimes done) would be inappropriate. At operational conditions deviating from the
ideal conditions given the forward temperature program, the size of the LTD may increase
substantially.
4. Forced Building Warm-Up
Intermittent building heating has become a popular measure for achieving savings in heat
consumption, and in some cases also as an instrument for improving indoor thermal
comfort (refs. 2, 3, and 4).
The widespread use of microprocessor technology in control equipment for building
heating systems has made various sophisticated intermittent control methods available at a
low cost. These make possible, both automatic set-backs in indoor temperature at night
and mid-day, and forced building warm-ups in the morning. A fast warm-up is realised,
either by adding a fixed number of degrees Celsius to the forward temperature in the
radiator circuit, or by employing adaptive control strategies by which both the length of
the warm-up period and the level of the forward temperature are optimised automatically
by the control equipment.
The actual size of the savings in heat consumption by such intermittent heating is a matter
of ongoing controversy. Clearly, the type of building construction is an important
parameter in this connexion. The dissemination of advanced equipment for local control
of intermittent heating presents a serious problem to district heating companies. Where
heat loads were previously characterised by both slow and moderate variations during the
day, more and more violent peaks are now in many cases observed in the early morning
hours.
These peaks stress both central heat generating plant and network operation. Fig. 5 shows
results from a numerical calculation example which illustrates what happens in a house
station during a forced building warm-up. In the case examined both the primary forward
temperature tf and the mass flowrate m * r in the radiator circuit are selected to be constant in
all instances.
When the forward temperature trf in the radiator circuit is raised to a level of 20°C above
the day-time level, the heat exchanger LTD, the primary mass flowrate m * 1, and the rate of
heat transfer q * r in the heat exchanger, all increase dramatically. The high peak value of the
LTD is derived partly from the increased loading of the heat exchanger, and partly from
the smaller temperature difference ITD, when trf is raised.
In the calculations, it was assumed that at all loads the control equipment governing the
amount of primary water passed through the heat exchanger responds momentarily and is
capable of following the variable flow demand exactly at all times. In practice, the
feedback control loop for the valve in series with the radiator heat exchanger will often
8

Fig. 5
Forced building warm-up in morning hours. Resulting water temperatures,
primary mass flowrate m * 1 and heat transfer rate q * r in heat exchanger. Flowrate
m * r in radiator circuit is kept constant.
9

have a somewhat slower response than the valve for hot water provision (when it is of the
once-through type). However, normally this time lag will be small in comparison with the
length of the forced warm-up period.
The great peak in primary mass flowrate shown in fig. 5 could, however, in some cases be
unrealistic, since the peak may be greater than the value at which the control valve spindle
is in an end position. On the other hand, at network locations where pressure differential
between forward and return lines are great, the end position may never be reached, even at
very high flowrates.
The conditions selected for the numerical example are somewhat unfavourable in that the
primary forward temperature tf is kept constant all through the warm-up procedure. By
letting the primary forward temperature vary in the same way as the secondary forward
temperature, the loading of the heat exchanger could be alleviated to some extent.
However, in practice it is only possible to do this to a limited extent. The fact that local
control equipment in different house stations is usually not fully synchronised, is
favourable in that it gives some smoothing of the peak in heat load to be met by the central
generating plant, but it also makes it difficult to follow suit with the network forward
temperature. The sometimes great differences in transportation time for network water
from the central plant to house stations at various locations adds to these difficulties.
In the first phase of the warm-up period the load on the heat exchanger is increased, not
only due to the amount of heat needed to compensate for lower temperature in the building
structure, but also because the heat carrier in the radiator circuit must be loaded to achieve
a higher mean temperature on the radiator surfaces. When the control equipment steps up
the forward temperature trf at the end of the night period, the return temperature trr to the
heat exchanger is at first unchanged at the low level prevailing during the night. Since the
flowrate in the radiator circuit is kept constant, the much greater temperature rise trf - trr in
the initial stage of the warm-up procedure means that the rate of heat transfer is increased
dramatically.
The non-equilibrium conditions prevailing in the first phase of the warm-up period are
seen in the temperature vs. heat rate diagram at the bottom of fig. 5 as an excursion from
the equilibrium radiator curves of trf and trr at different indoor temperatures ti.
In the numerical example examined here, the return temperature trl from the radiator heat
exchanger is seen to reach its peak level at the end of the warm-up period, even though the
LTD is not at a maximum at that moment. The maximum in primary flowrate at the
beginning of the warm-up period represents the most severe load phase from the point of
view of the heat supply capacity of the district heating network. But the peak in primary
return temperature towards the end the warm-up is more significant when considering the
risk of thermal fatigue loading of the return pipes in the network.
A proper timing in the control equipment carrying out the daily cycling of the building
heating, will end the warm-up period prior to the time when most of the occupants rise
from their beds. This means that the warm-up period will end before any greater hot-water
load has built up, and the return temperature tr from the house station will reach a level
10

close to that of the return temperature tr1 from the radiator heat exchanger. This will
normally be the maximum level during the 24-hour cycle. Minimum is reached when the
hot water load is greatest, i.e. normally somewhat later in the morning, with the kind of
daily routine typical for people in modern western countries these days.
The range of variation in the return temperature from the house station in daily cycling is
an important parameter when estimating the risk of thermal low-cycle fatigue in pipelines.
A forced warm-up of the building increases the temperature range. With a given cycle of
temperatures in the radiator circuit, the range of variation in return temperature on the
primary side can be kept as low as possible if the heat transfer area is selected to be large,
since this will ensure that the LTD is kept small at all loads.
various strategies can be considered on the part of the district heating companies to meet
the predicament presented by the increasing peak loads in the networks during forced
warm-ups in the mornings. One line is to employ flow-limiting control equipment
restricting the district heating flow through house stations, thereby introducing a stimulant
for houseowners to preserve intermittent heating procedures in such buildings where the
actual heating energy savings are significant.
Another kind of strategy would be to devise house station schemes incorporating heat
storage capacity in the radiator heating system. Where buildings are equipped with
centralised hot air heating systems, peaks in house station return temperatures can be
reduced by letting the hot air system provide the forced warm-ups, avoiding the high
return temperature peaks associated with forced warm-up in radiator circuits.
5. Reduced Water Flowrate in Radiator Circuit
Since the heat rate emitted by a radiator is governed by the LMTD of the radiator (i.e. the
effective mean temperature difference between the radiator and the air inside the
building), the return temperature from the radiator can be lowered by reducing the water
flowrate, as already indicated in fig. 2.
Therefore, where radiator circuits are connected directly to district heating networks,
smaller radiator flows are often chosen than those in buildings heated by individual
boilers. Both in The Federal Republic of Germany and in Denmark directly connected
radiators are sometimes equipped with special thermostatic valves developed for stable
operation at very small water flows (ref. 5).
One of the arguments in favour of indirect connection is the fact that this method provides
the possibility to abstain from any modification of the radiator circuit. As a consequence,
temperature drops in indirectly connected radiator circuits are often smaller than with
direct connection. In buildings without connection to district heating there is usually no
incentive to lower the return temperature of the heating circuit.
During the last few years, operation with lower water flowrates in radiator circuits has
been considered and to some degree also practised in buildings connected to Swedish
district heating networks, where the principle of indirect connection prevails. There has
11

12
Fig. 6
Effects of varying radiator circuit water flowrate m * r (dimensionless) on primary
return temperature tr1, when radiator circuit heat exchanger is kept unchanged,
and when it is modified in various ways.
been a rather heated debate as to the pros and cons of the 'low flowrate method' (e.g. refs.
6, 7, and 8). Much of the attention has here been devoted to how the heat requirement of a
building is affected and to the flow distribution in various parts of a radiator circuit.
Another question which deserves consideration is, to what extent a lower secondary water
temperature resulting from a lower water flowrate in the radiator circuit is accompanied by
a lower return temperature on the primary side. When the indirect connection principle is

adopted, this means that variations in the temperature differential LTD over the heat
exchanger for radiator circuit heating must be taken into account.
Fig. 6 shows results from a numerical example of temperatures calculated for an indirectly
connected radiator circuit, where the water flowrate m * r is varied. In the diagram at the top
of the figure the heat load is half the design heat load. The forward and return
temperatures trf - trr of the radiator circuit as well as the primary return temperature tr1 from
the heat exchanger are plotted against the dimensionless flowrate m * r. m * r = 1 corresponds
to conventional (i.e. low) temperature drops in the circuit.
Different curves are plotted for the primary return temperature tr as a function of the water
flowrate m * r under various assumptions.
In case 1, it is assumed that the heat exchanger has a thermal length (NTU) typical of
current Swedish design practice, that the two coefficients of heat transfer on the primary
and secondary sides of the heat transfer surface are equal at full load design conditions,
and that both coefficients vary with the flowrates according to power laws (cf. fig. 1) with
exponents p = 0.75. In case 1, tr1 is seen to be virtually constant down to around 50%
flowrate. Further reduction of the flow results in a progressive increase in trl, due to a
rapidly increasing temperature difference LTD, which more than outweighs the drop in the
return temperature trr on the secondary side.
In case 2, the ratio of heat transfer coefficients on the secondary (hs,o) and primary (hp,o)
sides of the heat transfer surface is smaller at reference load. At reduced flowrate in the
radiator circuit hs becomes smaller, but the resulting reduction in overall heat transfer
coefficient U is not as great as in case 1. Therefore the return temperature on the primary
side becomes lower in case 2, and with a proper reduction in flowrate m * r a net gain in
temperature drop on the primary side is achieved.
As is seen from case 3, a greater heat transfer surface is also beneficial - if the surface area
of the heat exchanger were infinitely large, trl would coincide with trr at all water flows in
the radiator circuit.
In cases 1, 2, and 3, the heat exchanger is assumed to be designed differently, but at
varying flowrate m * r the design is kept constant for each case in turn, i.e. the curves are
plots of performance at various operating conditions. Case 4 is different. Here the trl-curve
is calculated with the same assumptions as in case 1, but the flow passage areas on the
primary and secondary sides are assumed to be adjusted to changing flowrates in such
proportion that the heat transfer coefficients are kept constant. This means that when mr is
changed, the passage areas are modified to keep flow velocities constant in spite of
changed primary and secondary flowrates.
By comparing the tr1-curves of cases 1 and 4 it can be concluded that when considering to
lower the flowrate in a radiator circuit which is connected indirectly to a district heating
network, it is important whether this is done at the planning stage, or if it is being
considered as a measure for buildings already connected. In the first case one has, at least
in principle, the freedom to select heat exchanger dimensions according to flowrates. In
practice, though, the degree of freedom may be restricted by the heat exchanger
dimensions available on the market, so that it may not be possible to find heat exchangers
13

with exactly optimal flow passage areas. Nevertheless net reductions in primary return
temperature should be possible to achieve in many cases.
At the bottom of fig. 6 effects of a reduced flowrate in the radiator circuit are shown for
varying heat load as the abscissa in the two diagrams. Curves are shown for two flowrate
cases, m * r = 1 and = 0.4.
Reduced flowrate in the radiator circuit is seen to affect the primary return temperature
quite differently at low, medium, and great heat loads. At low heat loads, the primary
return temperature gains from the reduced flowrate in all cases, though the changes in
temperature
At high heat loads, on the other hand, the meaningfulness of a flow reduction is seen to
depend strongly on the size of the heat exchanger surface. with a heat exchanger of
ordinary design a flow reduction in the radiator circuit could be quite detrimental to the
primary return temperature. But by increasing the size of the heat exchanger it is also
possible to achieve a great improvement in cooling of primary flow.
In some countries, a maximum water temperature of around 100 °C, as occurs in fig. 6,
would be unacceptable. However, the main tendencies identified in the discussion of lower
radiator flowrates would also apply if the radiators were designed with greater surface
areas, and thus for lower water temperatures.
In all cases of heat exchanger design, at all heat loads, and at all primary forward
temperatures, an optimal flowrate exists in the radiator circuit, i.e. a theoretical value
giving a minimum return temperature on the primary side. A local control equipment
could be designed to automatically select the flowrate according to this optimum. Such a
device would be attractive in several respects. One advantage with an equipment which
adjusts the flowrate automatically, as compared to the case of a lower flowrate selected
manually, would be that the district heating company could select the forward temperature
of the network more freely. With fixed and low flowrates in the radiator circuits lower
return temperatures in the district heating network would be achieved at the price of
restrictions to maintain the forward temperature at a higher level. In many networks such a
consequence would be unfortunate, since the long-term goal may be to achieve the
lowering of both return and forward temperatures.
6. Acknowledgements
The present study was carried out within a research project financed by the Swedish
Council for Building Research, the Swedish National Energy Administration, and the
Nordic Council of Ministers.
7. References
1. Swedish District Heating Association: Connection of Larger Buildings to District
Heating Networks, Guidelines (in Swedish)
Stockholm, June 1983
14

2. W. Bode: Energieeinsparungen durch intermittierende Fahrweise von Fernwärmesystemen
Energietechnik, 31(1981)., Heft 11, p. 418 - 423
3. W. Hesse, D. Martin: Fahrweise von Heizungssystemen in Abhängigkeit von den
Wetterelementen
Stadt- und Gebäudetechnik 38(1984), 2, p. 18 - 21
4. L. Jensen: Indoor Temperature Set-backs at Night in Multi-Family Houses (in Swedish)
Research Report No. R64:1983 from the Swedish Council for Building Research,
Stockholm 1983
5. H.U. Schelosky, H.P. Winkens: Untersuchung der Regeleigenschaften von thermostatischen
Feinregulierventilen in hochgespreizten Fernheizungsanlagen
Fernwärme International Heft 3, 1981, p. 120 - 132
6. S. Mandorf: On the Question of Low-Temperature or Low-Flow Radiator Circuits,
How Should Heat Distribution Systems be Balanced? (in Swedish)
VVS-Forum, No. 4, 1985, p. 52 - 54
7. Ö. Sandberg: Please Give Practical Examples! (in Swedish)
VVS-Forum, No. 6/7, 1985, p. 61 - 62
8. S. Mandorf: Oversizing of Radiators not Significant in This Connection (in Swedish)
VVS-Forum, No. 9, 1985, p. 40 - 42
15

Paper 2

Paper to the 25th UNICHAL-Congress/ VIII. IDHC
Budapest 4.-6.6.1991
Svend Frederiksen
Dragutin Nikolic
Janusz Wollerstrand
Lund Institute of Technology
Sweden
DISTRICT HEATING HOUSE STATIONS FOR OPTIMUM OPERATION
Summary:
A class of house station variants, in which domestic hot water is prepared in
once-through heat exchangers, are compared in terms of primary water cooling
and stability of hot water control. Included in the class are various types of
parallel connection schemes, as well as 2- and 3-stage connections, as they are
termed in Swedish district heating practice.
A theoretical analysis compares primary water coolings in the case of infinitely
effective heat transfer in heat exchangers. Three variants are found to be represent
a maximum of cooling, all being exactly equivalent.
In a series of laboratory experiments cooling rates were measured for realistic
sizes of heat exchangers, along with dynamic responses to sudden hot water
tappings.
A conclusion from the analysis is that 2- and 3-stage connections make possible
a high degree of cooling, but great care is needed in designing control
systems.
1

1. Scope
In this paper we shall compare a number of house station connection schemes in terms of
primary water cooling and stability of domestic hot water (DHW) control.
Our investigation will be confined to a class of connection schemes comprising variants in
which heat is transferred to a radiator space heating circuit and to a DHW circuit via
separate heat exchangers. We shall thus exclude both house stations with storage tanks, and
variants in which radiator water serves as an intermediate between primary and DHW
circuits.
The class of variants so defined includes schemes which in Swedish district heating practice
are termed ‘2-stage’ and ‘3-stage’ connections. These variants were developed in the 1950’s
and are still today generally used when connecting larger buildings to networks. They both
rely on heat exchangers in counter-current and comprise a DHW preheater stage, features
which favour a high degree of cooling of primary water.
In German literature, such schemes are often referred to as ‘Skandinavische Schaltungen’
(ref. [1]). Since many years, the Swedish District Heating Association has prescribed them
in Technical Guide-lines (ref. [2]), although details in lay-outs have varied in different
editions of the guide-lines.
A number of investigations (refs. [4-9]) have dealt with comparisons of different lay-out
schemes, establishing, among other things, that preheating of DHW is advantageous when
applied properly. No clear-cut ranking of 2- and 3-stage schemes has emerged yet, except
for the obvious fact that the 3-stage scheme is sensitive to scaling in hard potable water
qualities.
One of the aims of the present analysis will be to identify the theoretical maximum of
primary water cooling which can be attained by manipulating house station lay-outs.
Another ambition will be to present a clear and systematic comparison, including a number
of possible (though not all) subvariants.
A stable function of DHW temperature control is essential, both to user comfort and, where
the town’s water is hard, to avoid scale build-up in heat exchangers at excessive wall
temperatures.
The smaller a connected building is, the greater are the relative variations in DHW load.
Therefore, current trends in Swedish district heating practice and elsewhere to substitute
once-through DHW heaters for solutions with hot water tanks stress the need for highperformance
control equipment.
2. Theoretical schemes with infinite heat exchangers
Fig. 1 shows a series of house station schemes, all within the class defined above, together
with temperature graphs from which primary return temperatures r are derived. Here, r
denotes a temperature level above that of incoming cold town’s water. For both parallel heat
exchanger connections, 2-stage-, and 3-stage schemes thermodynamically favourable and
2

Fig. 1 Comparison of theoretical house stations with different connection schemes,
in terms of primary return temperatures, given as levels r above temperature
of incoming cold water, for schemes with infinitely effective heat transfer in
heat exchangers.
The analysis applies to load cases in which the return temperature level s
from the space heating system is below the level h of the domestic hot water.
The hot water load H is assumed to be smaller than the value at which r
vanishes.
3

4
Fig. 2 Enlarged view of variant 2', which is 2-stage connection scheme with domestic
water mixing in a 3-way valve.

less favourable (denoted by ') sub-variants are shown. Included in the series of 3-stage
schemes is a Russian variant, which is described e.g. in ref. [3].
The load and design cases shown presume infinitely effective heat exchangers, capable of
reducing terminal differences between primary and secondary water temperatures to zero.
This theoretical assumption yields us a series of limit cases against which the cooling
effectiveness of practical house stations (with finite heat exchangers) can be measured.
The schemes depicted also deviate from most practical schemes in that no DHW circulation
has been provided for, a further characteristic which tends to lower return temperatures in
the theoretical variants.
It should be stressed that the schemes shown are simplified in that they omit a number of
components, essential to a safe operation in practice, but not to thermodynamic
performance; an example of this is non-return valves.
As an example to facilitate an understanding of the rather compressed fig. 1, an enlarged
and expanded picture of variant 2' is given in fig. 2.
In the temperature graphs transferred heat constitutes the abscissa. Since all water flows are
assumed to have constant specific heats at all temperatures, cooling and heating of water
flows produce straight lines with slopes according to the flowrates.
The load cases were so defined that the return temperatures in the radiator space heating
system is below the DHW temperature h. Another assumption of principal significance in
the case of 2- and 3-stage variants, is that the ratio H/S of DHW and space heating loads is
below (though not very much below) the limit value above which r becomes zero, i.e. when
the primary return temperature equals that of the incoming town’s water. At such big DHW
loads, primary flows by-pass the space heat exchangers in the dotted connecting pipes of
variants 3' and 3.
The analysis summarized in fig. 1 shows that the seven variants examined fall into three
groups with respect to effectiveness in cooling of primary water:
- variants P', P, and 3' (poorest)
- variant 2'
- variants 2, 3, and 3r (best)
It is reassuring to find that included in the best class are those sub-variants which are being
recommended by the Swedish District Heating Association. It appears that in the theoretical
limiting case those two types of schemes (variants 2 and 3) are thermodynamically exactly
equivalent.
It is difficult to imagine any type of connection of heat exchangers that could produce even
lower return temperatures, which of course is no strict proof that the best class of variants
singled out here represents the absolute limit.
If changes in house station lay-outs are extended beyond pure manipulations in connection
schemes, further lowerings in return temperatures are attainable. For instance, by reducing
5

flowrates in radiator circuits, return temperatures from space heat exchangers could be
lowered, which would also result in lower primary return temperatures.
The analysis of the various lay-out schemes performed here makes it clear that the use of
3-way mixing valves in DHW circuits may be, or may not be, thermodynamically harmful,
depending on the particular type of scheme.
The two variants P' and P with a parallel connection of heat exchangers attain the same
primary return temperature in fig. 1, even though an exergy loss takes place in the 3-way
valve of variant P'. However, in case of finite heat exchangers of equal size, variant P would
be somewhat better.
Since the theoretical variant 2 is seen to be better than 2', insertion of a 3-way valve in the
DHW of a 2-stage scheme is thermodynamically detrimental.
Finally, in the 3-stage scheme of variant 3 the 3-way mixing valve is an integral part of the
concept and cannot be said to have adverse thermodynamic effects, since this variant
belongs to the best class of variants.
Comparison of variants 3' and 3 shows that draw-off of preheated DHW to mixing in the
3-way valve should be preferred to mixing with cold water. In the latter case the post-heater
takes over a larger part of the total DHW load, necessitating a bigger primary flow which
results in a higher return temperature.
3. A laboratory house station rig
In the ‘ANSGAR’ District Heating Laboratory of the Lund Institute of Technology a special
rig was developed to compare various house station connection schemes experimentally. By
opening and shutting of various shut-off valves this rig can be changed into each of the
variants shown in fig. 1, except for variant 3r.
The house station rig was inserted into a test bed capable of simulating all combinations of
supply water temperatures, differential pressures, and various load conditions in space
heating and DHW circuits. The test bed was developed to investigate the performance of
both specialised house station designs and various commercial house station types, e.g.
variants with hot water storage.
In the test bed an electrical heater supplies heat to a small network, via a control unit that
sets the supply temperature and the pressure differential. Space and DHW static or dynamic
loads are simulated by means of two separate cooling circuits, each comprising a control
unit to set temperatures and flowrates. At many locations, both in test bed pipes, and in
various points within the test objects, temperatures, flows, pressures, and valve settings are
recorded. Measured values are collected by a datalogger; in the present series of
experiments, a sampling interval of 6 seconds was selected. A PC computer administers the
operation of both control units and the datalogger.
The house station rig was designed as a scale model of a bigger field house station serving
21 flats. Three soldered plate heat exchangers serve as space-, DHW pre- and postheaters;
6

they are sized with respectively: 14, 16, and 12 plates. When shut-off valve positions are
selected so that the rig operates in a parallel connection scheme, the two DHW heat
exchangers are connected in series. Thus, the total DHW heat transfer area is the same in all
variants. At typical Swedish operating conditions, a maximum space heating load of 18 kW,
and a maximum DHW load of 60 kW are transferred in the rig.
Like most field installations, the laboratory house station rig includes a DHW circulation
line which feeds hot water back into the house station between the pre- and postheaters.
Different circulation flowrates can be selected by adjusting a throttle valve in series with a
circulation pump. So far, no artificial cooling has been introduced into the circulation
circuit, which means that the circulation heat loads are rather small, compared to the other
load components and to what is normally found in field installations.
In the rig outgoing water temperatures in the radiator and DHW circuits are controlled by
means of temperature sensors and feedback signals to primary side control valves in series
with the heat exchangers. This kind of conventional control is indicated also in fig. 2. The
valves are equipped with step motors which are governed from electronic control boxes
incorporating an integrating element that eliminates permanent offsets in controlled
temperatures.
The control valve for the space heating circuit operates with a full stroke time of 300
seconds, and the DHW control valve with a full stroke time of 60 seconds. These time
intervals are long compared to residence times for water flow particles in the compact heat
exchangers of the rig. However, this reflects conditions that prevail in many field
installations.
It may be pointed out that, e.g. in contrast to what was assumed in the calculations presented
in ref. [4], no balancing throttle valve was provided for in the primary return line. A simple
hand-operated balancing valve will have both advantageous and less favourable effects on
house station control dynamics. The more advanced solution with an automatic pressure
differential control valve certainly provides a favourable alternative, but in Sweden this kind
of element is usually not installed, for cost reasons.
4. Test results
Figs. 3, 4, and 5 depict selected results from repeated load cycles with the test rig in the
laboratory. The two first figures show recorded DHW temperatures at two different settings
of DHW circulation flowrates. Fig. 5 shows primary side temperatures at the lower
circulation flow, i.e. readings taken from the same experiments to which fig. 3 applies.
In the experiments the primary supply temperature and the radiator circuit temperatures
were set according to the three diagrams at the top of each of the figures. I.e., each column
of recorded diagrams corresponds to a certain space heating load. The temperature graphs
selected for the supply and radiator circuits may be characterized as typical of Swedish lowtemperature
design.
In the figures the second row of diagrams shows the DHW tapping pattern which was
repeated for each 1-hour cycle. The mean value of the DHW during the one hour is around
7

8
Fig. 3 Domestic water temperatures for different connection schemes, measured
with a laboratory house station rig, with a relatively small hot water
circulation flowrate (0.01 liters/sec).
For each variant is shown responses to hot water load tappings according to
the diagrams in the second row. The first row of diagrams indicates three
different space heating load cases, one for each column of diagrams below.

Fig. 4 Domestic water temperatures measured with the laboratory house station rig
at a relatively big hot water circulation flowrate (0.09 liters/sec).
9

10
Fig. 5 Primary side temperatures measured with the laboratory house station rig.
Same series of experiments as in fig. 3.

40% of the mean space heating load. The three very distinct tappings were selected to test
the response of the house station variants to sharp variations in hot water flows. Sharp
variations in loads often occur in single-family house, whereas in bigger buildings
consumption patterns in different flats usually overlap to produce a more smooth variation
in hot water load.
The incoming cold water temperature is seen to have varied somewhat during the load
cycles, due to heat exchange with room air, around an average of 13ºC. The DHW leaving
the house station was set at 55ºC. This was done by selecting this temperature level, either
for the controller of the DHW leaving the postheater, or for the controller of the DHW 3way
valve, depending upon the particular sub-variant.
To the right in figures 3, 4, and 5 are shown the variants tested. The sequence of variants
corresponds to the series of theoretical variants in fig. 1, except that the Russian variant 3r
was not tested.
It may be noted that in all the experimental variants a 3-way valve is installed in the DHW
circuit. Changes from variant P' to P, and from 2' to 2, are performed by interchanging
(between 55 and 65ºC) set-point values for controllers governing the 3-way and DHW
primary side control valves.
From the test results a number of observations can be made:
Big circulation flowrates tend to reduce swings in DHW temperature (comparison of
figs. 3 and 4).
For example, when a hot water tapping suddenly ends, the DHW temperature leaving the
postheater goes up, there is an overshoot. The reason is that at first the rather slow feedback
control of the DHW temperature does not react, so that a too high primary water flowrate
prevails initially. The bigger the circulation flowrate is, the greater is the DHW water
volume that absorbs the excess of heat transferred, and the smaller is the accompanying
temperature rise.
Unstable on-off operation of the DHW control valve is observed to take place when
there is no tapping of hot water.
The reason is that the small primary flowrate needed to compensate for the small heat loss
of the DHW circuit corresponds to a valve setting below the lower threshold of the
operational range (which for the valve in question is 1:30). True, the circulation heat loss in
the experiments was very low, but on-off instability is not unusual in field installations
either.
Continuous mixing in DHW 3-way valves is efficient in smoothing out temperature
swings but also leads to higher temperature levels in the postheater.
This observation is very clear in the case of 3-stage schemes, but also holds for parallel and
2-stage schemes.
Preheating of DHW tends to stabilize hot water temperatures.
11

This is especially so at high space heating loads, when the return temperature of the space
heating circuit is high. Also, preheating is seen to be somewhat more efficient in reducing
dips in DHW temperature, rather than overshoots.
The favourable effect of preheating on DHW temperature stability can be explained by the
smaller variations in primary flowrates, accompanied by greater variations primary return
temperature (cf. fig. 5).
In fig. 6 averages of recorded return temperatures are plotted against space heating load,
together with curves for theoretical lay-outs with infinitely effective heat transfer and no
DHW circulation, as calculated from the formulae given in fig. 1 with the same DHW
tapping cycle to which the experimental variants were exposed.
The generally higher experimental return temperatures are attributable to several factors, all
affecting the performance of the rig adversely:
- finite heat exchanger sizes
- imperfect dynamic control
- influence of DHW circulation
Among the observations which can be made from fig. 6 we may especially note the
following:
12
Preheating (in 2- and 3-stage schemes) results in a better cooling of primary water,
although the overall improvement is no more than a few degrees centigrade.
In the present series of experiments, the best sub-variant of 2-stage (variant 2)
performs better than 3-stage (variant 3).
This may be attributed to the rather low primary supply temperatures, affecting the return
temperature of the 3-stage scheme more than that of the 2-stage scheme. The reason derives
from the fact that in the 3-stage variant the primary supply temperature entering the space
heat exchanger is lower, due to cooling in the postheater. The result is a generally bigger,
and more sensitive, least temperature difference between primary and secondary return
temperatures in the space heat exchanger.
A high DHW circulation flowrate tends to raise primary return temperatures,
especially at low space heating loads.
The reason is that a higher circulation flowrate raises the return temperature of the
recirculated DHW fed into the house station. The influence of circulation flowrate on
primary return temperature will be even bigger in most field installations with higher heat
losses from the DHW circuit.
In an earlier investigation (ref. [7]) of a 2-stage field house station an excessive negative
influence of DHW recirculation was found to be caused by a missing non-return valve
which at low DHW loads caused recirculated water to be fed into the preheater, together
with cold town’s water. In house stations with preheating of DHW it is thermodynamically

Fig. 6 Average primary return temperatures, calculated from the experiments of
figs. 3-5, and with the formulae given in fig. 1 for corresponding theoretical
house stations with infinitely effective heat transfer in heat exchangers.
13

favourable, as has been supposed in all variants here, to feed recirculated water into the
DHW circuit between the two hot water heating stages.
5. Conclusion
The well-established types of 2- and 3-stage schemes utilised in Swedish district heating
practice are basically sound, making possible high cooling rates of primary water when
adopted in a proper way.
In geographical locations where fouling of the postheater may be caused by unnecessarily
high DHW temperatures, the present practice of adopting the 2-stage scheme is wise. It is
recommendable to use the sub-variant (variant 2) in which no permanent mixing of flows
takes place in a 3-way valve of the DHW circuit.
However, this scheme poses great demands on control equipment that governs the DHW
temperature, especially in smaller installations. A high DHW circulation flowrate may be
used to reduce temperature swings, but if this is done with the present type of field
installations, raised primary return temperatures are incurred, especially at low space
heating loads.
Therefore there is a considerable demand for more sophisticated solutions to the control of
the DHW temperature. One method, which has already been adopted in practice in recent
time, is to speed up the feedback control loop with a feedforward DHW flow induced
signal.
Another, or complementary, type of solution could be to develop some kind of method for
automatic variation of the DHW circulation to correlate the flowrate to DHW tappings. In
this way it may be possible to take advantage of the capacity of a big circulation flow to
stabilise the DHW temperature at fast changes in hot water load, without having a
continuous, high circulation flowrate that raises the average primary return temperature.
6. Acknowledgements
The present study was carried out within a research project financed by the Swedish
Council for Building Research, the Swedish National Energy Administration, and the
Nordic Council of Ministers.
7. References
1. K. Hakansson (red.): Handbuch der Fernwärmepraxis. 3. Aufl., Vulkan-Verlag, Essen, 1986.
2. Swedish District Heating Association: Technical Guide-lines for Delivery of District Heating (in
Swedish). Stockholm, November 1988.
3. N.M. Zinger & A.L. Burd: Experimental Investigation of a Group Heating Substation with Automatic
Control of Heat Supply for Space Heating. Thermal Engineering, 26(3), 1979, p. 61 - 66.
14

4. H. Fornäs & G. Svensson: Konstruktion und Schaltung von Wärmeaustauscherstationen. Paper to
the 1975 UNICHAL Conference in Paris.
5. S. Frederiksen & J. Wollerstrand: Performance Characteristics of Parallel and 2-Stage District
Heating Connection Schemes (in Swedish). Swedish Council of Building Research, publication
no. R68:1987, Stockholm 1987.
6. H. Eriksson & S. Werner: Simulation of a Consumer Substation. Paper no. 9.1E to the 1985
UNICHAL Conference in Copenhagen.
7. S. Frederiksen & J. Wollerstrand: Field Measurements of the Performance of a District Heating
House Station (in Swedish). Swedish Council of Building Research, publication no. R39:1988,
Stockholm 1988.
8. P. Gummérus: An Analysis of Conventional District Heating House Stations (in Swedish).
Dissertation from the Chalmers Technical University in Gothenburg, 1989.
9. R. Blomquist: District Heating House Stations of 2-Stage, 3-Stage, and Parallel Connection Type,
Field Measurements in ‘Gubbängen’, Stockholm (in Swedish). Swedish Council of Building
Research, publication no. R19:1990, Stockholm 1990.
15

Paper 3

Paper to the 5th International Symposium on
Automation of District Heating Systems
20 - 23 August, 1995 in Otaniemi, Espoo, Finland
Arranged by the Nordic Council of Ministers
Thermostatic Control of Instantaneous Water Heaters
in District Heating Substations
Svend Frederiksen
Janusz Wollerstrand
Lund Institute of Technology
Sweden
Abstract
The paper presents results from investigations into two generations of a commercial type of
thermostatic controller, termed AVTQ, developed for application to domestic hot water
heaters, typically found in district heating substations. The controller has been designed for
maintaining a stable domestic hot water temperature, even when the heater is exposed to big
and fast variations in hot water flow rate. The difficult problem of achieving this facility in a
self-acting mechanical valve has been solved by combining thermostatic feedback with a
feedforward loop. This speeds up the valve response. In the most recent version of the
controller, the feedforward loop is also utilised for providing a partial compensation for
steady-state errors of the P-band type, caused by the feedback loop.
The investigations were made at the Lund Institute of Technology in a co-operation with the
manufacturer, the DANFOSS A/S company of Denmark. The paper contains results from
laboratory testing of valve performance, as well as considerations leading to improved
performance.
1

The control problem
In some countries instantaneous water heaters are used extensively in district heating (DH)
substations. Indirectly utilising the storage capacity of the DH network, instantaneous heaters
provide a more compact solution, compared to equipment depending on storage capacity in
the secondary, i.e. the domestic hot water, circuit.
On the other hand, demands on thermostatic control equipment are difficult to fulfil in all
respects, in particular with small instantaneous water heaters. Here, opening and closing of
even a single faucet in the hot water distribution system, often creates a big and fast variation
of the flow rate passing the secondary side of the heat exchanger. Although newer faucet
designs sometimes include built-in damping to slow down flow variations, with the aim of
preventing water hammer, flow changes in the heat exchanger may still take place within
seconds. Also, the wide application in the last few years of extremely compact, soldered plate
heat exchangers tends to stress demands for fast controllers.
Many conventional, thermostatic valves are too slow for these applications. Typically, a
sudden increase in hot water flow will produce an undershoot in the outgoing temperature.
Conversely, a sudden diminishing of hot water flow will produce an overshoot, since the slow
valve for some time passes too much DH water from the supply pipe to the heat exchanger. If
the potable water is hard, such temporary overheating may contribute to scale precipitation.
In addition to load variations caused by changes in hot water flow, instantaneous water
heaters sometimes are exposed to big variations in operating conditions, caused by events in
the DH network. Typically, the primary supply temperature may vary, both in a systematic
way with changes in outside air temperature, and due to other causes. A particularly difficult
case to handle arises when heat losses cause the DH water in the local supply pipe to cool off
in the summer time. During the night hours the DH water flow may even stop completely. In
this case the opening of a faucet in the morning may cause a big and fast rise in the supply
temperature, when the water has been running for some time.
Also, primary side pressure differentials in substations may vary heavily, e.g. due to changes
in flow directions in the DH network, when heat production is shifted from a plant at one
location to a plant in another part of the town. Of course, to a great extent it is possible to
protect thermostatic control equipment from this type of variations by installing pressure
differential regulators, but in practice such devices are sometimes left out for cost reasons.
The AVTQ valve concept
From control theory a well-known method of speeding up feedback loops is to supplement
them with a feedforward loop to establish a fast reaction to control disturbances. The AVTQ
valve developed by the Danfoss A/S company utilises this principle in a pressure controlled,
thermostatic valve, cf. fig. 1.
2

Fig. 1 Instantaneous water heater equipped with self-acting, thermostatic control valve
type AVTQ (new version) manufactured by Danfoss A/S [ref. 3]
Here, the feedback loop is provided for by a fast temperature sensor in the hot water flow
leaving the heat exchanger. The valve spindle position is affected by a thermally expanding/
contracting gas in a signal pipe connecting the sensor and the valve. The feedforward loop is
constituted by pressure differential, created in a throttle valve fitted into the cold water supply
line and designed for a certain pressure differential /flow rate characteristic. This flowdependent
pressure differential is transmitted to a membrane, affecting the valve spindle
position.
The AVTQ valve is thus a (hydraulical-/) mechanical, self-acting valve, which is independent
of external energy. It may be characterised as a hybrid of two well-established valve types: A
conventional thermostatic controller and a pressure differential controller, fitted onto the
throttle valve in the cold water supply line. Although providing sophisticated control method,
the valve is comparatively cheap, both in manufacture and installation. This is an important
market requirement in small-scale installations.
Although the feedforward loop speeds up the controller, the feedback loop of the AVTQ
valve is already rather fast, compared to many other types of thermostatic valves. In part this
is due to the big surface area of the spiral-shaped sensor body. From the fig. 1 it can also be
seen that the manufacturer recommends that the temperature sensor be placed as close as
possible to the hot water outlet, and normally even inside the heat exchanger. Time lag
between heat exchanger outlet and sensor is a well-known source of control problems in
instantaneous water heaters.
Investigation of the older type of AVTQ valve
In 1992 we, together with a co-author [ref. 2], reported results from an investigation into the
function of the first generation of AVTQ valves, which had then been in operation in the
3

market for a couple of years. The work was both theoretical and experimental. The report also
contained suggestions for modifications and improved valve design. The valve was tested in a
laboratory rig on various types and sizes of plate heat exchangers, e.g. single and double pass
heat exchanger configurations. The rig has been developed for testing of DH substations in
various combinations of load situations, including static and dynamic hot water loads and
changes in primary supply temperature, as well as varying differential pressure.
Fig. 2 is a drawing of part of the test arrangement, showing the AVTQ valve fitted onto a
gasketed plate heat exchanger, together with specially designed laboratory temperature
sensors and data acquisition equipment. Each laboratory temperature sensor is a combination
of 1 resistive Pt sensor and 4 pairs of thermocouple wires. With these sensors, it was possible
to record temperature stratification in the pipes, and at the same time collect reliable mean
temperatures for bulk flows. The small time constants for the thermocouples permitted very
fast readings of temperature variations.
4
DH water
supply
domestic hot
water
PC
GPIB
domestic cold
water
data acquisition unit
domestic hot
water circulation
DH water
return
AVTQ
Fig. 2 Laboratory arrangement for tests of control valve type AVTQ (old version).

Fig. 3 and 4 show results of two tests with different primary side differential pressures. Both
tests lasted for one hour. During each test cycle, the thermostatically controlled heat
exchanger was exposed to 4 successively increasing steps in hot water flow rate, simulating
sudden faucet openings and closings.
The figure illustrates some of the main observations we made from the test programme:
*1 The AVTQ valve fulfilled the main purpose of rapid responses to load changes, although
there still is a delay, causing an initial temperature drop when the hot water flow rate is
suddenly increased.
*2 The steady-state hot water temperature is affected by the size of the hot water flow rate,
by the primary supply temperature, and by the primary side differential pressure. I.e., we
can observe steady-state errors for the controlled water temperature.
*3 Suddenly increasing or suddenly diminishing hot water flow rates produce various
patterns of swings in hot water temperature during the transient phase. The sequences of
over- and undershoots seem to depend on the size of the flow rate steps in a systematic
way.
Two further observations, which cannot be seen in figs. 3 or 4, but which appeared from the
complete series of experiments were the following:
*4 In a few cases, unstable valve function (hunting) was observed.
*5 Significant temperature stratification (up to 10ºC) in the hot water outlet pipe was
observed at small and (rather surprising) also at big flow rates. However, the controller
appeared insensitive to this type of disturbance.
Comments:
Ad*1: It is not clear exactly how fast a response is really called for. An extremely fast
function could cause harmful water hammer.
Ad*2: The steady-state error is a result of the fact that the feedback part of the controller is a
P-type controller, i.e. it is associated with a P-band error.
Ad*3: By closer examination of the transient phases, they can be subdivided into 3 subphases
(cf. fig. 4): First there is a time-delay phase, as pointed out above (*1). In the
next step the feedforward response to changed hot-water flow rate produces a
temperature correction. However, this is a rather crude correction, which at small
flow rate increases produces an overshoot in hot water temperature, and an undershoot
at very big flow rate increases. In the third sub-phase, the feedback loop corrects this
error. Sometimes this correction produces a damped oscillation.
5

100
˚C
80
60
40
20
6
0
kW kg/s
60 0.6
40
20
0
100
˚C
80
60
40
20
0
Δp=0.5 bar AVTQ15
0.4
0.2
0 0.2 0.4 0.6 0.8 time [h] 1
Δp=5.0 bar
kW kg/s
60 0.6
40
20
0.4
0.2
0
0 0.2 0.4 0.6 0.8 time [h] 1
Fig. 3 Results of tests with an instantaneous water heater, equipped with a AVTQ type control
valve (old version, pipe size 15 mms) at two primary side differential pressures (0.5 and
5.0 bar). DH = District heating, dhw = domestic hot water, dcw = domestic cold water.
DH supply
dhw out
DH return
dcw in
heat rate
dhw flow
DH flow
DH supply
dhw out
DH return
dcw in
heat rate
dhw flow
DH flow

100
T [˚C]
80
60
40
20
sub-phases
12 3
domestic hot water
temperature
0
domestic hot water flow = 0.11 kg/s
0.09 0.1 0.11 0.12 t [h] 0.13
100
T [˚C]
80
60
40
20
domestic hot water
temperature
0
domestic hot water flow = 0.33 kg/s
0.69 0.7 0.71 0.72 t [h] 0.73
Fig. 4 Details of temperature graph in fig. 3, shown with higher time resolution,
differential pressure = 0.5 bar, old version, AVTQ15. Left: Small load increase.
Right: Big load increase
The crude feedforward correction results from the pressure differential vs. flow rate
characteristic selected for the throttle valve in the cold supply pipe, cf. fig. 5. The
rather prompt reaction of the feedforward loop is ensured by a step-like relationship.
However, the flat characteristic following the steep slope at small flow rates, means
that above a certain flow rate the size of the feedforward correction becomes almost
independent of the size of the flow rate change.
Ad*4: Several types of explanations could account for these cases. One is classical feedback
loop instability. At small flow rates, on-off function, due to insufficient valve control
range, could be an explanation.
Δ p old version
improved version
(adjustable characteristic)
domestic hot water flow ratio
Fig. 5 Feedforward characteristic of the AVTQ type control valves (old and improved
versions)
A third factor, which may combine with the two first ones to destabilize the controller,
is internal valve hysteris. Therefore, an experiment was designed to measure
relationships between the valve spindle force and displacement. Among other things,
7

8
this experiment revealed a somewhat stochastic friction force, probably due to partial
rolling of O-shaped seal rings.
Ad*5: Temperature stratification is caused by non-ideal performance of the heat exchangers.
The robustness of the controller on this point can be attributed to the screw-like form
of the temperature sensor, which acts as an automatic temperature mean value
registration, evening out temperature variations in different parts of the pipe cross
section.
Suggestions for improved controller function:
Based on the investigation of the controller function a number of improvements were
suggested.
In principle, and according to classical control theory, the steady-state error observed under
point *2 could be eliminated by adding an integrating function in the feedback loop. Indeed,
mechanical PI-controllers exist (e.g. in Russian DH technology), but they are rather
complicated and expensive in manufacture.
Naturally, P-band errors could be reduced by increasing the gain of the feedback loop, but
this would tend destabilize the controller.
Instead it was suggested that the characteristic of the feedforward loop be utilised for
deliberate, albeit partial, compensation of steady-state errors in the feedback loop. This
could be done by making the feedforward characteristic more linear, e.g. so that increasing
flow rates cause an raised hot water temperature set point, to compensate for P-band lowering
in the feedback loop. In addition, the dynamic mismatching between the feedforward and
feedback loops (point *3) could be partly alleviated in this way.
Further suggestions were made, e.g. with the aim of reducing the internal valve hysteris.
Testing of the improved type of AVTQ valve
The Danfoss A/S company has now issued an improved version of the AVTQ controller.
Outwardly it bears much resemblance with the older type, but the interior has been complete
redesigned to achieve better performance on a number of points.
We recently performed a series of tests with this new valve generation in our test rig.
Although there was no time available for a complete comparison with our test of the
predecessor AVTQ valve, we were able to establish that several important expectations have
been fulfilled by the new design.
A major benefit of the new design of the valve is improved stability due to variable controller
gain at small flow rates, a kind of split-range facility (cf. fig. 6). The controller gain
characteristic can be designed to meet specific demands in different DH systems.

100
T [˚C]
80
60
40
20
domestic hot water
temperature
0
domestic hot water flow = 0.11 kg/s
0.09 0.1 0.11 0.12 t [h] 0.13
100
T [˚C]
80
60
40
20
domestic hot water
temperature
0
domestic hot water flow = 0.33 kg/s
0.69 0.7 0.71 0.72 t [h] 0.73
Fig. 6 Details of temperature graphs from laboratory investigation of the new version of
AVTQ20. Differential pressure = 0.5 bar. Left: Small load increase. Right: Big
load increase. Cf. fig. 4.
Among other things, the new type incorporates a more linearized feedforward characteristic,
as is shown in fig. 5. As a result, cf. fig. 7, the hot water temperature is much less sensitive to
the size of the hot water flows, although the feedforward compensation of P-band feedback
errors is of course not perfect.
60
T [˚C]
50
40
30
20
10
domestic hot water temperature
AVTQ15
old version
70˚C
AVTQ20
new version
110˚C
90˚C
90˚C
70˚C
90˚C
110˚C
0
domestic hot water flow rate [kg/s]
0.1 0.15 0.2 0.25 0.3 0.35
5.0 bar
0.5 bar
5.0 bar
0.5 bar
Fig. 7 Steady state domestic hot water temperature variation at different loads and
different operating conditions of the DH system (supply temperature and pressure
differential variation).
Making the feedforward characteristic optimal for the whole possible range of the operating
conditions of a DH system can not be done in a simple way. For this reason, the valve has
9

een designed to allow for a manual adjustment of the feedforward characteristic (cf. again
fig. 5).
Acknowledgements
This study was financed by NUTEK (The Swedish Board for Industrial and Technical
Development), the Nordic Council of Ministers (Energy Research Cooperation), and Danfoss
A/S, Denmark. We had an open and fruitful co-operation with the company. Dr S. Andersson
of the Malmö Energy Utility, Sweden, contributed significantly to the first part of the
investigation. Mr D. Nikolic, MSc, of the Department of Heat and Power Engineering
provided valuable assistance in our laboratory investigations.
References
1. Boysen, H. Hot Water Supply in District Heating Systems. Paper to the UNICHAL
Seminar on Consumers Installations in Helsinki-Espoo, Finland, 13 - 14, September 1990.
2. Andersson, S., Frederiksen, S. & Wollerstrand J. Fast Control of Domestic Hot Water
Heating Incorporating a Feedforward Loop. Laboratory Report from the Department of Heat
and Power Engineering, Lund Institute of Technology, Sweden 1992.
3. Technical information sheets from the Danfoss A/S company, Nordborg, Denmark.
10

Paper 4

Summary
This report presents results from an international literature survey, as well as
field and laboratory measurements at the Lund Institute of Technology. Based on
results from this investigation, various fouling preventive measures are discussed,
mainly with reference to plate heat exchangers of district heating consumer
substations. Since fouling phenomena are of a very complex nature, there is only in
part a basis for making definite recommendations in these matters.
An overview table summarizes in a rough way how various types of fouling
mechanisms (scaling, particulate fouling and microbial fouling) are influenced by
various water parameters (temperature etc.). E.g., a higher water temperature
normally results in more scaling, and a higher water velocity in decreased particulate
fouling. But scaling can be either promoted or hampered by a higher velocity,
depending on the mechanical strength of the scaling layer.
In laboratory runs local scaling in contact points between plates was observed at
low flow velocities. This indicates a potential for improved fouling resistance by
modifying plate corrugation patterns. Various types of fouling patterns in field
service were observed in gasketed plate heat exchangers; sometimes scaling was
found to be concentrated to the domestic hot water outlet section.
A number of brazed plate heat exchangers were collected from field service in
various Swedish district heating networks. Endoscopic inspection and performance
testing with chemical cleaning showed only insignificant or moderate fouling.
In a field service two-stage consumer substation with gasketed plate heat
exchangers a chemical-microbiological analysis was made of samples of gasket and
plate steel surfaces. On the average, a ten times higher microbial activity was found
on the gaskets. This result, combined with findings by other investigators, indicate
that more attention should be given to rubber gaskets as a possible material source for
microorganisms. Thus, it is suggested that district heating companies exchange older
and less thermostable gaskets with more up-to-date types.
A number of fouling preventive measures are suggested which reduce local
surplus temperatures as a source for scaling. Normally, a rather high hot water
circulation flowrate should be beneficial from the point of view of fouling
prevention.
In drinking water technology, corrosion prevention is an important current theme
of investigation. Tests are being made with a new technology for water softening by
reducing the Ca-ion concentration selectively, resulting in an increased Mg-/Ca-jon
ratio. Findings in fouling experiments indicate that building hot water heaters could
benefit from the adoption of this method. The reason for this assumption is that a
lower Mg-Ca-ion ratio probably reduces the mechanical strength of scale layers,
whereby the removal rate would increase.
1

Sammanfattning
Rapporten redovisar resultat av en internationell litteraturgenomgång och av
egna mätningar i fält och i fjärrvärmelaboratoriet ANSGAR vid Lunds Tekniska
Högskola. På denna bas diskuteras olika åtgärder som kan förebygga igenkalkning
och andra typer av försmutsning, främst i plattvärmeväxlare för abonnentcentraler.
Försmutsningsfenomenen är mycket komplexa, och därför finns endast delvis underlag
för att lämna handfasta rekommendationer.
I en tabell görs en sammanfattning av hur olika parametrar (vattentemperatur
mm) grovt sett påverkar olika typer av försmutsning: kalkutfällning, partikelförsmutsning
och mikrobiell försmutsning. Det är t ex relativt entydigt att högre vattentemperatur
ger större tendens till kalkutfällning, och att större strömningshastighet
minskar tendensen till partikelförsmutsning. Däremot kan större strömningshastighet
antingen minska eller öka tendensen till kalkutfällning, beroende på kalkens mekaniska
styrka. Ifall det finns partiklar inlagrade i kalken, verkar detta försvagande, varvid
avnötning till följd av skjuvkrafter från vattnet ökar vid högre strömningshastighet.
I laboratorieförsöken uppträdde vid låga strömningshastigheter lokal kalkutfällning
i kontaktpunkter mellan plattor. Detta pekar på möjligheter att minska försmutsningskänsligheten
genom att modifiera plattmönstren. Plattor som under lång tid varit
i drift i packningsförsedda plattvärmeväxlare i fält företedde olika typer av försmutsning,
i vissa fall koncentrerad kalkutfällning vid utloppet för tappvarmvatten.
Ett antal hellödda plattvärmeväxlare, som insamlats från flerårig drift vid olika
värmeverk i Sverige, undersöktes med endoskop och prestandatestades före och efter
rengöring. Det visade sig att växlarna endast var obetydligt eller måttligt försmutsade.
En kemiskt-mikrobiologisk analys genomfördes av ytan i ett flertal punkter på
varmvattensidan i en tvåstegskopplad fältabonnentcentral med packningsförsedda
plattvärmeväxlare. I genomsnitt tio gånger så hög mikrobiologisk aktivitet per ytenhet
mättes på packningar, jämfört med plattor. Detta resultat, kombinerat med
litteraturuppgifter (inte minst från England), ger underlag för att rekommendera att
gummipackningar ägnas ökad uppmärksamhet som möjligt näringssubstrat för mikroorganismer.
T ex kan värmeverken se till att äldre, mindre termostabila packningstyper
byts ut så fort som möjligt.
Rapporten redovisar olika förebyggande åtgärder i syfte att minska lokala övertemperaturer
som ökar tendensen till kalkutfällning. Ett stort (VVC-) flöde bör normalt
vara gynnsamt ur försmutsningsförebyggande synpunkt.
Inom dricksvattentekniken ägnas korrosionsförebyggande åtgärder f n stor uppmärksamhet.
Bl a pågår det ett projekt, som går ut på att sänka Ca-jonhalten i hårt
dricksvatten selektivt, så att Mg-/Ca-jonförhållandet ökar. Försmutsningsteorin pekar
på att detta kan minska kalkskikten i varmvattenberedare påtagligt, även vid måttlig
nedsättning av den totala hårdheten. Skälet är, att ett högre Mg-/Ca-jonförhållande
troligen minskar skiktens mekaniska styrka, varvid skiktuppbyggnaden bromsas.
2

Tabell Olika parametrars inverkan på försmutsningshastighet.
Table Influence of water parameters on various types of fouling
mechanisms.
3

Förord
Föreliggande projekt initierades av kontakter till Svenska Fjärrvärmeföreningen
FVF (som tidigare hade namnet Värmeverksföreningen, VVF) och Malmö Energi.
Projektet har finansierats av Värmeforsk (Stiftelsen för Värmeteknisk Forskning),
NUTEK och Malmö Energi. Till projektet knöts en styrgrupp med representanter från
Hetvattengruppen och Materialteknikgruppen inom Värmeforsk, liksom ledamöterna
i FVF:s Abonnentcentralgrupp.
Projektet syftar till att undersöka försmutsning av plattvärmeväxlare och på
grundval härav kunna ange metoder för att förebygga försmutsning av värmeväxlare i
fjärrvärme-abonnentcentraler. Parallellt med föreliggande projekt har det vid Fjärrvärmeutveckling
AB (Studsvik) löpt ett annat Värmeforskprojekt om eventuell skadlig
inverkan av metoder för rengöring av värmeväxlare i abonnentcentraler. Under
arbetets gång har det skett erfarenhetsutbyte mellan de båda projekten, men inte direkt
samarbete. Därutöver har det under projektet funnits ett stort antal kontakter med
personer inom fjärrvärmebranschen och med olika typer av materialteknisk, kemisk,
vattenteknisk och mikrobiologisk expertis.
Branschens erfarenheter av försmutsning har dels diskuterats vid styrgruppsmöten,
dels genom kontakter med ett antal företrädare från olika verk, bostadsföretag,
tillverkare mm. Civ.ing. Rune Blomqvist hade vänligheten att göra en enkätundersökning
hos Riksbyggens regionkontor och vidarebefordra en sammanställning av
svaren till oss.
Diskussioner har även förts med tillverkarna Alfa-Laval AB (som haft vänligheten
att låna ut rengöringsutrustning), Cetetherm AB och SWEP AB.
Vattentekniska och vattenkemiska frågeställningar har bl a diskuterats med företrädare
från Svenska Vatten- och Avloppsföreningen och Malmö Vatten- och Avloppsverk
och med professor Torsten Hedberg (CTH), tekn. dr. Bo Berghult (CTH),
professor A. Lindegaard-Andersen (DTU, Danmark), docent Kate Nielsen (DTU),
professor Harald Sverdrup (LTH), högskolelektor Bertil Holmberg (LTH) och dr.
Natalia Volkova (LTH).
FVF insamlade i ett tidigt skede hellödda värmeväxlare till oss från ett antal
svenska värmeverk. Från Malmö Energi har vi hämtat in fältobjekt för analys, främst
plattor och packningar från packningsförsedda plattvärmeväxlare i samband med
renoveringar utförda av Pump & Hydraulik AB i Malmö.
För kemiska analyser anlitade vi Force-Instituttet och DK-Teknik, båda i Köpenhamn.
För bakteriologiska analyser anlitade vi docent Lennart Larsson, institutionen
för medicinsk mikrobiologi vid Lunds Universitet.
Projektet leddes från början av civ.ing. Åke Narfgren, som sedermera övergått
till annan verksamhet. Vid provning i fjärrvärmelaboratoriet Ansgar har bl.a. civ.ing.
Dragutin Nikolic och dipl.-ing. Serguei Volkov biträtt på olika sätt.
Författarna vill härmed framföra sitt tack för hjälp och värdefulla synpunkter
från både nämnda och ej nämnda personer.
4

Innehållsförteckning
Sammanfattning ..................................................................................................... 2
Förord ..................................................................................................................... 4
Innehållsförteckning............................................................................................... 5
1 Problemet: värmeväxlarförsmutsning i abonnentcentraler för fjärrvärme .... 6
2 Olika typer av försmutsning.......................................................................... 11
3 Kalkutfällning ............................................................................................... 12
4 Partikelavlagring ........................................................................................... 18
5 Mikrobiell försmutsning ............................................................................... 20
6 Kvantifiering av värmeväxlarförsmutsning.................................................. 25
7 Termohydrauliska mekanismer i reglerade plattvärmeväxlare.................... 32
8 Empiriska undersökningar ............................................................................ 35
9 Försmutsningsförebyggande åtgärder........................................................... 66
10 Referenser...................................................................................................... 78
Bilagor .................................................................................................................. 84
5

1 Problemet: värmeväxlarförsmutsning i abonnent-
centraler för fjärrvärme
I abonnentcentraler finns ofta värmeöverföringsytor som skiljer fjärrvärmevattnet
från radiatorvatten, tappvarmvatten och eventuella ytterligare medier på sekundärsidan,
t ex hetvattenkrets för tvättork. Ifall dessa ytor försmutsas, på primär- eller
sekundärsidan, försämras värmeövergången. Detta kan få till följd att det i abonnentcentralen
inte går att upprätthålla tillräckliga värmeleveranser, eller att detta visserligen
går, men till priset att fjärrvärmetemperaturerna på primärsidan blir onödigt
höga.
I Sverige har det länge varit praxis [1] (referens i rapportens litteraturlista) att
man vid utläggning av värmeväxlare i abonnentcentraler dimensionerar med ett försmutsningstillägg,
för att kunna tillfredsställa dimensionerande temperaturprogram,
även om värmeväxlarna skulle försmutsas något. Försmutsningstillägget kvantifieras
till 1/Rf = 10 kW/m2 , där Rf är det största försmutsningsmotståndet som accepteras.
Detta sätt att kvantifiera försmutsningsmarginalen medför procentuellt större
tillägg på värmeöverföringsytan i plattvärmeväxlare än i t ex tubvärmeväxlare, som
från början har lägre värmegenomgångstal ko. Tillverkare av plattvärmeväxlare brukar
därför hävda att nämnda beräkningsmetod innebär en orättvis konkurrensnackdel
för deras produkter. Ett annat argument är, att plattvärmeväxlare hävdas vara mindre
benägna att försmutsas än tubvärmeväxlare [2].
Det är inte avsikten att i denna rapport som fokuserar plattvärmeväxlare, ta ställning
i denna klassiska (i och för sig viktiga) tvistefråga. Uppenbart är att många relevanta
argument kan föras fram. T ex har det på senare år utvecklats typer av tubvärmeväxlare
med en geometri som skall verka försmutsningsförebyggande.
Värmeväxlarförsmutsning i abonnentcentraler kan även medföra korrosion. Således
kan ojämn kalkutfällning på varmvattensidan i tubvärmeväxlare medföra
erosionskorrosion [3], i vissa fall med omfattande läckage mellan fjärrvärmevatten
och tappvarmvatten till följd. Plattvärmeväxlare är i allmänhet mindre utsatta för sådant
internt läckage mellan medier. Det är dock tänkbart, att kalkutfällningar kan
medföra skador på kopparlod i hellödda plattvärmeväxlare, men något sådant tycks
åtminstone än så länge inte ha visat sig i praktisk drift.
En tredje typ av problem som kan hänföras till ämnet försmutsning är mikrobiell
tillväxt [4]. Även om mikrobiell tillväxt eventuellt kan vara av betydelse för primärsidan
och på sekundärsidan i radiatorvärmeväxlare, är det främst varmvattenberedarens
sekundärsida som tilldrar sig uppmärksamhet i det här sammanhanget, på grund
av risken för tillväxt av Legionella-bakterier, som via dusch mm kan förorsaka allvarlig
sjukdom (Legionärssjuka, en typ av lunginflammation).
Då Legionella avdödas vid högre temperatur, har man på senare år i flera länder,
bl a Sverige, valt att höja tappvarmvattentemperaturen vid beredningen i abonnentcentraler
från 45 - 55 till 55 - 60 ºC [5]. Inom geografiska områden med hårt dricksvatten
ökar detta tendensen till kalkutfällning. En annan aspekt är, att det är sannolikt
att kalkutfällningar i varmvattenberedare kan befordra mikrobiell tillväxt, då kalken
bildar nischer med lokala tillväxtmiljöer för mikroorganismer.
6

Professor Folke Peterson, inst. för uppvärmnings- och ventilationsteknik, KTH i
Stockholm, rapporterade 1978 [6] resultat av fleråriga fältmätningar av värmeväxlarförsmutsning
vid ett flertal svenska värmeverk. Undersökningen avsåg huvudsakligen
olika typer av tubvärmeväxlare för varmvattenberedning, men även några plattvärmeväxlare
ingick i undersökningen. Olika metoder för rengöring av värmeväxlare behandlades,
medan försmutsningsförebyggande åtgärder endast berördes marginellt.
I arbetet ingick både orter med mjukt och hårt dricksvatten. I de flesta fallen observerades
efter några års drift försämringar av k-värdet (upp till 40%), även på orter
med mjukt dricksvatten (t ex Göteborg). Kemiska analyser av smutsskikten visade,
att man på primärsidan huvudsakligen fick magnetit, Fe3O4, och på sekundärsidan
kalk, CaCO3, där ibland partiklar fanns inlagrade.
k-värdenas försämring följdes från år till år. I några fall fanns så pass klara tendenser
till avtagande försmutsning, att förloppen föreföll vara asymptotiska, dvs att
försmutsningen kunde antas efterhand avstanna helt. I andra fall föreföll betydande
försmutsning fortfarande pågå efter flera års drift. Generellt sett var mätnoggrannheten
och observationsperioden inte tillräckliga för att med säkerhet fastställa om förloppen
var asymptotiska eller av en annan karaktär.
Den svenska fjärrvärmebranschen har den erfarenheten [8], att omfattningen av
försmutsning av värmeväxlarytor är starkt kopplad till dricksvattnets hårdhet, se
fig. 1. På orter med mjukt eller relativt mjukt dricksvatten menar man i regel inte att
försmutsningsproblemet är särskilt allvarligt; kalkutfällning förefaller man inte se i
någon större utsträckning på dessa orter. Mindre allvarlig magnetitförsmutsning har
man däremot i många nät, oavsett dricksvattnets sammansättning.
Rengöring av värmeväxlare kan medföra avnötning eller direkt skada på värmeväxlaren,
ett ämne som nyligen har behandlats i ett svenskt projekt [9] vid
Fjärrvärmeutveckling AB. Även på orter med mjukare dricksvatten tycks det inte
vara ovanligt att värmeväxlare i abonnentcentraler rengörs, med möjlig påverkan av
värmeväxlaren och åtföljande reducerad livslängd till följd. Bl.a. av det skälet är fenomenet
värmeväxlarförsmutsning av intresse även utanför områden med hårt
dricksvatten.
Vid ett antal värmeverk belägna främst i Skåne, i Uppland och på Gotland, har
man hårt dricksvatten och har alltid haft betydande problem med kalkutfällningar i
abonnentcentraler, inom hushållen mm. I abonnentcentralerna drabbas naturligtvis
varmvattenberedarnas sekundärsidor, men inte så sällan även sekundärsidan i radiatorvärmeväxlare,
på grund av att hårt ledningsvatten använts för påfyllnader i radiatorsystemen.
Malmö i Skåne är en av de svenska orter som har relativt hårt dricksvatten.
Malmö Energi har i ett 5-årigt projekt "Fjärrvärme 90" [10] framgångsrikt arbetat
med att sänka fjärrvärmenätets temperaturnivå, genom införande av ny taxa med
ekonomiskt avkylningsincitament, tillsammans med andra åtgärder. Vid genomgångar
av abonnentcentralerna visade det sig att rengöring av värmeväxlare var en av
de viktigaste åtgärder som måste göras för att förbättra avkylningen.
7

Fördelning av hårdhet hos dricksvatten i Sverige.
Swedish potable water hardness, geographical distribution.
Baserat på provtagning 1989 från kommunala verk. Därutöver finns många små vattenverk,
huvudsakligen utanför tätorter.
Källa: ”Vattenbeskaffenhet 1989”. Svenska Vatten- och Avloppsverksföreningen.
Till vänster: Histogram, uppdelat på verk som tar grundvatten respektive ytvatten.
(Antalet prov är något mindre än totala antalet kommunala vattenverk).
Till höger: Geografisk fördelning, kommunvis.
Based on sampling 1989 from municipal water works. In addition. There are many small
water works, mainly outside the towns.
Source: ‘Water Quality 1989’, published by Svenska Vatten- och Avloppsverksföreningen.
Left: 2 histogrammes, one for ground water works and one for surface water works (number
of samples is somewhat smaller than total number of municipal water works).
Right: Geographical distribution of hardness in terms of Swedish municipalities.
8

Kalkutfällning, som på engelska kallas för scaling, är ett sedan gammalt känt fenomen,
som varit föremål för undersökningar inom många tillämpningsområden. Ett
sådant är kalkutfällning i turbinkondensorer. Det finns därför en omfattande litteratur
om detta scaling och andra typer av fouling (försmutsning), där fjärrvärmetillämpningen
endast skymtar ganska perifert.
Försmutsning var tills för c:a 10 år sedan ett ämne som man hade mycket sämre
grepp om än andra fysikaliska fenomen av betydelse för värmeväxlares funktion.
Detta speglas t ex i titeln på en numera klassisk artikel från 1972: "Fouling: The
Major Unresolved Problem in Heat Transfer" [11]. Tack vara framförallt ett stort antal
senare amerikanska och några tyska undersökningar, som utnyttjats i denna studie,
är läget en del klarare idag. Likväl tvingas man fortfarande konstatera, att värmeväxlarförsmutsning
ibland är ett nyckfullt fenomen. En del i sammanhanget viktiga fysikaliska
mekanismer och kvantitativa samband har man fått grepp om. Det är dock
även uppenbart att det vid värmeväxlarförsmutsning kan uppträda fenomen som man
i dagsläget inte kan beskriva i detalj. Exempelvis kan strukturen och hårdheten hos
utfällda kalkskikt variera på ett lynnigt sätt med driftsomständigheterna. Kristallstrukturen
påverkas av temperatur, bildningshastighet mm. Föroreningar (partiklar
mm) kan inlagras i kalken och därvid försvaga skiktet.
I Danmark, där dricksvattnet är hårt på de flesta orter, uppträder omfattande
kalkutfällning i varmvattensystemen, i synnerhet i ackumulerande beredare. Även
stora, fjärrvärmeanslutna fastigheter har i Danmark ofta ackumulerande beredare.
Några värmeverk, t ex Århus Kommunale Værker [12], föredrar däremot genomströmningsberedare,
därför att man menar att detta ger mindre problem med kalkutfällningar.
I Danmark är mjukvattenfilter o.d. utrustning för kemisk behandling av
dricksvatten förbjudna att installera i fastigheter, bl a med hänvisning till risken för
bakterietillväxt i sådan utrustning [13].
I ett flertal fall har man i danska varmvattenberedare även påträffat organiska
beläggningar på varmvattensidan [14]. Dessa beläggningar, som kraftigt kan
försämra värmeöverföringen, förefaller bildas av termofila bakterier, dvs bakterier
som har optimum vid högre temperaturer än t ex Legionella. Enligt vad som hitintills
framkommit ur analyser av detta fenomen, rör det sig som bakterier av släkten
Thermus eller Bacillus. Organiska beläggningar av denna typ förefaller inte ha
observerats i Sverige. Närvaro av termofila Thermus-bakterier i varmvattensystem
har däremot beskrivits i amerikansk litteratur [15].
I Tyskland gavs 1991 ut en VDI-Richtlinie "Vermeidung von Schäden durch
Steinbildung in Wassererwärmungs- und Warmwasserheizungs-Anlagen" [16]. I normens
inledning sägs, att problemet har särskild aktualitet på grund av att Legionellaprevention
fordrar höjning av tappvarmvattentemperaturer från äldre praxis.
I Holland har vattenverkens forskningsinstitut KIWA genomfört omfattande
studier av kalkutfällning i varmvattenberedare och annan utrustning [17]. Som ett
resultat härav har man formulerat ett kalkutfällningsindex, som kvantifierar den
potentiella kalkutfällningen i varmvattenberedare, utifrån dricksvattnets kemiska
analys.
Statens Bakteriologiska Laboratorium i Sverige publicerade 1993 en kartläggning
av förekomsten av Legionella i svenska vattensystem [18]. Undersökningen
omfattade ett tiotal orter och innefattade provtagningar ända från vattenverk till
9

varmvattenkranar i fastigheter. Undersökningen visade, att Legionella grovt sett tycks
uppträda med samma frekvens i fjärrvärmeanslutna fastigheter som i fastigheter med
andra typer av uppvärmningsform. En annan slutsats, som är särskilt intressant i föreliggande
sammanhang, är att den mikrobiella tillväxten relativt ofta kunde lokaliseras
till varmvattenberedaren. Tillväxt hittades inte enbart i ackumulerande beredare, utan
kunde även kopplas till genomströmningsberedare. Detta överensstämmer med tyska
undersökningar [19].
Det är tänkbart, att gummipackningar i packningsförsedda plattvärmeväxlare för
beredning av tappvarmvatten kan utgöra näringssubstrat för mikroorganismer, bl a
Legionella. Även om packningsförsedda plattvärmeväxlare de senare åren trängts tillbaka
på marknaden, till förmån för hellödda plattvärmeväxlare, finns det enligt vår
uppfattning anledning att uppmärksamma denna möjlighet, då många redan installerade,
packningsförsedda plattvärmeväxlare sannolikt fortfarande kommer att vara i
drift under en lång tid framöver.
Både värmeverk och tillverkare av plattvärmeväxlare tillkännager att de har
intrycket, att hellödda plattvärmeväxlare, som i några fall varit i drift i 10 år vid det
här laget, i mindre grad än de packningsförsedda plattvärmeväxlarna och tubvärmeväxlare
verkar ha tendens att försmutsas [20]. Om denna observation är riktig,
och om den verkligen beror på en mindre försmutsningsbenägenhet, är detta naturligtvis
intressant. De flesta tillverkare av plattvärmeväxlare förefaller emellertid inte
ha någon säker förklaring på denna i så fall lyckade egenskap hos de hellödda
värmeväxlarna. Förklaringen kan vara den enkla, att de hellödda växlarna i mindre
utsträckning än äldre, packningsförsedda växlare blivit utsatta för hårt vatten och
höga driftstemperaturer. Det framstår som en angelägen uppgift att granska detta
spörsmål närmare och till exempel utföra jämförande laboratorieförsök under
kontrollerade förhållanden.
Den till synes enkla lösningen på kalkutfällningsproblemet, att centralt i
vattenverket nedsätta dricksvattnets hårdhet, är i praktiken rätt komplicerat. Vattenverksbranschen
har i ett flertal länder, därunder Sverige, varit återhållsam med
avhärdning, då hårdhet i vattnet förebygger korrosion i vattenledningarnas järnrör. På
senare år har man emellertid uppmärksammat ökad korrosion i kopparrör i fastigheter
inom områden med hårt dricksvatten. Vattenverksbranschen håller därför på att
ompröva sin inställning i frågan. Även om det kanske i många fall endast blir frågan
om att nedsätta hårdheten några grader dH, kan den förebyggande effekten i varmvattenberedare
bli påtaglig.
Vatten- och Avloppverksföreningen har initierat ett stort projekt vid två
institutioner vid CTH i Göteborg och vid ett antal svenska vattenverk, där inverkan
av hårdhet, alkalinitet mm på korrosion studeras [21], [22].
10

2 Olika typer av försmutsning
Försmutsningsfenomen i abonnentcentraler för fjärrvärme kan lämpligen delas in
i följande tre huvudtyper:
- Kalkutfällning
- Partikelavlagring
- Mikrobiell försmutsning
Kalkutfällning (ett specialfall av kristallisationsförsmutsning) är främst aktuell
på varmvattensidan i varmvattenberedare, men kan som nämnts även uppträda på
sekundärsidan i radiatorvärmeväxlare, i så fall ofta blandat med magnetitförsmutsning.
Kalken torde i dessa fall härstämma från hårdhet i obehandlat dricksvatten
som fyllts på radiatorsystemet.
Då kalkutfällning uppträder i varmvattenberedare, domineras beläggningen
normalt av kalken. I många fall finns dock även andra ämnen i kalken, t ex järnoxider
som kan ge kalken en röd-brun nyans.
Partikelavlagring avser främst bildandet av magnetitskikt, på primärsidan i alla
typer av värmeväxlare, och på sekundärsidan i t ex radiatorvärmeväxlare.
Grundmekanismen är, att syre som trängt in i de slutna primär- och
sekundärkretsarna oxiderar olegerat eller låglegerat stål (rörledningar mm), varvid det
bildas fina magnetitpartiklar, som följer med strömmen och avlagras på värmeöverföringsytor
mm. Eventuellt kan utfällning av löst magnetit från vätskan bidraga till
skiktuppbyggnaden på värmeöverföringsytor.
Mikrobiell tillväxt kan uppträda både i vätskan och på fasta ytor. Ofta rör det sig
om komplexa system med ett flertal typer av mikroorganismer, oorganiska och
organiska ämnen i ett samspel. Inom anglosaxisk facklitteratur används beteckningen
"biofilms" om ytbeläggningar med mikroorganismer.
11

3 Kalkutfällning
Kalkutfällning och annan kristallisationsförsmutsning brukar uppträda på ytor,
ifall den kemiska jämvikten för ett löst salt rubbas så att det finns ett tillräckligt stort
överskott av salt i förhållande till dess löslighet.
I varmvattenberedare värms kallt vatten från dricksvattennätet. Olika tungt
lösliga, hårdhetsbildande salter, främst CaCO3, har minskande löslighet vid högre
temperatur, man säger att de har negativ löslighetskoefficient. Många mer lösliga
salter, t ex NaCl, har tvärtom positiv löslighetskoefficient.
Andra potentiellt hårdhetsbildande salter, som kan uppträda i dricksvatten är:
- Mg(OH) 2, MgCO3, Mg2(OH) 2CO3 och andra magnesiumsalter
- CaSO4 jämte dess hydrerade motsvarigheter, bl a gips, CaSO .½ 4 H2O - SiO2, dvs kisel, jämte CaSiO3 och andra silikater
Vilka salter som i ett aktuellt fall fäller ut, beror på koncentrationen av de olika
positiva och negativa jonerna, och av lösligheten för de olika salterna vid aktuell
temperatur, pH mm. Gips och andra sulfatsalter brukar inte fälla ut i någon större
utsträckning i dricksvattensystem, beroende på att koncentrationen av sulfatjoner är
låg, t ex mycket lägre än i havsvatten. Det samma gäller silikater, vilka t ex brukar
uppträda i höga koncentrationer i geotermiskt vatten.
I dricksvattensystem är det främst CaCO3 och i viss mån Mg-salter som är
aktuella som hårdhetsbildare. Mängden Mg-salter som fälls ut brukar vara väsentligt
mindre än mängden CaCO3, då Mg-jonkoncentrationen är lägre än Ca-jonkoncentrationen,
och då Mg-salterna har större löslighet vid aktuella pH-värden i
dricksvatten.
CaCO3 har låg löslighet i vatten. Vatten kan likväl innehålla betydande mängder
löst Ca, tack vare att löst CO2 tillsammans med vatten bildar bikarbonatjoner, HCO -
3
, vilka löser Ca mycket bättre än vad CO --
3 gör. Man får härvid den kemiska
jämvikten:
12
CaCO 3 + CO 2 + H 2O ⇔ Ca ++ + 2 HCO 3 - (1)
Denna jämvikt är en del av det klassiska karbonatsystemet, som inom kemin
finns väl kartlagt i sina grundformer. Vi kommer inte här att redogöra för detta i
detalj, men återger endast några huvuddrag som är viktiga för den fortsatta
diskussionen av kalkutfällning.
CO 2 kan i vatten uppträda kemiskt bunden i 3 former: H 2CO 3, HCO 3 -
(bikarbonat) och CO 3 -- . Proportionerna mellan dessa tre beror på pH. Vid pH mellan
7 - 9, som i första hand är aktuellt för dricksvatten, dominerar HCO 3 - gentemot de
båda andra.
CO 2 kallas ofta för kolsyra, som egentligen är H 2CO 3, och som CO 2 kan bilda
tillsammans med vatten. Inom dricksvattenkemin brukar man kalla den mängd CO 2
som finns kemiskt bunden på högersidan i jämvikten i (1) för "bunden kolsyra". Den
mängd, som ingår på vänstersidan kallas "tillhörande, fri kolsyra". När vattnet inte är

i jämvikt med karbonat, kan det därutöver finnas "marmoraggressiv, fri kolsyra", dvs.
överskjutande, i vattnet löst CO2. Om mängden fri kolsyra precis motsvarar den kemiska jämvikten, har man vad
som kallas för ett jämviktsvatten. Vid högre kolsyrehalt är vattnet korrosivt och
kalklösande. Vid underskott på kolsyra i förhållande till jämvikten har man i stället
ett kalkfällande vatten.
140
Fri CO2
mg/l
120
100
80
60
40
20
0
pH
6.0
6.2
6.4
6.5
6.6
80˚ C
6.7
60˚ C
0 5 10 15 20 25
Hårdhet, dH˚
Fig. 2 Tillmans diagram.
Tillman´s diagramme.
40˚ C
6.8
17˚ C
6.9
10˚ C
13
pH
7.0
7.1
7.2
7.4
7.6
7.8
8.0
8.2

Ett klassiskt diagram som återger dessa förhållanden är Tillmans diagram, se
fig. 2. Abskissan är här karbonathårdheten, dvs. koncentrationen av Ca-joner. Ett
traditionellt mått på hårdheten är antalet tyska hårdhetsgrader, ºdH. Definitionen är,
att 1ºdH motsvarar 10 mg CaO / liter. Ordinatan i figuren är den totala mängden fri
kolsyra.
I diagrammet finns jämviktskurvor för olika temperaturer. Ovanför jämviktskurvorna
är vattnet aggressivt, under kurvorna är det fällande. Man ser, att ju högre
temperaturen är, dess större blir det kalkfällande området under jämviktskurvan.
I diagrammet finns även kurvor för olika pH. Ju högre pH är, dess mer kalkfällande
blir vattnet under jämviktskurvorna.
Inom vattenledningstekniken eftersträvar man i allmänhet att dricksvattnet är lätt
kalkfällande, då ett stabilt kalkskikt erfarenhetsmässigt förebygger korrosion på
vattenledningarna, som i stor utsträckning är stålrör. Man måste alltså räkna med, att
dricksvatten i varmvattenberedare ofta är kalkfällande redan vid kallvattentemperaturen.
Det betyder att vid uppvärmningen blir det ännu mer kalkfällande.
Om kalkutfällning sedan faktiskt uppträder beror på en rad förhållanden, som
ligger utöver jämvikten. Dels kan olika ämnen i vattnet inhibera utfällningen, dels
kan förloppet i beredaren gå så fort, att jämvikt inte hinner utbildas.
Det finns ett stort antal mått som karakteriserar kalkutfällningstendensen för
dricksvatten. Det klassiska måttet, som ansluter till Tillmans diagram, är Langeliers
index:
14
LSI = pH - pHs
Enligt LSI jämförs aktuellt pH med jämvikts-pH (index s från engelskans:
saturation) vid aktuell hårdhet mm. I pHs ingår även (den totala) alkaliniteten,
TALK. Denna definieras inom vattenkemin som den mängd H + -joner som fordras för
att neutralisera de basiska jonerna i vattnet. Grovt sett är alkaliniteten ett mått på
koncentrationen av bikarbonatjoner. Högre hårdhet fordrar därför högre alkalinitet
för att jämvikt skall råda. Inom den vattenkemiska litteraturen finns både enklare och
mer noggranna formler för beräkning av LSI.
Om LSI är positiv är vattnet kalkfällande, och tillståndet ligger under aktuell
jämviktskurva i Tillmans-diagrammet.
Ett annat mått är CCPP, som står för: Calcium Carbonate Precipitation Potential. Det
definieras som [23]:
CCPP = 50.000 (TALK - TALKs) (i mg CACO 3 / liter) (3)
där index s står för "saturation" på samma sätt som i ekvation (2).
LSI är enbart ett mått på hur långt ett visst vatten ligger från jämviktsförhållanden.
CCPP är dessutom ett mått på hur mycket kalk som potentiellt kan fällas
ut. Så har holländska undersökningar [17] visat på en god korrelation mellan CCPP 90
(CCPP vid 90 ºC) och graden av problem med kalkutfällning inom olika delar av
Holland.
(2)

Preferensen för CCPP som det bästa måttet stöds av den svenska erfarenheten
[8] att varmvattenberedare inom områden med mjukt dricksvatten förefaller kunna gå
mer eller mindre fria från kalkutfällning under långa drifttider, även om
kalkjämvikten måste rubbas kraftigt åt det kalkfällande hållet.
Ytterligare ett förhållande pekar i denna riktning:
Enligt Schock [23] sjunker pH vid högre vattentemperatur. Hårda vatten med
hög alkalinitet är så pass buffrade att denna pH-ändring endast blir liten. Men i vatten
med låg alkalinitet kan pH-värdet t ex sjunka från 8.5 vid 15ºC till 7.5 vid en
temperaturhöjning till 55ºC. Denna pH-effekt motverkar den av temperaturhöjningen
orsakade lägre lösligheten för CaCO3. I extremfall kan lösligheten t o m öka vid en
temperaturhöjning.
Utöver förhållanden som kan härledas ur karbonatjämvikten finns en rad
förhållanden som har påvisats ha betydelse för mängden kalk i varmvattenberedare
mm. Här nedan kommer vi att peka på några av de mekanismer som förefaller vara
viktigast.
Inhibitor-verkan har redan nämnts. En särskilt intressant inhibitor är Mg, vilken
ju i sig själv är en potentiell kalkbildare, fast i mindre grad än Ca. Den inhiberande
verkan av Mg finns belagd i vetenskapliga försök och nämns i åtskilliga referenser,
bl.a. [24].
Vid VAV-verket i Malmö [25] pågår pilotförsök med hårdhetsnedsättning som
ett led i det tidigare omtalade, av Vatten- och Avloppsverksföreningen initierade,
stora projektet om korrosion i svenska dricksvattensystem. Hårdhetsnedsättningen
sker enligt en fällningsmetod, som sänker Ca-koncentrationen, men inte Mgkoncentrationen.
Därvid ökar det ursprungligen låga Mg/Ca-förhållandet, kanske upp
till storleksordningen 1. Det uppges att avsikten är att sänka hårdheten några tyska
hårdhetsgrader, knappast mer än så. Motivet till hårdhetssänkningen är främst, att
man uppmärksammat problem med koppar i avloppsslam till följd av korrosion i
fastigheternas kopparrör (både kall- och varmvattenledningar). I försök har man
påvisat att lägre hårdhet, kombinerat med lägre alkalinitet och justering av pH kan
reducera kopparutfällningen.
Skälen till att man endast avser sänka hårdheten några ºdH är, att man vill
upprätthålla den korrosionsskyddande effekten i järnrören, och man inte vill riskera
att okontrollerade kemiska förlopp utlöses i det dricksvattennät som under många år
drivits med relativt hårt vatten. På grund av den inhiberande verkan av Mg förefaller
det tänkbart, att även den planerade måttliga sänkningen av Ca-koncentrationen kan
ge en markant minskning av kalkutfällningen i varmvattenberedare.
En fråga som har stor betydelse för hur tjocka kalkskikt man får i varmvattenberedare
är kalkens mekaniska styrka. Denna är i sin tur beroende av ett flertal
faktorer, varav man känner till några, men inte alla. Ju svagare kalken är, dess större
blir den av strömningen förorsakade avnötning på uppbyggda skikt, och dess mer
begränsas skiktens tillväxt.
CaCO 3 uppträder i 3 olika kristallina former kallade: calcit, aragonit och vaterit.
Medan den sistnämnde formen knappast uppträder i någon större utsträckning i
varmvattenberedare, möter båda förstnämnda kristallformer, ofta tillsammans i ett
kalkskikt, men i olika proportioner. Calcit utgörs av tunna, plattliknande kristaller,
15

som är hårda. Aragonit bildar trådformade kristaller som sitter ihop i knippliknande
strukturer, vilka lättare än calcitkristallerna slits sönder av skjuvkrafter från vattnet.
Makroskopiskt verkar aragoniten därför mjuk. Den ovan påtalade inhiberande
effekten av Mg, liksom inhiberande effekt av Fe, uppges bero på att bildandet av
calcit blockeras.
Överhuvudtaget finns en tendens, att ju mer vattnets kemi liknar ett rent
karbonatsystem, dess hårdare blir kalken. Vid försök med kalkutfällning i
vattensystem för kyltorn [11] har man visat, att mindre rent vatten gav svagare skikt,
som vid inspektion i mikroskop konstaterades innehålla partiklar inneslutna i kalken.
Ett annat exempel ur litteraturen är en undersökning [26], där det visades att kalkskikt
på vanligt konstruktionsstål blev betydligt svagare än skikt som under jämförbara
förhållanden utbildades på koppar. Skälet antogs vara, att korrosionsprodukter
från stålskiktet förorenade kalken.
Ytterligare en orsak till försvagade kalkskikt kan enligt litteraturen [27] vara, att
hög skjuvspänning vid en värmeöverföringsyta kan medföra att en del av kristallerna
bildas i själva vätskan, ett fenomen som kallas för sekundär, heterogen kristallbildning.
I den mån sådana kristaller sedan fastnar på ytan, tenderar detta göra kalkskiktets
struktur porös och därmed svag.
Förutom att kalkskiktets struktur inverkar på dess styrka, påverkas värmeledningsförmågan.
Ren kalciumkarbonat och ren kalciumsulfat har högre värmeledningstal
än vatten. Därmed kommer ökad porösitet att medföra mindre värmeledningstal
för en porös kalkstruktur. Sambandet mellan skikttjocklek och värmegenomgångsmotstånd
är således inte entydigt.
Ett fenomen som möjligen spelar stor roll för kalkutfällning i varmvattenberedare,
men som är föga utrett, är bildande av gasbubblor, eller kavitation. I de
flesta moderna arbeten om kalkutfällning behandlas denna fråga endast marginellt.
Flera författare pekar dock på, att en del av den CO2 som bildas vid kalkutfällning
enligt ekvation (1) kan övergå i gasform, och att detta kan påverka diffusionen i
gränsskiktet.
Ett gammalt tyskt arbete [28] från 1930, som professor A. Lindegaard-Andersen
vid Danmarks Tekniske Universitet, Fysisk Laboratorium, fäst vår uppmärksamhet
på, fokuserar gasbubblorna på ett annat sätt. I vatten finns ofta större eller mindre
bubblor av t ex CO2 eller O2. Om en sådan bubbla sitter fast på den värmeöverförande
ytan, kan värmetillförseln från ytan öka gasmängden i bubblan, varvid den
växer. Sitter bubblan tillräckligt länge, kan förångning av H2O och CO2 in i bubblan
orsaka kalkutfällning i gränsytan. Denna kalkutfällning, som observerades direkt och
fotograferades i de gamla tyska studierna, får form av små ringar med ytterdiametrar
av samma storleksordning som bubblorna. För att begränsa tillväxten av sådana
kalkringar, rekommenderar det tyska arbetet hög strömningshastighet, eftersom detta
begränsar tiden en bubbla kan sitta fast på ytan.
I en skrift [29] om magnetisk vattenbehandling har Lindegaard-Andersen själv
utvecklat hur kavitation kan spela en avgörande roll för kalkutfällning: Kavitation
kan t ex förorsakas av högt tryckfall i en kanal. Från vätskan kan CO 2 löst i vätskan
diffundera in i en ångbubbla. Om det i anslutning till bubblan finns en fast partikel (t
ex en Fe-partikel), kan den därvid lokalt rubbade karbonatjämvikten medföra, att
16

CaCO3 fälls ut på partikeln. Därvid kan mängden kalk som fälls ut på en anslutande
värmeöverföringsyta förväntas minska.
Dricksvatten luftas på vattenverken, bl a för att fälla ut Fe och Mn. Därför
innehåller dricksvatten i regel löst CO2, O2 och N2. Man måste då räkna med att
bubblor bildas vid uppvärmningen i en varmvattenberedare, kanske redan i början av
uppvärmningsförloppet.
Möjligheten att bubblor på det ena eller andra sättet är av betydelse för kalkutfällning
talar för att välja höga strömningshastigheter i varmvattenberedare.
17

4 Partikelavlagring
Den typ av partikelavlagring som främst är aktuell i abonnentcentraler är
magnetitförsmutsning på primärsidan av värmeväxlare och på sekundärsidan i
radiatorvärmeväxlare. Annars är magnetitförsmutsning i fjärrvärmesystem främst
ökänd i samband med felvisningar i mekaniska flödesmätare och i magnetiskinduktiva
flödesmätare, där magnetitskikt på linern i mätsektionen kan medföra
kortslutning eller andra förödande elektromagnetiska fenomen.
Magnetit, Fe3O4, är i syre- och kolsyrefattigt vatten den vanligaste formen av
oxiderat järn. I grundvatten brukar Fe vara löst som ferrihydrogenkarbonat,
Fe(HCO3) 2. I vattenverken fäller man Fe genom att syrsätta vattnet, varvid
ferrihydrogenkarbonat ombildas till Fe(OH) 3, "trevärt" järn, som är rostbrunt och
mycket svårlösligt, och som därför i huvudsak kan filtreras bort innan vattnet skickas
ut på dricksvattennätet.
På grund av icke-fullständig filtrering och på grund av korrosion i ledningsnätet
brukar dricksvatten likväl innehålla små mängder Fe i fast eller löst form.
Kalkavlagringar i varmvattenberedare är ofta färgade, i många fall troligen av små
mängder inblandat, trevärt järn. Är denna förorening av kalken tillräckligt stor, kan
kalken försvagas, varvid det blir lättare för vätskans skjuvkrafter att nöta bort kalken.
Andra Fe-förbindelser som kan uppträda i vatten är tvåvärt järn, Fe(OH) 2, och
hämatit, Fe2O3, antingen i ren, eller i hydrerad form.
Det har tidigare påtalats, att det inte är säkert att magnetitförsmutsning enbart är
ett partikelavlagringsfenomen, då magnetit har en viss, ehuru låg, löslighet i vatten
och därför kan tänkas fälla ut på värmeöverföringsytor. Lösligheten är beroende av
temperatur och pH. Vid pH = 9 - 10 har lösligheten ett minimum kring 60 ºC. Detta
innebär en möjlighet till utfällning, både från varmare fjärrvärmevatten till
primärsidan av värmeöverföringsytor, och från kallare flöden till sekundärsidorna.
Den dominerande mekanismen vid magnetitförsmutsning av värmeöverföringsytor
i abonnentcentraler borde dock vara partikelavlagring. De transportmekanismer
som finns vid ren partikelavlagring har undersökts ingående i olika arbeten, inte
minst av Müller-Steinhagen [30], som i laboratorieexperiment använt Al2O3-partiklar suspenderade i heptan, just för att i möjligaste mån få fram renodlade fall av
partikelavlagring, utan störande kemiska fenomen mm.
Partikeltransporten från vätskan till värmeöverföringsytan kan beskrivas som en
diffusionsprocess, där en sjunkande partikelkoncentration från bulk-flödet in mot den
värmeöverförande ytan är den drivande kraften.
Om vi förutsätter turbulent flöde, kan diffusionen delas upp i ett förlopp som
äger rum i det turbulenta gränsskiktet och ett annat förlopp inom det tunna, sublaminära
skiktet nära ytan. I det turbulenta gränsskiktet pågår ett impulsutbyte
vinkelrätt mot ytan, vilket påskyndas av slumprörelser i vätskan. I det sublaminära
skiktet finns flera olika möjliga transportmekanismer som bl a beror på
partikelstorleken.
Mycket små partiklar av submikron storlek (dvs. mindre än 1 mikrometer)
transporteras i det sublaminära skiktet av Brownsk diffusion. För större partiklar
18

tillkommer ballistisk transport, dvs partiklarnas tröghetskraft räcker ibland till för att
"slunga" dem genom det sublaminära skiktet.
För tillräckligt stora partiklar och tillräckligt långsamma flöden kan dessutom
sedimentation uppträda, dvs transport driven av gravitationen, där partiklarna sjunker
neråt och slutligen avlagras på en uppåtvänd yta. Då plattvärmeväxlare i abonnentcentraler
i regel monteras med vertikala plattor, spelar sedimentation säkert normalt
ingen nämnvärd roll för försmutsningen av själva värmeöverföringsytorna. Möjligen
kan sedimentation ibland förorsaka ackumulering i botten av en värmeväxlare.
Däremot måste gravitationens inverkan på magnetitpartiklar i själva fjärrvärmenätet
anses vara orsaken till att magnetitförsmutsning på primärsidan i abonnentcentraler
förefaller utvisa en koncentration till abonnentcentraler belägna i lågpunkter
i fjärrvärmenät.
En ytterligare transportmekanism som kan uppträda vid partikelavlagring är
termofores. Den innebär diffusion av partiklar i en temperaturgradients riktning, från
varmare mot kallare tillstånd. Betydelsen av termofores ökar med minskande
partikelstorlek och med ökande densitetsskillnad mellan partiklar och fluid. Den är
därför främst aktuell för fasta partiklar i gasflöden. Termofores förefaller dock inte
helt kunna uteslutas som en bidragande mekanism vid partikelavlagring i abonnentcentraler.
Frågan om i vilken utsträckning, och hur pass fast partiklar fastnar på en yta har
av olika forskare behandlats framgångsrikt utifrån teorier för kolloidala system mm,
där man bl a studerar elektrostatiska krafter mellan partiklar och mellan partiklar och
en yta [31]. Därvid har man bl a kommit fram till ett intressant experimentellt
samband mellan partikeldeposition och pH: Depositionen sjönk med pH, för att helt
sluta vid ett pH kring 9.5.
Inom fjärrvärmetekniken har man länge rutinmässigt doserat fjärrvärmevatten
med NaOH eller en annan bas, för att höja pH något. Ett huvudskäl till detta är, att
basiskt fjärrvärmevatten minskar tendensen till korrosion i nätet.
Ifall de experiment som pekar på minskande tendens för partiklar att fastna på en
värmeöverföringsyta går att överföra på fjärrvärmenät, kan detta vara ytterligare en
anledning till att använda ett relativt högt pH för fjärrvärmevatten. Valet av pH måste
i så fall naturligtvis sammanvägas med andra skäl som kan tala för att inte gå allt för
högt med pH.
Inom detta arbete har det inte varit möjligt att gå djupare in i teorin bakom denna
frågeställning. Vi har emellertid fått ta del av en praktisk erfarenhet [31] som pekar
på att det kan ligga något i att högt pH motverkar magnetitförsmutsning: De regionala
fjärrvärmebolagen CTR och VEKS i Köpenhamnsregionen har i sina system ett
flertal stora, packningsförsedda plattvärmeväxlare som skiljer det regionala transitledningsnätet
från lokala distributionsnät som drivs av olika huvudmän. Renovering
och rengöring av de stora plattvärmeväxlarna har varit kostsam. Genom att ställa krav
om högre pH har man framförallt fått några sekundärsystem med relativt låga pH att
höja sina värden. Magnetitförsmutsningen av värmeväxlarna har som en följd härav
minskat markant.
19

5 Mikrobiell försmutsning
Allt sedan de stora koleraepidemierna på mitten av 1800-talet har det i industriländerna
funnits en stor medvetenhet om betydelsen av att begränsa närvaro av
mikroorganismer i dricksvatten. Bakteriehalterna i dricksvatten regleras och övervakas
därför sedan länge av vattenverk och hälsovårdsmyndigheter.
Det förefaller vara så att man utan djupare reflektion utgått ifrån, att varmvatten
som bereds med dricksvatten av hög bakteriologisk kvalitet bör vara oproblematisk
ur mikrobiologisk synpunkt.
Det har därför kommit som en överraskning på senare år, att det i varmvatten för
hushållsändamål kan uppträda besvärliga mikrobiella fenomen och därav förorsakad
allvarlig sjukdom. Man har inte beaktat att uppvärmningen kan medföra en dramatisk
tillväxt av mikroorganismer. Sett i backspegeln borde fenomenet kanske inte vara så
överraskande. När det gäller livsmedel är det ju välkänt att rumstemperatur och högre
temperatur kan öka bakterietillväxten jämfört med kylskåpstemperatur.
Det problem som man främst blivit medveten om är den 1976 upptäckta
bakterien Legionella, som har visat sig uppträda allmänt i naturen, och som genom
tillväxt i kylvattensystem för kyltorn, varmvattenanläggningar mm kan infektera
människor. Bakterien kan ge upphov, dels till den allvarliga legionärssjukan, en typ
av lunginflammation, dels till den influensaliknande sjukdomen Pontiac Fever, som
brukar ha ett milt förlopp och som därför sällan diagnosticeras. I Sverige registreras i
storleksordningen 50 fall av legionärssjuka varje år. I genomsnitt något av dessa
diagnosticerade fall har dödlig utgång.
Det anses troligt att en icke försumbar, dock knappast dominerande, andel av alla
lunginflammationer förorsakas av Legionella, utan att diagnosen legionärssjukdom
normalt ställs. Vid okomplicerade lunginflammationer är det nämligen inte rutin att
genomföra den rätt omfattande undersökning som behövs för att kunna fastställa
eventuell legionärssjukdom. Man får alltså räkna med att det finns ett betydande
mörkertal.
Legionella har visat sig vara vanlig i varmvattensystem - den återfinns i storleksordningen
var tionde till varannan tappvattenkran. Halterna är dock normalt låga och
anses därför inte i allmänhet utgöra en större hälsorisk, utom för vissa grupper av
svaga personer, och då särskilt människor som av någon anledning har nedsatt
immunförsvar. Sjukhus (i synnerhet sådana som har transplantationsavdelningar) har
därför anledning att vara särskilt uppmärksamma på risken för Legionella-infektion.
Nyligen (sensommaren 1994) uppträdde i ett bostadsområde i Malmö en mindre
Legionella-epidemi [33], där man genom provtagning från varmvatten enligt uppgift
kunde fastställa att just varmvattnet varit smittkällan.
I fjärrvärmenät är temperaturen normalt för hög för tillväxt av Legionella. Dessutom
brukar fjärrvärmenät vara slutna. Spridning av Legionella från varmvattensystem
i byggnader är därför inte ett specifikt fjärrvärme-problem. Då Legionella
tillväxer fortast i ljumma vatten, är problemet däremot särskilt aktuellt i samband
med värmeförsörjningssystem där man har energitekniska och ekonomiska incitament
att driva system med låga systemtemperaturer. Detta gäller både många fjärrvärmesystem
och t ex värmepumpsystem.
20

Den av Statens Bakteriologiska Laboratorium i 1993 publicerade kartläggningen
[18] av Legionella i Sverige har tidigare omnämnts. Denna studie utpekade både
fastighetsinterna distributionssystem och varmvattenberedare som ställen för
Legionella-tillväxt. Halter av bakterien fanns i såväl ackumulerande varmvattenberedare
som i genomströmningsberedare. Det är rimligt att anta, att i det senare
fallet tillväxt skett i själva värmeväxlarna, även om dessa inte undersöktes i detalj.
Även tyska undersökningar har visat att tillväxt kan äga rum i genomströmningsberedare
[19]. Detta är i motsats till en äldre uppfattning, enligt vilken risken skulle
vara liten i genomströmningsberedare, som vattnet passerar relativt snabbt under
uppvärmningen.
Upptäckten av Legionella 1976 var en medicinsk sensation, som sedan dess givit
upphov till ett stort antal vetenskapliga undersökningar och ett flertal internationella
konferenser, som ägnats speciellt åt denna bakterie. Man vet därför idag ganska
mycket om dess medicinska effekter, om själva mikroorganismen och om dess
ekologi.
Bland insiktsfulla bedömare råder det ganska stor enighet om att tekniska
ansträngningar måste riktas främst mot att förebygga Legionella-tillväxt, och att rengöring
av varmvattensystem, beredare mm kan vara en befogad, kompletterande
åtgärd. Däremot förefaller det inte möjligt att med filter e.d. allmänt förhindra att den
i naturen vanliga Legionella-bakterien tränger in i dricksvatten- och varmvattensystem.
En viktig parameter är varmvattentemperaturen, då tillväxten för Legionella är
starkt temperaturberoende, se fig. 3 och 4. Den första figuren visar hur en
Legionella-population minskar med tiden, med olika temperaturer som kurvparameter.
Den andra figuren visar den med tecknen räknade tillväxthastigheten som
funktion av temperaturen. Under c:a 20 ºC är bakterien vilande, dvs den förökar sig
inte eller mycket långsamt; den avdödas dock inte heller av låga temperaturer. Mellan
c:a 20 och c:a 45 ºC tillväxer Legionella, med ett maximum i närheten av människans
kroppstemperatur. Över c:a 45 ºC avdödas bakterien; avdödningen blir allt mer
effektiv ju högre temperaturen är.
Det är detta samband man tagit fasta på, när man i olika länder höjt kraven till
tappvattentemperatur i normer, branschanvisningar mm. När man förr ibland använde
45ºC eller ändå lägre temperatur, i energisparsyfte eller för att förebygga skållningsrisk,
måste detta idag ur medicinskt-mikrobiologisk synpunkt anses som olämpligt.
Ytterligare en faktor, som inte uppmärksammats särskilt mycket i den allmänna
Legionella-debatten talar för höga varmvattentemperaturer:
I vetenskapliga undersökningar [34] har det påvisats, att Legionella har den för
bakterier i allmänhet ovanliga egenskapen, att den kan invadera amöbor, man säger
att den kan uppträda som en transcellulär parasit. Därvid kan amöban skydda bakterien
från ogynnsamma miljöförhållanden, t ex i samband med klorering. Dessutom
kan bakterien föröka sig inom amöban, så att det vid senare bristning av amöban kan
frigöras stora bakteriemängder.
21

22
Koncentration av legionella (cfu/ml vatten)
10
10
10
10
10
1
5
4
3
2
58 ˚C
54 ˚C
50 ˚C
46 ˚C
0 1 2 3 4 5 6
Tid [h]
Fig. 3 Temperaturinflytande på avdödning av Legionella (efter [67]).
The effect of temperature on the death rate of Legionella (from [67]).
Förökningshastighet av legionella
Avdödningshastighet av legionella
10 20 30 40 50 60 70 ˚C
Letargi Tillväxt Avdödning
Fig. 4 Överlevnad av Legionella-bakterier vid olika temperaturnivåer (efter [67]).
The effect of temperature on Legionella growth and death rates (from [67]).
Detta förhållande kan vara av stor betydelse, då det i dricksvatten ofta finns
amöbor, som inte i sig är hälsofarliga (patogena), men som indirekt ändå kan vara det
på grund av sambandet med Legionella. Då amöbor avdödas vid tillräckligt hög
vattentemperatur, kan val av hög temperatur tänkas ta bort amöbornas skyddande
verkan på Legionella. Tyvärr har vi inte tillgång till kurvor för amöbor motsvarande
fig. 3 och 4. Allmän biologisk litteratur tyder dock på, att de flesta amöbor avdödas

vid temperaturer som i vart fall inte ligger väsentligt över vad som gäller för
Legionella.
Även om temperaturkurvor för Legionella och överväganden om amöbor i sig
klart talar för höga varmvattentemperaturer, måste man i konkreta fall vid temperaturval
väga in andra faktorer. När det gäller distributionstemperaturen i varmvattensystemet
måste skållningsrisken beaktas. Vid själva varmvattenberedningen finns
inom områden med hårt dricksvatten risken för kalkutfällning att ta hänsyn till.
Där dricksvattnet är hårt kan man t o m tänka sig, att tidvis höga temperaturer i
varmvattensystemen kan öka problem med Legionella, det vill säga verka rakt
motsatt vad man förväntar sig utifrån fig. 4. Kalken kan nämligen bilda små nischer,
där Legionella kan tänkas gynnas av att näringssubstrat ansamlas, och att det i
nischen byggs upp ett litet ekologiskt system, med samverkan mellan olika typer av
mikroorganismer. Tillväxten av sådana system är allmänt bekanta inom den
mikrobiella ekologin.
Prioriterar man Legionella-prevention högt, kan man möjligen påfordra
avhärdning av hårt dricksvatten till varmvattenberedare, där råvattnet är hårt. Men
detta fordrar ytterligare många överväganden. I diskussionen i avsnitt 9.2 återkommer
vi till frågan om avhärdning.
När det gäller förebyggande av Legionella-tillväxt bör man förutom temperaturvalet
överväga valet av material i varmvattenberedare m fl komponenter som
kommer i kontakt med varmvattnet. Denna aspekt har tyvärr kommit något i
skymundan i diskussionen, som ibland fokuserar ensidigt på temperaturvalet. Det har
nämligen påvisats, att flera typer av polymerer kan verka som näringssubstrat för
Legionella och andra mikroorganismer. Inte minst Londons dricksvattenbolag,
Thames Water Authority, har genomfört ingående undersökningar av olika materials
egenskaper i det här avseendet [35].
T ex har man kunnat konstatera, att O-ringar av naturgummi, trots liten volym,
har kunnat förorsaka kraftig tillväxt av Legionella. Olika polymera material har helt
olika benägenhet att uppträda som näringssubstrat. I två fall, där materialbeteckningen
är den samma, t ex EPDM-gummi, kan benägenheten vara olika, då EPDM
inte är en entydig kemisk beteckning, utan halten av olika beståndsdelar kan variera
från fall till fall, beroende på aktuell tillverkningsprocess mm. Det finns en British
Standard [36] som anger metoder för provning av material i dricks- och varmvattensystem
för mikrobiell tillväxt.
I packningsförsedda plattvärmeväxlare i abonnentcentraler används gummipackningar.
Idag sätter man oftast in packningar av EPDM, som har visat sig vara mer
temperaturbeständig än butyl, som ofta användes förr. I vissa fall används nitril. Det
finns anledning att undersöka, om dessa material kan utgöra näringssubstrat för bakterier,
särskilt Legionella. Risk för tillväxtstimulering kan tänkas föreligga, i synnerhet
i förvärmare för tappvarmvatten, där man har långa drifttider med temperaturer i
närheten av det optimala för tillväxt. Ett annat riskställe kunde vara ställen i plattvärmeväxlara
nära utloppet, där lokalt stagnerande strömning i kombination med
relativt hög temperatur ger kalkutfällning intill en gummipackning.
Förutom Legionella vet man att en stor mängd andra typer av bakterier kan
uppträda i dricks- och varmvatten. De flesta av dessa bakterietyper är troligen harmlösa.
En patogen vattenbakterie, som framförallt är känd från simbassänger, är
23

Pseudomonas aeruginosa, som bl a är en vanlig orsak till oröninflammation. Denna
bakterie har ett något lägre tillväxtintervall, än vad som gäller för Legionella, se
tabell 1.
24
Organism: Temp.intervall:
(ungefär)
Problem:
Legionella 20 - 45°C Legionärssjuka
Pontiac Fever
Amöbor - 55°C(?) Värd för Legionella
Termus 40 - 85°C Biofilm, sämre k-värde
Endotoxiner, allergier
Desulfotomaculum
nigrificans
30 - 65°C Lukt p g a H2S Pseudomonas aeruginosa 5 - 42°C Biofilm, sämre k-värde
Olika humaninfektioner
(bl a öroninflamation)
Tabell 1 Skadliga mikroorganismer i varmvatten.
Table 1 Various sorts of harmful microorganisms in hot water.
En tredje bakterietyp är Thermus. Denna bakterie jämte bakterien Bacillus har
man hittat i danska varmvattenberedare, där den ibland lett till tjocka organiska
beläggningar med kraftigt nedsatt värmegenomgång till följd [14], [37]. Dessa
bakterier tillhör gruppen av termofila bakterier, vilka har högre temperaturintevall än
de tidigare nämnda. Termofila bakterier har främst påträffats i geotermiska källor.
Det finns i litteraturen uppgifter om att Thermus identifierats i tappvarmvatten i
amerikanska hus [15].
Även om problemet med termofila bakterier i varmvattenberedare inte verkar
vara allmänt erkänt, är det alltså i vart fall inte ett exklusivt danskt fenomen.
Huruvida termofila bakterier kan uppträda i t ex svenska varmvattenberedare är det
svårt att ha någon uppfattning om, då ingen förefaller ha undersökt frågan.
De termofila bakterierna tycks inte vara hälsofarliga på samma drastiska sätt som
Legionella. Däremot finns förmodanden om, att de kan förorsaka allergier eller allergiliknande
symptom, som påminner om vad som är känt från vissa typer av bakterier
som utgör arbetsmiljöproblem. Orsaken kan vara, att de termofila bakterier avger endotoxiner,
med låg giftighet men i stora doser. I Sverige uppträdde för en del år sedan
sådana symptom, som kallades för "badsjuka" [38]. Det ansågs att orsaken troligen
var mikrobiell, men något säkert samband med specifika mikroorganismer gick inte
att fastställa.

6 Kvantifiering av värmeväxlarförsmutsning
Tack vara ett stort antal forskningsarbeten har man på senare år lyckats
formulera kvantitativa försmutsningsmodeller, som åtminstone delvis stämmer bra
med experiment. Som bakgrund till den senare diskussionen av förebyggande
åtgärder skall vi här göra ett försök att sammanfatta några huvudresultat och
överväganden från denna forskning.
De flesta försmutsningsmodeller bygger på Kern & Seatons grundmodell som
formulerades första gången 1959 [39]. Enligt denna modell tecknas den vid en given
tidpunkt ackumulerade smutsmängden (räknad per yt- och tidsenhet) på värmeöverföringsytan
som skillnaden mellan en depositionsterm och en avnötningsterm:
m · f = m· d - m · r
Den vid en given tidpunkt ackumulerade smutsmängden mf ger upphov till ett
värmegenomgångsmotstånd:
R f = 1/k - 1/k o
som medför att k-värdet minskar från ursprungsvärdet ko. För man in skiktets tjocklek s, dess densitet ρ och värmeledningsförmåga λ, kan
man skriva:
R f = s/λ (6)
m · f = s ρ (7)
m · f = ρ λ R f
Förlopp av partikelförsmutsning kan ofta beskrivas ganska väl med följande
enkla antaganden:
m · d = konst. v
m · r = konst. v 2 s (10)
Är strömningshastigheten konstant, är depositionstermen enligt ekv. (9) konstant
över tiden, medan avnötningen kommer att avtaga omvänt proportionellt med
skikttjockleken. s kommer att öka asymptotiskt enligt ett exponentialförlopp. När
processen har pågått tillräckligt länge, är m · f lika stor som m · , och skikttjockleken har
d
då nått ett asymptotiskt värde. Detta gäller även Rf, vars asymptotiska värde tecknas
*
Rf .
(4)
(5)
(8)
(9)
25

Då hastigheten inverkar på m · d i första potens och på m · f i andra potens, minskar
*
Rf med ökande v. Tillväxten (dRf / dt) t=0 i början av förloppet ökar däremot med
ökande v, se fig. 5.
Ofta föregås den branta ökningen i försmutsningen i inledningen av ett
asymptotiskt förlopp (tid = 0 i fig. 5) av en initierings- eller inkuberingsfas, då
förmutsningsmotståndet till en början ökar mycket långsammare, eller inte alls.
26
R f
(d R f /dt) t=0
ökande v
tid [s]
Fig. 5 Tillväxtförlopp av smutsskikt beroende på strömningshastigheten.
Growth of fouling resistance for various flow velocities.
Ibland observerar man under initieringsfasen t o m att försmutsningsmotståndet
R f blir lite negativt. Detta kan förklaras med, att punktvis försmutsning ökar
turbulensen och därmed värmeövergångstalet. Så länge endast en liten del av den
totala ytan täcks av smuts, kan den åtföljande bättre värmeövergången på de rena
delarna av ytan mer än kompensera för de begränsade, lokalt ökade försmutsningsmotstånden.
Det enkla 1. potenssambandet för m · d bygger på, att masstransporten till ytan
styrs av diffusionsförlopp, vilka påskyndas av ökande v, som ökar turbulensen i
gränsskiktet. Mera allmänt har det visat sig, att många typer av diffusionsförlopp
karakteriseras av potenssambandet:
R *
f
m · d = konst. v p , där p = 0.8 - 1.0 (11)
Det kvadratiska sambandet mellan m · r och v är naturligt, om man betänker att
tryckfall och därmed den skjuvkraft som vätskan utövar på smutsskiktet, vid
turbulent strömning ökar kvadratiskt med strömningshastigheten.
Som bekant är detta samband något svagare vid lägre Reynoldstal, då
turbulensen inte är fullt utbildad. Beskrivningen blir därför mer allmängiltig, om man
tecknar:
m · r = konst. v q s, där q = 1.75 - 2.0 (12)

Den avnötning, som man observerar från partikulära smutsskikt, brukar vara
betydligt högre än vad man kan beräkna genom att jämföra skiktets styrka med de
skjuvkrafter som motsvaras av tryckfallet. Diskrepansen kan emellertid förklaras
med, att det i den turbulenta strömningen längs ytan uppträder "turbulent bursts", i
form av "mikrotornadon", i ständigt nya, godtyckliga punkter på ytan. Därvid
koncentreras strömningskrafterna till dessa punkter, där smutsen virvlas upp, med
påföljande transport in i vätskan.
vägg laminärt gränsskikt
v
c
}
F
c f
c s
T
} f
T F
koncentrationer
temperaturer
Fig. 6 Inverkan av olika parametrar vid kristallisationsförsmutsning.
Parameters influencing crystallisation fouling.
Även i fallet kristallisationsförsmutsning, speciellt hårdhetsutfällning, uppträder
konvektiv diffusion i gränsskiktet som en viktig mekanism, som driver smutsdepositionen.
Därutöver finns det på ytan ett kristallisationsmotstånd som hämmar utfällningen,
se fig. 6.
Denna kombinerade mekanism kan beskrivas med de båda ekvationerna:
m · d = β (c F - c f) (13)
m · d = k R (c f - c s) n (14)
cF är här jon-koncentrationen i vätskan, cf är den lägre koncentration, som finns nära
värmeöverföringsytan, medan cs är mättnadskoncentrationen vid rådande temperatur
m.fl. parametrar som inverkar på cs. Diffusionskoefficienten β är proportionell mot v upphöjd till 0.8 - 1.0, analogt
med ekvation (11) ovan.
Man brukar förutsätta att exponenten n, vilken anger kristallisations-reaktionens
ordning, ligger mellan 1 och 2.
Medan depositionen per tidsenhet i det enklare fallet, som beskrivs av ekvation
(11) ständigt ökar med v, innebär ekvationerna (13) och (14) i stället ett förlopp med
ett asymptotiskt gränsvärde vid stora v, se fig. 7. Vid små v dominerar den
konvektiva diffusionen, medan kristallisationsmotståndet dominerar vid stora v.
27

Konstanten k R är främst temperaturberoende. Det är således känt, att
kalkutfällning i varmvattenberedare ökar relativt kraftigt med yttemperaturen.
Allmänt har det visat sig, att den från kemin kända Arrheniusekvationen för
reaktionshastigheter ger en bra kvantifiering av sambandet mellan k R och
yttemperaturen T s:
kR = konst. exp (-E / R Ts) (15)
där E är aktiveringsenergin, R är gaskonstanten, och Ts är yttemperaturen.
28
log R* f
max R* f
log v [m/s]
Fig. 7 Asymptotiskt försmutsningsmotstånd, Rf*, vid olika strömningshastigheter.
Asymptotic fouling resistance Rf* as a function of flow velocity.
I fallet kalkutfällning har Hasson [40] och senare författare lyckats prediktera
depositionstermen med god experimentell överensstämmelse i fall med känd hårdhet,
pH, dimensioner, strömningshastighet mm. I dessa arbeten ställer man upp de
kemiska jämvikterna i karbonatsystemet, och diffusionskoefficienter härledes utifrån
en analogi med den välkända teorin för konvektiv värmeövergång, baserad på
dimensionslösa tal. Reynoldstalet återkommer i diffusionsfallet, medan Nusselttalet
ersättes med ett Sherwood-tal, Sh, vilket har karaktären av en dimensionslös
diffusionskoefficient β.
Det finns experiment som förefaller styrka, att avnötningen även vid kristallisationsförsmutsning
beror av strömningshastigheten och av skikttjockleken enligt ett
samband av typ ekvation (10). Den ökade avnötningen vid större skikttjock kan bl.a.
förklaras utifrån hållfasthetslärans teori om felställen i material.
För partikelförsmutsning har det visat sig, att den i fig. 5 visade tendensen, att
det asymptotiska försmutsningsmotståndet Rf* ökar med strömningshastigheten, allmänt
stämmer väl med experiment, både för tub- och plattvärmeväxlare.
Novak [41] från Alfa-Laval AB visade i en serie mätningar av försmutsning i
plattvärmeväxlare utsatta för biologisk försmutsning, att högre strömningshastighet
påtagligt minskade försmutsningen. Antagligen kan detta förklaras med, att biologiska
smutsskikt har relativt liten mekanisk styrka.

Beträffande kalkutfällning är sambandet mindre entydigt. Enligt den enkla
försmutsningmodellen skall man få ett linjärt samband i ett dubbelt-logaritmiskt
diagram, se fig. 8, men även andra förlopp redovisas i litteraturen.
Watkinson et. al. [42] & [43] fick i försök med kalkutfällning inuti tuber med
och utan olika typer av turbulenshöjande ytförstoring, förlopp med ett maximum i det
dubbellogaritmiska diagrammet. Maximat låg vid hastigheter i storleksordningen v =
0.5 - 1 m/s. Kommentarerna till försöken antyder dock, att man inte alla gånger varit
säker på att man vid låga hastigheter verkligen hunnit komma fram till det
asymptotiska försmutsningstillståndet.
.
md .
m d
~ v 0.8-1.0
Rent transportfall
Kristallisation -
gränsfall
v [m/s]
Fig. 8 Deponeringshastighet vid försmutsning beroende på försmutsningsmekanism.
Deposition rates for two extreme types of fouling mechanisms.
Cooper et.al. [44] redovisar resultat för kalkutfällning i plattvärmeväxlare i kylsystem,
där det asymptotiska försmutsningsmotståndet inom hela hastighetsintervallet
v = 0.15 - 0.9 m/s entydigt minskar med ökande hastighet. Den allmänt
lägre hastighetsnivån är naturlig med tanke på det högre strömningsmotståndet i
plattvärmeväxlare, jämfört med tuber.
En förklaring till minskande asymptotiskt försmutsningsmotstånd vid låga
strömningshastigheter skulle kunna vara (partiell) laminarisering av flödet, då detta
minskar exponenten q i avnötningstermen enligt ekvation (12). Å andra sidan skulle
ökad bubbeltillväxt i vattenvärmare vid låg strömningshastigheter kunna ge en
tendens i motsatt riktning. Som tidigare framhållits, måste man även räkna med att
strömningshastigheten på flera olika sätt kan tänkas inverka på smutsskiktets styrka.
Beträffande tendensen, att asymptotiskt försmutsningsmotstånd minskar vid
höga strömningshastigheter är mätresultaten i litteraturen relativt entydiga. För de
praktiska slutsatserna om dimensionering och drift (som vi återkommer till i avsnitt
9) är det viktigt, om man verkligen vågar lita på att detta samband gäller generellt.
Många av de i litteraturen återgivna resultaten för värmeväxlare avser kylvattensystem.
Detta gäller bl a den ovan citerade referensen [43] som behandlar plattvärmeväxlare.
Såsom bl a påpekats av Taborek et.al. [11], finns en allmän tendens,
att kylvatten är mindre rent än ledningsvatten i tappvattensystem. Därvid blir
kalkskikten i allmänhet svagare i kylvattensystem. I varmvattenberedare kan det
29

finnas en risk, att den utfällda kalken är så hård, att avnötningen blir mycket liten.
Detta kan i sin tur medföra, att asymptotisk försmutsning inte hinner utbildas, då
kanalerna i värmeväxlaren efterhand helt eller delvist pluggar igen. I värsta fall kan
en ökad strömningshastighet tänkas medföra, att ett sådant tillstånd utbildas tidigare
och att ökad strömningshastighet således har rakt motsatt effekt, jämfört vad man
väntar sig utifrån fig. 8.
Hur stor risken för sådana ogynnsamma samband är, borde klarläggas genom
systematiska försök.
I tabellform har gjorts ett försök att sammanfatta litteraturuppgifter mm
beträffande olika väsentliga parametrars inverkan på de tre olika typerna av
försmutsningsförlopp som vi valt som indelningsgrund för förloppen i abonnentcentraler
(tabell 2).
I tabellen karakteriserar pilarnas riktning åt vilket håll en given parameter
huvudsakligen verkar: Pil uppåt innebär att större parametervärde ökar försmutsningen,
medan pil neråt innebär inverkan åt motsatta hållet. Dubbla pilar, streckade
pilar mm innebär mindre klara samband, enligt diskussionen nedan.
I fig. 5 såg vi, att ökad strömningshastighet kan påskynda initial försmutsning,
men minska den asymptotiska försmutsningen. Redan här finns alltså en komplikation.
Pilarna i tabellen avser främst den asymptotiska försmutsningen.
30
Tabell 2. Olika parametrars inverkan på försmutsningshastighet
Table 2. Influence of water parameters on various types of fouling
mechanisms
För enkelhetens skull betecknas de olika sambanden med K1... 4, P1 ... 4
respektive M1 ... 4. Dessa 12 fall kommenteras i tur och ordning:
K1: Det har ovan påtalats att högre yttemperatur ökar kalkutfällningstendens, då
eventuell övermättnad därvid ökar. Dessutom ökar reaktionshastigheten vid kristall-

ildningen. Pilen pekar därför klart uppåt i detta fall. En liten brasklapp: Det finns
litteraturuppgifter om att högre temperatur kan ge hårdare kalk, vilket skulle kunna
medföra en tendens i motsatt riktning.
K2: I enlighet med fig. 8.
K3: Högre pH förskjuter karbonatjämvikten i kalkfällande riktning, så länge pH
inte överstiger c:a 9, vilket normalt gäller för dricksvatten. Vid höga pH är sambandet
tvärtom.
K4: Eftersom koncentrationsgradienten in mot den värmeöverförande ytan är en
drivande mekanism, är pilen entydig i det fallet. Sannolikt ökar kalkens renhet vid
högre vattenhårdhet. Detta förstärker i så fall den med pilen visade tendensen, då avnötningen
blir mindre, om kalken är hård.
P1: Det finns undersökningar som pekar på att Arrhenius-sambandet (15) kan
vara styrande även vid partikelförsmutsning, på samma sätt som vid kristallisationsförsmutsning.
Detta innebär att pilen pekar uppåt, som i tabellen. Ett svagt samband
i denna riktning stöds av våra egna fältobservationer. Emellertid finns även litteraturuppgifter
[45] som redovisar experiment med motsatt tendens. En möjlig förklaring
uppges vara att högre temperatur kan medföra en dehydreringseffekt på partiklar,
som därvid kan fastna i mindre utsträckning på ytan. I den mån magnetitavsättningen
sker som resultat av en utfällningsreaktion, kan detta medföra positiv eller negativ inverkan
av högre temperatur, beroende på aktuell yttemperatur och pH.
P2: Enligt diskussionen ovan om kvantifiering av försmutsningsförlopp är pilen i
det här fallet relativt entydig.
P3: Pilen neråt bygger på mindre korrosion i fjärrvärmenät vid högre pH och på
experiment som tyder på att magnetit har mindre tendens att fastna på ytor, ifall pH
är relativt hög (enligt diskussionen i avsnitt 4).
P4: Samma kommentar som till K4.
M1: Olika mikroorganismer tillväxer optimalt vid olika temperaturer. Den i sammanhanget
särskilt uppmärksammade bakterien Legionella har optimum vid 30 - 40
ºC och avdödas över c:a 45 ºC (fig.4). Därför den fullstreckade pilen pekande neråt i
tabellen. Termofila bakterier har optimum vid högre temperatur. För dessa kan
därför en hög varmvatten- /yttemperatur betyda ökad tillväxt.
M2: Legionella och andra bakterier som gynnas av olika typer av näringssubstrat
har en tendens att tillväxa i stillastående vatten, där sediment tenderar fälla ut på
ytan. Andra bakterier kan emellertid gynnas av hög strömningshastighet. Dessutom
kan större eller mindre strömningshastighet påverka utbildandet av biofilm på
värmeöverföringsytor på många komplicerade sätt.
M3: Olika bakterier har olika optimala pH. Dessutom får man även i det här fallet
räkna med olika inverkan på komplicerade system med biofilm.
M4: Pilen pekar uppåt, men sambandet är mindre entydigt än för K4 och P4.
31

7 Termohydrauliska mekanismer i reglerade plattvärmeväxlare
Smutstillväxten påverkar flödes- och temperaturfördelningen i en värmeväxlare.
Då värmeväxlare i abonnentcentraler är reglerade, måste man även räkna med ett
samspel mellan försmutsningen och regleringen. Nedan skall vi diskutera dessa
komplicerade mekanismer med fokusering på plattvärmeväxlare.
I värmeväxlare med en likformig strömning och värmetillförsel över hela ytan
kan man förvänta sig en likformig smutstillväxt. Detta kan t ex vara fallet i
värmeväxlare där det värmeavgivande mediet är kondenserande ånga. Finns det
dessutom en reglermekanism som kompenserar för försmutsningen på så sätt att den
överförda värmeeffekten hålls konstant, hålls även smutsytans temperatur ungefär
konstant. Förutsätter man, att smutsskiktets tjocklek är liten i förhållande till
strömningstvärsnitten, kan man förvänta sig att smutsdepositionen per tids- och
areaenhet är konstant. Om netto-skikttillväxten sedan blir konstant eller asymptotiskt
avtagande, beror på skiktets mekaniska styrka, avnötningen mm (enligt avsnitt 6).
I värmeväxlare i abonnentcentraler är mediernas temperatur utmed ytan inte
konstant. I varmvattenberedare är yttemperaturen på sekundärsidan högst vid
utloppet, där kalkutfällningen därför blir kraftigast. I praktiken ser man flera varianter
av denna tendens:
- det finns ett kalkskikt utmed hela ytan, men tjockleken ökar gradvist från
inloppet
- kalkskiktet börjar vid en viss gräns och ökar därefter gradvist
- det finns ett ställe, där kalkskiktets tjocklek ökar dramatiskt
Dessutom kan man påträffa fall där kalken helt blockerar varmvattenströmningen.
I (det teoretiska fallet) en oreglerad värmeväxlare för varmvattenberedning
kommer utgående varmvattentemperatur och yttemperaturen på kalken vid utloppet
att sjunka efterhand. I en sådan beredare kan man därför förvänta sig, att kalktillväxten
efterhand förskjuts bort från varmvattenutloppet, för att slutligen avstanna
helt, även om avnötningen är obefintlig.
Normalt är varmvattenberedare emellertid termostatreglerade. Därför kompenseras
det ökade värmegenomgångsmotståndet med ett större primärflöde. Även i det
fallet kan man förvänta sig en tendens att kalktillväxten efterhand ökar på större avstånd
från varmvattenutloppet, men kalkdepositionen vid utloppet kommer inte att
avstanna i samma grad som i fallet oreglerad värmeväxlare.
I plattvärmeväxlare kommer man vid tillräckligt kraftig försmutsning att få en
inverkan på försmutsningsförloppet av minskande strömningstvärsnitt. Asymptotiska
kalkskikt brukar t ex vara någon tiondels till några mm tjocka, vilket kan jämföras
med typiska plattavstånd om 1 - 5 mm.
Hålls flödet i en kanal konstant, medför kanalförträngningen större strömningshastighet.
Enligt Kern & Seatons försmutsningsmodell ökar därvid avnötningen, varvid
kanalförträngningen bör minska den asymptotiska skikttjockleken. I varmvattenberedare
med ökande skikttjocklek mot utloppet på sekundärsidan bör den ökade avnötningen
vid kanalförträngning dessutom verka utjämnande på fördelningen av
skiktet utmed ytan.
32

Försmutsningsförloppet i en värmeväxlare kan dessutom påverkas av diverse
lokala fenomen i olika punkter av värmeöverföringsytan:
I tubvärmeväxlare kan ytförstoringar, t ex kamflänsar, ge upphov till "hot spots"
på sekundärsidan, dvs punkter med lokalt högre yttemperatur. I varmvattenberedare
kan man i sådana punkter räkna med ökad tendens till kalkutfällning.
I plattvärmeväxlare torde lokalt ökad försmutsning främst uppkomma p g a
lokala hastighetsvariationer. Dessa kan delas in i:
- ojämn flödesfördelning mellan olika parallella kanaler
- lokal stagnation inom en kanal
- hastighetsvariationer på mikroplanet
Ojämn flödesfördelning mellan parallella kanaler kan t ex förorsakas av tryckfall
i fördelningskammare. Denna tendens ökar med antalet plattor och är större vid Ukoppling
än vid Z-koppling, där utloppet ligger på motsatt sida om inloppet. I princip
kan även tillverkningstoleranser medföra ojämn flödesfördelning mellan kanaler,
men då pressning av plattor normalt sker med hög precision, spelar detta problem i
allmänhet mindre roll för plattvärmeväxlare än för olika typer av tubvärmeväxlare.
I klassiska tubvärmeväxlare av shell-and-tube typen finns betydande stagnationszoner
i hörnen vid vändplattorna, där ökad försmutsning kan uppträda. I plattvärmeväxlare
är flödesfördelningen jämnare.
Värmeväxlarplattor är normalt försedda med 4 portar. I en given kanal tjänstgör
den ena av dessa som inloppsport, den andra som utloppsport, medan de båda sista
portarna är blockerade - de ingår i stället i portar för grannkanaler. I packningsförsedda
plattvärmeväxlare åstadkommes blockeringen genom att packningen skiljer
porten från flödet mellan packningarna. Intill packningen vid de blockerade portarna
kan lokal stagnation uppträda. Detta gäller i synnerhet när in- och utloppsporten
sitter på samma sida. Diagonal strömning över plattan, från inlopps- till utloppsport,
ger en jämnare fördelning. Ytterligare förbättrad fördelning av flödet kan uppnås
genom att förse plattmönstret i närheten av portarna (utanför det korrugerade
mönstret, där den huvudsakliga värmeövergången sker) med ett fördelningsmönster,
dvs. kanaler som pekar in mot porten.
Hastighetsvariation på mikroplanet kan bl a uppstå på grund av lokal separation
med recirkulerande flöde i strömningen utmed värmeöverföringsytan i en
värmeväxlare. På senare år har detaljerade experiment med visualiseringar av flödet i
plattvärmeväxlare påvisat detta fenomen, som representerar en ineffektivitet i
utnyttjandet av värmeöverföringsytan [46]. Fenomenet kan även förklara den
empiriska observationen, att tjockleken av kalkskikt i plattvärmeväxlare ofta är
betydligt större i botten av korrugeringarna, jämfört med toppen.
Lokal stagnation på sekundärsidan bör minska avnötningen och verka höjande på
yttemperaturen, dels därför att värmeövergångstalet blir mindre, och dels därför att
flödet som skall transportera bort överfört värme lokalt blir mindre.
Tendenser till ojämn fördelning av värmeväxlarförsmutsning kan förväntas bli
särskilt allvarliga, ifall försmutsningen återverkar på värmeövergången och flödesfördelningen
på ett sådant sätt att det uppstår självförstärkande förlopp.
33

Ökad smutsdeponering i en utav flera parallella kanaler kan minska den del av
det totala flödet som går genom denna kanal, dels på grund av minskad
strömningsarea, dels på grund av större ytråhet till följd av försmutsningen. Om
ytråheten inte minskar, bör strömningshastigheten emellertid vara oförändrad, då den
bestäms av tryckfallet. Då är det svårt att tänka sig någon självförstärkande obalans
mellan kanalerna. Om större försmutsning däremot leder till ökad ytråhet, kan strömningshastigheten
minska, vilket i sin tur kan öka försmutsningen etc, varvid ett
självförstärkande förlopp kan tänkas. Sambandet mellan smutsmängd och ytråhet är
alltså en central parameter vid bedömning av risken för självförstärkande förlopp.
Om det gäller kalkutfällning i parallella kanaler, finns som tur är en
stabiliserande effekt: Om kalkskiktet av någon anledning skulle växa kraftigare i en
given kanal, kommer skiktets yttemperatur att bli lägre i denna kanal, vilket dämpar
utfällningen i just denna kanal.
Även det kvadratiska sambandet mellan tryckfall och flöden verkar i stabiliserande
riktning på fördelning av flödet mellan kanalerna. Vid låga flöden i
värmeväxlare kan övergång till laminär strömning minska denna stabiliseringseffekt.
För plattvärmeväxlare inträffar sådan laminarisering emellertid först vid mycket låga
flöden.
När det gäller fördelningen av försmutsningen inom en given kanal är det svårare
att genomskåda vilka 2- eller 3-dimensionella fenomen som kan tänkas ge upphov till
självförstärkande förlopp.
Vid små flöden kan gravitationseffekter ge ojämn flödesfördelning, både mellan
kanaler och inom en kanal, och därmed snedfördelning av försmutsning. Då plattvärmeväxlare
normalt monteras med vertikala plattor, kan man förvänta sig problem
av denna typ vid flöden som är så låga, att densitetsskillnader mellan in- och utlopp
ger en "skorstensverkan" av samma storleksordning som tryckfallet på grund av
strömningsmotstånd i kanalerna.
34

8 Empiriska undersökningar
Inledning
I kap. 7 har inverkan av termohydrauliska fenomen på försmutsning av
värmeväxlarytor diskuterats. För att försöka verifiera därvid framförda teoretiska
antaganden och försöksresultat erhållna på annat håll har empiriska undersökningar
genomförts inom projektets ram. Värmeväxlare som varit i drift i fjärrvärmeinstallationer
undersöktes genom prestandamätning, rengöring och provtagning.
Proverna analyserades sedan kemiskt och bakteriologiskt. Prestandamätningar
utfördes i en befintlig rigg, Ansgar, vid institutionen för värme och kraftteknik, LTH.
För att kunna följa smutsskiktets uppbyggnad vid olika driftstemperaturer gjordes laboratorieförsök
i en separat provrigg som byggts inom ramen för projektet.
Provrigg för parallella undersökningar av värmeväxlare
Provriggens uppbyggnad visas schematiskt i fig. 9. Riggen är konstruerad så att
den kan försörja två parallellt anslutna värmeväxlare ("1" och "2" i figuren) med hetvatten.
Hetvattenkretsen är sluten, med en elkassett ("4") som värmekälla (max. 26
kW). Vattnet cirkuleras av en pump ("5").
Hetvattnets framledningstemperatur kan ställas in individuellt för respektive värmeväxlare.
Vattnets temperatur före värmeväxlare "2" motsvarar elkassettens utgående
vattentemperatur. Vattnets temperatur före värmeväxlare "1" ställs in med hjälp av
en blandningsventil ("6").
380 V
~ PI
4
2
6
PID
Fig. 9 Schematisk bild av en försöksrigg för undersökning av försmutsning hos
värmeväxlare vid olika driftstillstånd.
5
Schematic of a test rig designed for investigating heat exchanger fouling in
various operation modes.
PID
7
PID
3
PID
1
8
35

Fig. 10 Försöksrigg för undersökning av försmutsning hos värmeväxlare.
Test rig for investigating heat exchanger fouling.
Riggens sekundärsida är en öppen krets. Dess uppgift är att försörja respektive
värmeväxlares sekundärsida med rätt mängd färskvatten från ledningsnätet för uppvärmning.
Vattnet fördelas mellan värmeväxlare "1" och "2" efter att ha förvärmts i
värmeväxlare "3". Tack vare förvärmaren kan även värmeväxlare med liten termisk
längd testas i riggen. Figur 10 är ett foto av riggen (med isolering delvis borttagen).
Riggens reglering fungerar enligt följande:
Hetvattnets framledningstemperatur regleras av elkassettens tyristorbaserade PIregulator.
Effekttillförseln till kassetten är pulserande och regulatorn ändrar pulslängden
så att den önskade vattentemperaturen erhålls.
Cirkulationspumpen är varvtalsreglerad och styrs av en PID-regulator så att konstant
flöde erhålls. Flödet mäts av en magnetiskt-induktiv flödesmätare. Det
uppmätta värdet överförs till regulatorn som analog signal (4-20 mA).
Det sekundära flödet mäts med samma typ av flödesmätare som ovan. En PIDregulator
ställer in önskat flöde med hjälp av en elektromagnetisk strypventil ("8").
Fördelning av både primärt och sekundärt flöde mellan värmeväxlarna "1" och
"2" justeras in med manuella strypventiler. Flödesfördelningen på sekundärsidan kan
ställas in med hjälp av befintliga flödesmätare (mekaniska, med beröringsfri pulsav-
36

känning). Sedan justeras primärflödesfördelningen så att önskade temperaturer för
sekundärvattnet efter värmeväxlarna "1" och "2" erhålls.
Hetvattnets framledningstemperatur före värmeväxlare "1" regleras av en PID-regulator
via en elektromagnetisk blandningsventil. Samma typ av utrustning används
för reglering av sekundärvattnets temperatur efter förvärmaren "3" (inkommande sekundärvatten
till värmeväxlare "1" och "2"). Blandningsventilen "7" styr mängden av
det redan delvis avkylda hetvattnet som skall passera förvärmaren.
Det bör observeras att riggens reglering består av ett antal olika reglerkretsar som
kan påverka varandra vid belastningsändringar. Det är således viktigt att välja regulatorparametrar
så att de yttre kretsarna är relativt långsamma och de inre kretsarna är
så snabba som möjligt för att erhålla stabilitet.
En störning som inte låter sig elimineras är tryckvariationer i kallvattenledningar
beroende på varierande vattenförbrukning runtomkring laboratoriet där riggen är placerad.
Dessa tryckvariationer påverkar med jämna mellanrum sekundärflödet som
därför varierar något.
Riggens stabilitet beror även på belastningens storlek. I synnerhet flödesmätarna
ger brusig mätsignal om de aktuella flödena ligger nära den undre gränsen för
mätområde för resp mätare.
I övrigt innehåller riggen ett antal automatiska avluftare på både primär- och sekundärsidan
samt uttag för anslutning av differenstrycksmätare. Hetvattnet på
primärsidan är behandlat med lämpliga kemikalier för justering av hårdhet, pH och
syreinnehåll. Hetvattnet filtreras även kontinuerligt i en 5μ-filter.
Provobjekt
De värmeväxlare som undersökts i riggen inom detta projekt är 2 identiska,
packningsförsedda plattvärmeväxlare av fabrikat APV, typ U103R. Typbeteckningen
innebär att vattnet passerar värmeväxlaren i ett slag och att det totala antalet plattor är
3. Följaktligen består varje värmeväxlare bara av två passagekanaler, en för primäroch
en för sekundärsidan. Värmeväxlaren är liten jämfört med många verkliga växlare,
men det ger ett antal fördelar såsom:
- lägre energiförbrukning vid experiment
- varje kanal har en aktiv (värmeöverförande) och en passiv yta vilka direkt kan
jämföras med avseende på benägenhet för försmutsning
- vattnets bulktemperatur i respektive kanal är lika med den passiva plattans temperatur
och kan mätas genom mätning av plattans yttemperatur (utifrån).
Figur 11 visar en principiell bild av värmeväxlaren. Bilden visar även placering
av temperaturgivare för mätning av temperaturer inuti värmeväxlare; dessa givare är
termoelement typ K. Fördelen med ett termoelement är att trådspetsen kan lödas
direkt vid en värmeväxlarplatta och då mäter lödpunktens (plattans) temperatur. En
annan viktig fördel är att tråden kan föras genom hål i gummipackningarna vilket ger
möjlighet att mäta temperaturer inne i passagekanalerna. Fig. 11 visar även hur en
speciell tunn typ av termoelementtråd används för mätning av den värmeöverförande
plattans temperatur i värmeväxlaren.
37

38
Fig. 11 Försöksplattvärmeväxlare utrustad för detaljerade temperaturmätningar.
Test heat exchanger plate equipped for detailed temperature measurements.
Av bilden framgår också att värmeväxlaren är ihopsatt så att två plattor har
placerats som stöd och i viss mån isolering på respektive sida av de tre plattorna som
bildar vattenkanaler. Plattpaketet är i vanlig ordning hoptryckt mellan två tjocka stödplattor.
En fotobild av en mittplatta med pålödda termoelement tillfälligt demonterad
från plattpaketet visas i figur 12. I en värmeväxlare utrustad på detta sätt är det

möjligt att kontrollera temperaturfördelningen i vattenkanalerna och i skiljeväggen
(plattan) mellan dessa.
Fig. 12 En värmeväxlarplatta med pålödda termoelement för mätning av plattans
temperatur under drift.
Heat exchanger plate equipped with soldered thermocouples for on-line
measurement of surface temperatures.
39

De inkommande och utgående vattentemperaturerna mäts strax utanför värmeväxlaren
varvid de utgående flödena blandas om först för att undvika felmätning i
samband med temperaturskiktning (ref. [52]).
Detaljerad utvärdering av mätning av temperaturprofiler och väggtemperaturer
inuti värmeväxlaren ryms inte inom ramen för denna undersökning.
Försök 1
Målet för försök 1 var att åstadkomma kontrollerad försmutsning av ovannämnda
värmeväxlare. Temperaturnivån i värmeväxlare I skulle hållas lägre och i värmeväxlare
II högre. Försöket startades med helt rena värmeväxlare och avbröts sedan
med jämna mellanrum för att ta isär värmeväxlarna och inspektera plattornas utseende.
Mittplattan i resp värmeväxlare vägdes för att kontrollera ev ökning av smutsskiktet.
Ledningsvattnets kvalité (i synnerhet hårdhet) kontrollerades regelbundet under
försökets gång. Vattenhårdheten var 11-11.5 dH° under hela försöket.
Innan försöket startades kontrollerades värmeväxlarnas termiska prestanda i ett
antal driftpunkter och vid samma vattenflöde på primär- resp sekundärsida av resp
värmeväxlare. Likadan kontroll gjordes på nytt vid varje avbrott av försöket.
Försöket pågick totalt under 6 veckor. Vid inspektionerna visade sig att plattorna
försmutsades relativt långsamt med ett tunt, mjukt, ljusbrunt smutsskikt. Skiktets
tjocklek ökade något i strömningsriktning men det var för övrigt jämnt distribuerat
över plattan. Smutsskiktet var betydligt tjockare på de värmeöverförande plattorna
jämfört med ändplattorna. Plattornas viktändring mellan inspektionstillfällen visade
sig vara så liten att den inte kunde konstateras på ett tillförlitligt sätt med den våg
som stod till förfogande.
Försök 2
Försök 2 skulle visa om egenskaper hos det smutsskikt som byggs upp i en värmeväxlarkanal
under drift beror på strömningshastigheten. För att störa skiktuppbyggnaden
så litet som möjligt togs inte värmeväxlarna isär mitt i försöket den här
gången. Växlarnas prestanda skulle dock kontrolleras då och då p s s som i försök 1.
För att höja den genomsnittliga temperaturnivån i värmeväxlarna användes riggens
förvärmare så att sekundärvattnets inkommande temperatur var strax under
40 °C. Detta för att få driftförhållanden som liknar de hos en eftervärmare i tappvattenberedare
samt för att bättre kunna se hur det eventuella försmutsningsskiktet bildas.
Försöket pågick under 2 månader utan att värmeväxlarnas prestanda försämrades
nämnvärt. Vattenhårdheten var som tidigare 11-11.5 dH° förutom en kort period
(några dagar) då den sjönk strax under 10 dH°.
Vid efterföljande inspektion av plattorna visade det sig att plattorna var försmutsade
men på ett annorlunda sätt än vid försök 1. Både i VVX 1 och i VVX 2
hade punktvis kalkbeläggning bildats, se fig. 13-14. En naturlig förklaring till det
konstaterade försmutsningsmönstret är att strömningsförhållandena i växlarna var
annorlunda jämfört med försök 1.
40

Fig. 13. Punktvis igenkalkning av den värmeöverförande plattan i värmeväxlaren
VVX II (försök nr 2).
Example of local scale formation on the heat transmitting plate of heat exchanger
no. VVXII (test no. 2).
Det är tydligt att kalkfläckarna bildades i omedelbar närhet till alla kontaktpunkter
mellan mittplattan och sekundärvattenkanalens ändplatta. Om man beaktar den
huvudsakliga strömningsriktningen i kanalerna så bildades fläckarna efter kontaktpunkterna
där en stagnationszon kan finnas. Sannolikt hade fläckarna orsakats av en
kombination av stagnerat flöde och lokalt förhöjd plattemperatur. Detta p g av att
flödet i kanalen varit så pass lågt att ingen omfattande turbulens utvecklats.
Försöksresultatet visar det olämpliga med låga flöden i kombination med stagnationszoner
i en värmeväxlare. Motsvarande situation erhålles i en överdimensionerad
plattvärmeväxlare i en tappvattenberedare med lågt VVC-flöde eller helt utan VVC.
En annan intressant observation är att kalkfläckarna finns längs hela mittplattan i
både VVX I och VVX II i ungefär samma omfattning trots betydande temperaturnivåskillnad
mellan värmeväxlarna (utgående tappvattentemperatur 60 °C i VVX I och
70 °C i VVX II). Däremot blev beläggningen i VVX II tjockare vilket kunde
konstateras genom vägning av plattorna.
Mittplattornas viktökning kontrollerades före och efter försöket med en noggrann
våg. Vägningen genomfördes i ett dragfritt rum och efter att plattorna fick torka c:a
ett dygn. Viktökningen redovisas i tabell 3. Viktökningen blev större i VVX II vilket
tyder på större beläggningstjocklek.
41

Fig. 14 Punktvis igenkalkning av en värmeväxlarplattans sekundäryta efter långtidsförsök
vid förhöjd väggtemperatur och lågt sekundärflöde. De långstreckade
linjerna inlagda i foto-bilden av plattan visar fiskbenmönster hos en
anliggande platta. Kalkutfällningen uppträder vid kontaktpunkterna mellan
plattorna (se även den animerade förstoringen av en strömningskanals
tvärsnitt). Väggtemperaturen vid dessa är förhöjd (hot spots) då flödeshastigheten
stagnerar efter punkterna, sett i strömningens riktning.
42
Local scaling on the secondary side of a heat exchanger plate, following
operation with a high surface temperature and a low secondary water
flowrate. In the photograph, dotted lines have been inserted to elucidate the
herring-like corrugation pattern. As can be seen from the enlarged, threedimensional
picture, scaling concentrated to contact points, which are hot
spots with flow stagnation.

Vägning
nr
VVX I VVX II
1 (före) 239.78 g 239.16 g
2 (efter) 240.07 g 239.75 g
Viktökning 0.29 g 0.59 g
Tabell 3: Viktökning av värmeväxlarnas mittplattor under försök 2
Table 3: Weight increase of heat exchanger center plates in test run no. 2
Prestandaförändring av värmeväxlare vid försök 2
Diagrammen i figur 15 och 16 nedan visar valda resultat av prestandamätningar
gjorda regelbundet under försök nr 2. Prestanda vid försökets början visas av en
tjockstreckad linje och vid dess avslutning av en tunnstreckad linje. En tunn
heldragen linje visar prestandan vid kontroll mitt i försöket. Det framgår att värmeövergångstalet
under försökets gång har sjunkit något vid större strömningshastigheter
i både värmeväxlare I och II. Vid låga strömningshastigheter har däremot värmeövergången
ökat något, antagligen därför att smutsskiktet gjorde väggytan i värmeväxlarna
mera skrovlig.
En gråfärgad linje i diagrammen visar resultat av en prestandatest av ren värmeväxlare
då temperaturer mäts i skiktat flöde. Det framgår att en sådan mätning kan ge
vilseledande resultat.
4
3,8
3,6
3,4
3,2
3
(10 000 W/m2K)
(1000 W/m2K)
före provet
(felmätt)
före provet
efter halva
provet
efter provet
-3 -2,8 -2,6 -2,4 -2,2 -2 -1,8 -1,6 -1,4 -1,2 -1
(0.001 l/s) (0.01 l/s) (0.1 l/s)
Fig. 15 Ändring av prestanda i värmeväxlare I under försök 2.
Change in performance of heat exchanger no. I in test run no. 2.
43

44
4
3,8
3,6
3,4
3,2
3
(10 000 W/m2K)
(1000 W/m2K)
före provet
(felmätt)
före provet
efter halva
provet
efter provet
-3 -2,8 -2,6 -2,4 -2,2 -2 -1,8 -1,6 -1,4 -1,2 -1
(0.001 l/s) 0.01 l/s 0.1 l/s
Fig. 16 Ändring av prestanda i värmeväxlare II under försök 2.
Change in performance of heat exchanger no. II in test run no. 2.
Mätning av flöde och tryckfall vid låga flöden
Försöksriggen var bl a utrustad med mätuttag för anslutning av differenstryckmätare
på olika ställen på sekundärsidan. Målet var att kunna detektera ökande försmutsning
av de testade värmeväxlarna genom att jämföra flödet och motsvarande
tryckfall över resp apparat. Under både försök 1 och 2 visade det sig dock att on line
registrering av flöde och tryckfall gav diffusa resultat. Det konstaterades snabbt ett
samband mellan dessa resultat och ansamling av luft i systemet. Riggen kompletterades
därför med ytterligare några automatiska avluftare (både vid mätuttagen och på
andra ställen) vilket dock inte avhjälpte problemet helt.
Figur 17 visar registreringar av flöde och tryckfall över VVX II under ett dygn
(försök 2). Tryckfallsvärdena plottades efter roturdragning och omskalning (c Δ p)
så att kurvorna i diagrammet sammanfaller vid tidpunkten strax efter avluftning d v s
cirka kl 14:40.
Man kan observera att både sekundärflödet och tryckfallet ökar långsamt från
tidpunkt "0" till tidpunkt "A". Vid tidpunkt "A" minskar flödet samtidigt som
tryckfallet ökar. De båda storheten minskar sedan betydligt vid avluftning av
mätslangar och mätuttag (tidpunkt "B"). Dock börjar flödet öka markant direkt efter
avluftningen samtidigt som tryckfallet förblir konstant. Vid tidpunkt "C" uppträder
samma fenomen som vid tidpunkt "A" d v s flödet minskar och tryckfallet ökar
plötsligt. Vad är den sannolika förklaringen?
Behovet av regelbunden luftning av riggen (manuellt eller via de automatiska
avluftarna) har redan påpekats. Uppenbarligen frigörs luften från ledningsvattnet vid
dess uppvärmning då luftens löslighet i vattnet minskar. Luftbubblorna drivs sedan ut
ur systemet av vattenströmmen i normala fall. Vid låga strömningshastigheter, som
råder här, är det dock sannolikt möjligt för bubblorna att häfta vid rörväggarna och
vid plattorna inne i värmeväxlaren.

0.008
0.007
0.006
0.005
0.004
0.003
0.002
0.001
0
l/s
A B
Avluftning
0 2 4 6 8 10 12 14 16 18 20 22 tim 24
C
ms 2
sqrt(dp2')
Fig. 17 Problem vid mätning av flöde och tryckfall i värmeväxlare.
Problems in measurement of flowrate and pressure drop in potable water
passing a heat exchanger.
Det är även möjligt att luftbubblorna samlas i en flödesmätare och ändrar dess
karakteristika vilket måste ha inträffat här. Bubblorna som samlats i flödesmätarhuset
och på vinghjulet kan lossna ibland varvid mätaren återgår tillfälligt till rätt visning.
Luften flyttas då längre bort i systemet och kan lämna det eller samlas på nytt i eventuella
luftfickor eller t ex vid mätuttag.
Problemet är svårt att lösa när strömningshastigheterna är låga. Automatisk avluftning
är effektiv då större mängder luft frigörs och lämnar systemet men hjälper
inte mot luftbubblor som inte följer med vattenströmmen. Att det kan förekomma så
pass mycket luft i tappvattensystem pekar på att den tidigare beskrivna mekanismen
(avsn. 3, ref. [28],[29])för bildande av kalkavlagringar runt kontaktytan mellan luftbubblor
och en värmeväxlarvägg kan vara aktuell i system med (tillfälligt) låga
strömningshastigheter, t ex vid läckande tappvattenkranar och låg/ingen VVC i tappvattensystem.
Prestandatester och rengöring av plattvärmeväxlare
Under inledningsfasen för det aktuella projektet samlades ett antal hellödda
plattvärmeväxlare av typ CB-25 (fabrikat Alfa-Laval) från olika värmeverk i Sverige.
Värmeväxlarna härstammade från befintliga fjärrvärmeabonnentcentraler med varierande
driftstid bakom sig. Syftet var att kontrollera eventuell försmutsning av värmeväxlarna
och försöka konstatera hur stor försämringen av deras prestanda kunde bli.
En preliminär undersökning genomfördes i laboratorium och resultaten jämfördes
med teoretiska prestandadata erhållna från tillverkaren (se figur 18), ref. [68].
Diagrammet visar att de flesta värmeväxlare har något lägre prestanda än den
som beräknats av leverantören. Detta kan bero på försmutsning av värmeväxlarytor
eller att beräkningen inte exakt motsvarar de relativt låga temperaturnivåer man har
hållit vid prestandatester (som bekant ökar värmeövergången vid högre tempera-
45

turer). En av apparaterna, betecknad E2, visar betydande sänkning av prestandan.
Detta stämmer med att just denna växlare vid den endoskopiska undersökningen
visade mest tecken på försmutsning. Resultatet bekräftades dock inte vid på nytt
gjorda, noggrannare mätningar.
För att kunna genomföra okulärbesiktning av värmeväxlarnas strömningskanaler
användes följande metod: rektangulära slitsar av några millimeters djup frästes upp i
sidan av den aktuella apparaten (figur 19). Besiktningen gjordes med en tunn endoskop
(diametern mindre än värmeväxlarnas kanalhöjd). Efteråt fylldes slitsarna
med tillklippta remsor av gummiduk något tjockare än slitsarnas djup. Remsorna
trycktes till mot slitsen med var sitt pressarrangemang så att full täthet erhölls både
utåt och internt mellan primär- och sekundärkanalerna. Resultat av okulärbesiktningen
ges i tillämpliga fall under "Kommentar" i tabell 4.
I projektets andra fas upprepades prestandatestningen. Temperaturerna mättes nu
noggrannare med givare (av egen utveckling) som minskar inverkan av temperaturskiktning.
Därefter rengjordes värmeväxlarna kemiskt på sekundärsidan och blev
testade igen. Förteckning över de värmeväxlare som testats ges i tabell 2.
Rengöringen genomfördes enligt den standardprocedur som används av företaget
Alfa-Laval och med utrustning som företaget ställt till förfogande. Tillvägagångssättet
var att ansluta primär eller sekundär sida av en värmeväxlare till en behållare
fylld med rengöringsvätska och utrustad med cirkulationspump. Rengöringsvätskan
som innehöll bl a lämplig syra pumpades sedan genom värmeväxlaren tills syrans
styrka inte längre minskade (normalt ett flertal timmar). Vätskan kunde även bytas ut
om den skulle bli för svag vid kraftigt försmutsad apparat. Efter rengöringen måste
värmeväxlaren spolas ordentligt och den använda vätskan passiviseras innan den
kunde hällas ut i avloppet.
46
4
(10000 W/(m2*K))
log k
3.8
3.6
3.4
3.2
3
(1000 W/(m2*K))
2.8
v1
n1
u2
e2
(0.01 kg/s)
u1
e1
s2
k beräkn
-2.6 -2.4 -2.2 -2 -1.8 -1.6 -1.4
log mch
Fig. 18 Resultat av prestandakontroll i laboratorium av plattvärmeväxlare efter
flera års drift i fält.
Results from a laboratory performance test of brazed plate heat exchangers
taken in from several years of field service.
s1

I samband med rengöring testades även alternativa sätt att kontrollera hur pass
försmutsad en värmeväxlare hade varit. En sådan metod bygger på kemisk analys av
den använda rengöringsvätskan före och efter genomförd rengöring med avseende på
upplösta metaller. Ett prov av vätskan togs efter behandling av värmeväxlaren U1,
sekundärsidan, och resten av vätskan användes vid rengöring av växlaren V1,
primärsidan. Ett nytt prov togs därefter och de båda proverna skickades till DK-
Tekniks laboratorium i Köpenhamn. Den använda vätskemängden var 10 liter vid
rengöring av växlaren U1 och 9 liter för V1.
tätningsarrangemang
inspektionsöppning
gummitätning
Fig. 19 Tätning av inspektionsöppningar vid prestandatester av plattvärmeväxlare.
Tightening of inspection openings, used in performance tests of brazed plate
heat exchangers.
47

Ursprung Märk- Typ Tillverk- Drifttid Kommentar
ningningsår
Ansgar TR1 CBH25-18H 1986 labdrift ~4 år Driftsituation motsv. en
eftervärmare för tappvatten
(EV).
Ej öppnad
Ansgar N1 CB26-24H 1991 ny Fabriksny, ej öppnad
Uppsala U1 CBH25-50H 1986 4 år 2 mån. Endoskopbesiktning:
endast en mycket tunn
gråaktig beläggning på
sekundärsidan;
ett svart mycket tunt
skikt på primärsidan,
troligen magnetit
Uppsala U2 CBH25-50H 1986 4 år 2 mån. Samma kommentar som
ovan (värmeväxlare U1)
Sundsvall S2 CB25-42H 1983 6 år 9 mån. EV,
Endoskopbesiktning:
endast en tunn brunaktig
beläggning på tappvattensidan;
primärsidan hade ett
svart, relativt tunt lager
av försmutsning, troligen
magnetit
Sundsvall S1 CB25-66H 6 år 9 mån.
Växjö V1 CB25-66H 1984 7 à 8 år Endoskopbesiktning:
beläggningar finns men
ej särskilt tjocka
Enköping E1 CBH25-80H 1987 3 år 6 mån. 2-steg, troligen FV
Endoskopbesiktning:
mycket tunn beläggning
på tappvattensidan,
mycket tunn beläggning
på primärsidan
Enköping E2 CBH25-80H 1987 3 år 6 mån. 2-steg, troligen EV
Endoskopbesiktning:
kraftigare beläggning på
tappvattensidan, på primärsidan
var ytorna i det
närmaste rena
Karlstad K1 CBH25-90H 1987 4 år? Troligen EV, ej öppnad
Tabell 4 Sammanställning av värmeväxlare använda vid prestandatester.
Table 4 Overview of heat exchangers used in performance tests.
Resultat visade att växlaren U1, en förvärmare för tappvatten, var försmutsad
bara obetydligt. De konstaterade mängderna av i första hand kalcium och magnesium
48

härstammade huvudsakligen från ledningsvattnet som använts vid beredning av rengöringsvätskan.
Rengöring av växlaren V1 gav däremot kraftig ökning av mängden
av järn (Fe) i rengöringsvätskan, c:a 1.3 g/l vätska, och en obetydlig ökning av
kalcium, magnesium och kisel, 2-8 mg/l vätska (bilaga 1). Totalt sett innebär detta att
11.7 g järn löstes upp i vätskan under rengöringens gång. Det är sannolikt att järnet
härstammar från magnetitbeläggning.
Analysmetoden visade god känslighet för de ämnen som kan tänkas ingå i smutsbeläggningar
i värmeväxlare. Provtagning kan i praktiken begränsas till ett tillfälle,
efter rengöring, förutsatt att avhärdat vatten används vid beredning av rengöringsvätskan.
Förfarandet är även lämpligt för kontroll av resultat vid kemisk rengöring av
värmeväxlare i fält.
Även annan, snabbare metod för kontroll av kalciuminnehåll i rengöringsvätskan
testades. Tillvägagångssättet var mätning med en jonselektiv sond för
kalcium. Det visade sig dock att den erhållna mätnoggranheten inte var tillräcklig för
registrering av förändringar av kalciuminnehåll i vätskan vid rengöring av måttligt
försmutsade värmeväxlare. Bättre resultat kunde möjligen erhållas om man
disponerade en rengöringspump som är bättre anpassad till värmeväxlarnas storlek
(med betydligt mindre behållare).
Diagrammen nedan (figur 20-29) visar värmegenomgångstalet som funktion av
massflöde för dels ovannämnda plattvärmeväxlare och dels två nytillkomna värmeväxlare
av samma typ (K1 och N1). Flödet är angivet per kanal och har samma
storlek för både primär- och sekundärsidan av resp värmeväxlare. De streckade
linjerna visar status före kemisk rengöring och de heldragna linjerna efter
rengöringen. De tunna småpunktade linjerna i varje diagram visar, för jämförelsens
skull, beräknat värmegenomgångstal (den översta linjen) och dess försämring vid
successivt ökande försmutsningsfaktor ( Rf = 0.0, 0.25*10-4 , 0.5*10-4 och 1.0*10-4 (Km2 )/W ).
Vid analys av resultaten i diagrammen kan genomgående konstateras att,
förutsatt att rengöringen har varit 100% effektiv, värmeväxlarna inte har varit
nämnvärt försmutsade. Den största uppnådda minskningen av värmegenomgångsmotståndet
är i storleksordningen 0.25-0.5*10-4 (Km2)/W (värmeväxlare U1, TR1 och
K1).
Detta gäller vid de större flödena. Vid låga flöden däremot kan man ibland
observera ökat värmemotstånd i rengjorda värmeväxlare. Detta i sin tur bekräftar
tesen att vissa typer av måttlig försmutsning ökar värmegenomgången vid små
strömningshastigheter genom att öka turbulensen nära väggen. Fenomenet upphör vid
de större hastigheterna då strömningen är helt och hållet turbulent.
Resultatet fig. 28 överensstämmer inte med att värmeväxlaren E2 vid den första
prestandakontrollen (se fig. 18) och okulärbesiktningen (tabell 4) var den värmeväxlare
som föreföll mest försmutsad. En möjlighet är, att smuts som fanns vid den
första prestandakontrollen sköljts bort och därför inte fanns med vid den senare,
noggranna prestandamätningen.
En annan möjlighet är, att den sämre mätnoggranheten vid den första prestandamätningen
lett till fel resultat. k-värdesförsämringen är inte större än att den kan
förklaras med onoggrann temperaturmätning p g av temperaturskiktning vid första
prestandamätning.
49

4
(10000 W/(m 2 Test rig, TR1, CB25-18H
K))
3,8
3,6
log k
3,4
3,2
(1000 W/(m 2 K))
2,8
50
3
k före rengöring k efter rengöring 1 k efter rengöring 2
(0.01 kg/s)
-2,6 -2,4 -2,2 -2 log m -1,8 -1,6 -1,4
ch
Fig. 20. Ändring av värmegenomgångstalet vid kemisk rengöring av värmeväxlaren
TR1, CB25-18H.
Change in overall heat transfer coefficients following chemical cleaning of
heat exchanger TR1, CB25-18H.
3,8
3,6
log k
4
3,4
3,2
3
2,8
Ny värmeväxlare, N1, CB26-24H
(10000 W/(m 2 K))
(1000 W/(m 2 K))
(0.01 kg/s)
-2,6 -2,4 -2,2 -2 log m -1,8 -1,6 -1,4
ch
Fig. 21 Värmegenomgångstalet uppmätt i värmeväxlaren N1, CB26-24H.
k ren
Overall heat transfer coefficients measured in heat exchanger N1, CB26-
24H.

Uppsala, U1, CBH25-50H
4
(10000 W/(m 2 K))
3,8
3,6
log k
3,4
3,2
(1000 W/(m 2 K))
3
2,8
k före rengöring k efter rengöring 1
(0.01 kg/s)
-2,6 -2,4 -2,2 -2 log mch -1,8 -1,6 -1,4
Fig. 22. Ändring av värmegenomgångstalet vid kemisk rengöring av värmeväxlaren
U1, CBH25-50H.
Change in overall heat transfer coefficients following chemical cleaning of
heat exchanger U1, CBH25-50H.
4
(10000 W/(m 2 Uppsala, U2, CBH25-50H
K))
3,8
3,6
log k
3,4
3,2
(1000 W/(m 2 K))
3
2,8
k före rengöring k efter rengöring 1 k efter rengöring 2
(0.01 kg/s)
-2,6 -2,4 -2,2 -2 -1,8 -1,6 -1,4
log mch Fig. 23. Ändring av värmegenomgångstalet vid kemisk rengöring av värmeväxlaren
U2, CBH25-50H.
Change in overall heat transfer coefficients following chemical cleaning of
heat exchanger U2, CBH25-50H.
51

Sundsvall, S1, CB25-66H
4
(10000 W/(m2*K))
3,8
3,6
log k
3,4
3,2
(1000 W/(m2*K))
3
52
k före rengöring k efter rengöring 1
(0.01 kg/s)
2,8
-2,6 -2,4 -2,2 -2 log mch -1,8 -1,6 -1,4
Fig. 24. Ändring av värmegenomgångstalet vid kemisk rengöring av värmeväxlaren
S1, CBH25-66H.
Change in overall heat transfer coefficients following chemical cleaning of
heat exchanger S1, CBH25-66H.
Sundsvall, S2, CB25-42H
4
(10000 W/(m 2 K))
3,8
3,6
log k
3,4
3,2
(1000 W/(m 2 K))
3
k före rengöring k efter rengöring 1 k efter rengöring 2
(0.01 kg/s)
2,8
-2,6 -2,4 -2,2 -2 log mch -1,8 -1,6 -1,4
Fig. 25. Ändring av värmegenomgångstalet vid kemisk rengöring av värmeväxlaren
S2, CBH25-42H.
Change in overall heat transfer coefficients following chemical cleaning of
heat exchanger E1, CBH25-42H.

4
(10000 W/(m 2 Växjö, V1, CB25-66H
K))
3,8
3,6
log k
3,4
3,2
(1000 W/(m 2 K))
3
2,8
k före rengöring k efter rengöring 1
(0.01 kg/s)
-2,6 -2,4 -2,2 -2 log mch -1,8 -1,6 -1,4
Fig. 26. Ändring av värmegenomgångstalet vid kemisk rengöring av värmeväxlaren
V1, CBH25-66H.
Change in overall heat transfer coefficients following chemical cleaning of
heat exchanger V1, CBH25-66H.
3,8
3,6
log k
4
3,4
3,2
3
2,8
Enköping, E1, CBH25-80H
(10000 W/(m 2 K))
(1000 W/(m 2 K))
k före rengöring k efter rengöring 2
(0.01 kg/s)
-2,6 -2,4 -2,2 -2 log m -1,8 -1,6 -1,4
ch
Fig. 27. Ändring av värmegenomgångstalet vid kemisk rengöring av värmeväxlaren
E1, CBH25-80H.
Change in overall heat transfer coefficients following chemical cleaning of
heat exchanger E1, CBH25-80H.
53

4
3,8
3,6
3,4
3,2
3
2,8
54
(10000 W/(m 2 K))
log k
Enköping, E2, CBH25-80H
(1000 W/(m 2 K))
k före rengöring k efter rengöring 1 k efter rengöring 2
(0.01 kg/s)
-2,6 -2,4 -2,2 -2 log mch -1,8 -1,6 -1,4
Fig. 28. Ändring av värmegenomgångstalet vid kemisk rengöring av värmeväxlaren
E2, CBH25-80H.
Change in overall heat transfer coefficients following chemical cleaning of
heat exchanger E2, CBH25-80H.
4
(10000 W/(m 2 Karlstad, K1, CBH25-90H
K))
3,8
3,6
log k
3,4
3,2
(1000 W/(m 2 K))
3
2,8
k före rengöring k efter rengöring 1 k efter rengöring 2
(0.01 kg/s)
-2,6 -2,4 -2,2 -2 log mch -1,8 -1,6 -1,4
Fig. 29. Ändring av värmegenomgångstalet vid kemisk rengöring av värmeväxlaren
K1, CBH25-90H.
Change in overall heat transfer coefficients following chemical cleaning of
heat exchanger K1, CBH25-90H.

Sammanfattningsvis kan konstateras, att det vid laboratorieprovningen uppmätts
obefintlig till möjligen måttlig försmutsning av hellödda värmeväxlare som under ett
antal år varit i drift i ett flertal svenska värmeverk med mjukt till hårt dricksvatten.
På denna grund kan man dock inte dra säkra slutsatser om hellödda plattvärmeväxlares
allmänna försmutsningsbenägenhet, då vi inte har tillräckligt detaljerade
uppgifter om de konkreta driftsförhållanden som våra provobjekt varit utsatta för. Både
Uppsala och Enköping har relativt hårt dricksvatten, men i båda dessa kommuner
har lokal avhärdning av dricksvatten i fastigheterna tillämpats i stor utsträckning på
senare år. Det kan alltså hända att de provobjekt som härstammar från dessa båda
kommuner egentligen inte varit utsatta för besvärliga driftsförhållanden ur försmutsningssynpunkt.
Bakteriologiska undersökningar av komponenter i plattvärmeväxlare
Bakteriologisk undersökning av våtkonserverade armaturdelar från tappvattensystem
med hjälp av konventionella metoder (vattenprover och odling) kan inte ge
tillförlitliga resultat när undersökningen genomförs lång tid efter demontering av
delarna. Resultatet beror bl a på i vilken temperatur delarna var lagrade - eventuella
bakterier kan både föröka sig kraftigt och dö ut helt och hållet under lagringstiden.
Inom projektet genomfördes bakteriologiska undersökningar av vattenprov från
hellödda plattvärmeväxlare från fältet och av beläggningar på packningar och plattor
i packningsförsedda plattvärmeväxlare från fält och i laboratorium.
Den metod som användes är en kemisk metod. Den innebär, att man med hjälp
av kombinerad gaskromatografi och masspektrometri (GC-MS) bestämmer mängden
av lipopolysackarider (LPS). LPS finns endast i cellväggen hos bakterier som tillhör
den stora gruppen av Gram-positiva bakterier, som bl a omfattar Legionella. LPS är
kemiskt och termiskt stabila och är därför utmärkta bakteriologiska markörer.
Närmare bestämt identifieras vid analysen den delen av LPS som är hydroxyfettsyror.
Ett annat namn för LPS är endotoxin. Gram-positiva bakterier bildar istället utanför
bakterien exotoxin, som inte är värmestabilt. Medan endotoxiner i allmänhet är
måttligt giftiga, kan exotoxiner vara mycket giftiga; ett exempel på detta är butolintoxin.
För GC-MS analysen anlitade vi institutionen för medicinsk mikrobiologi vid
Lunds Universitet, som är pionjär inom utvecklingen av denna metod och som tillämpat
den i ett flertal sammanhang.
GC-MS-metoden skiljer sig från traditionell bakteriologisk analys och från ett
flertal andra moderna analysmetoder, bl.a. DNA-analys. Traditionell analys innebär,
att man odlar bakterieprov på ett odlingsmedium (näringssubstrat) och sedan räknar
antalet bakterier i mikroskop. Mediet måste väljas specifikt med avseende på vilken
bakterieart som man söker.
Hydroxyfettsyrorna i LPS från två olika bakteriearter behöver inte vara lika, men
antalet olika typer av hydroxyfettsyror är för litet för att skillnaden i hydroxyfettsyretyp
i allmänhet kan användas för att säkerställa typen av bakterie. Dock råkar den för
Legionella karakteristiska typen vara specifik.
Generellt sett är GC-MS av LPS betydligt mindre artspecifik än odling, vilket
kan vara en fördel eller nackdel, beroende på syftet. En annan skillnad är, att man
55

med den kemiska metoden bestämmer mängden av såväl levande som döda bakterier,
medan odling endast ger ett mått på mängden levande bakterier. Därför ställer
odlingsmetoden högre krav på provens färskhet och på hur proven hanteras.
Det är inte avsikten att här göra någon ingående jämförelse mellan olika
bakteriologiska analysmetoder, då detta är en kvalificerad mikrobiologisk uppgift.
Allmänt kan man säga, att ingen metod är uppenbart överlägsen de andra. Vid alla
metoder finns olika typer av svagheter. Det är vanligt, att undersökningar av samma
prov med olika metoder ger skilda resultat. Säkerheten vid bakteriologisk analys,
även när den utförs med maximal professionalism, är mindre än vid de flesta typer av
fysikaliska mätningar.
Provtagning kan ske på olika sätt. Vid prov i form av en vattenmängd tagen
direkt från en ledning/värmeväxlare kan en bestämd volym lätt mätas upp. Samma
gäller prov av vatten som använts för våtkonservering. Analysresultaten blir direkt
jämförbara då resultat kan fås i mängd LPS per volymenhet (t ex ng/ml).
Provtagningen är betydligt svårare när det gäller fasta beläggningar. Ett alternativ
är att skrapa av beläggning från en del av föremålets yta och se till att ytstorleken är
samma för alla provtagningsställen. Noggrannheten kan bli god om ytan är platt och
beläggningen inte alltför spröd. Att skrapa ett tjockare skikt av kalkliknande beläggning
från korrugerad plåt under kontrollerade förhållanden är däremot svårt.
I projektets början analyserades vattenprover från våtkonserverade hellödda
plattvärmeväxlare samt avskrap från en packningsförsedd försöksvärmeväxlare. I
projektets andra fas testades bl a en metod där plattytan skyddades först med
självhäftande polyetenplast (tejp) från en eller båda sidor. Därefter stansades det ut
en provbit så som visas i figur 30. Eftersom varken metall eller skyddsplasten
innehåller LPS stör inte dessa resultatanalysen. På detta sätt är risken att
beläggningen smular sig minst och provbitarna har alltid samma storlek (yta).
56
plåt
skyddsplast
skärverktyg
Fig. 30 Stansning av provbitar i värmeväxlarplatta för jämförande undersökning
av bakteriemängden.
Punching of heat exchanger plate test pieces for measurement of attached
amounts of bacteria.

Packningsförsedda plattvärmeväxlare i laboratorieprov
Under projektets fas 1 byggdes det en liten rigg för undersökning av bakterietillväxt
(ref. [68]). Försöksvärmeväxlaren var av fabrikat APV typ U121R försedd med
två typer av packningar, dels av nitril- och dels av EPDM-gummi. Riggens primärsida
var ansluten till hetvattenkretsen i laboratoriet Ansgar och dess sekundärsida till
ett vanligt kallvattenuttag. Primär- och sekundärvattnets inkommande temperatur var
90°C respektive c:a 10°C. Sekundärvattnet värmdes upp till 70°C. Försöket pågick
under 30 dagar med ett stilleståndsperiod 4-5 dagar under en långhelg.
Resultat av GC-MS-analys av prover tagna på olika ställen från några av värmeväxlarens
plattor och packningar visas i figur 31. Även om resultaten inte kan betraktas
som helt säkra bl a på grund av ännu ej tillräckligt utvecklad
provtagningsmetodik, så kan man konstatera att de största bakteriemängderna hade
maximum vid temperaturen 40°C, en temperatur då tillväxten av bakterier typ
Legionella gynnas.
700
600
500
400
300
200
100
0
LPS ng/prov
Packn. Nitril
Packn. EPDM
Värmeväxlarvägg
0 10 20 30 40 50 60 70 °C 80
Fig. 31 Uppmätta undersökning av bakteriemängder i en försöksvärmeväxlare med
gummipackningar av olika materialtyper. Obs: Provmängden var större vid
provtagning från vägg än vid prov från packningar.
Measured amounts of bacteria in various locations of a gasketed test heat
exchanger with two different types of rubber materials. Note: Samples taken
from heat exchanger plate were bigger than samples taken from gaskets.
En annan viktig observation är att bakterietillväxten på gummipackningar var betydligt
större för nitrilgummit än för EPDM-gummit. Bakteriemängden i prov från
plattytan ligger högre än för EPDM-packningen men mängder av analyserad substans
var betydligt större i det första fallet varför den absoluta nivån för bakteriemängden
på plattan är inte jämförbar med resultat erhållna för de båda packningarna.
Försöket fortsattes sedan med samma värmeväxlare (med antalet plattor och
packningar minskat med de som använts för provtagning) under ytterligare 20 dagar.
Vid efterföljande analys visade sig dock att de konstaterade bakteriemängderna nu
57

var lägre än vid förra analysen. Detta kan bero på systematiskt fel vid provtagning,
eller att beläggningen hade delvis "sköljts bort" under försökets andra period.
Analysen visade dock p s s som tidigare att de största mängder bakterier fanns i
områden där temperaturen var c:a 40°C under försöket.
Vattenprov från lödda plattvärmeväxlare från olika värmeverk
Som redan nämnts undersöktes inom projektet hellödda plattvärmeväxlare som
varit i drift i fjärrvärmeinstallationer. Dessa erhölls våtkonserverade. När värmeväxlarna
skulle testas i laboratoriet togs vattenprover först och skickades för analys enligt
GC-MS-metoden. Resultat av analysen visas i figur 32.
Resultaten är inte entydiga. Man skulle vänta sig större mängd bakterier på
sekundärsidan än på primärsidan i alla undersökta apparater. Så är det dock inte i
värmeväxlare U2, U1 och S2. Olika förklaringar är möjliga. Bl a kan felmärkning vid
våtkonservering inte uteslutas (även om det finns rekommendationer för ett
standardiserat sätt att ansluta de hellödda plattvärmeväxlarna i abonnentcentraler så
följs dessa inte alltid).
Det mest troliga är dock att hantering av värmeväxlarna har det största inflytandet
här. Man kan då konstatera att bakteriell analys av vattenprov från objekt som
fyllts med vatten av (ur bakteriologisk synvinkel) ospecifierad kvalité och som förvarats
under olika förhållanden (tid, temperatur) inte ger jämförbara resultat.
58
LPS ng/ml vatten
700
600
500
400
300
200
100
0
U2
U1
S2
Värmeväxlare
S1
E2
E1
Sekundärsida
Primärsida
Fig. 32 Uppmätta bakteriemängder i vattenprover från hellödda plattvärmeväxlare
som har varit i drift.
Measured amounts of bacteria in water samples from brazed plate heat
exchangers taken out of field service.

Bakteriologisk analys av smutsskikt och packningar från äldre plattvärmeväxlare
från drift i fält
Under 1994 utfördes renovering av en 2-stegskopplad abonnentcentral i kvarteret
Lindängen i Malmö. Tack vare samarbetet med Malmö Energi och fastighetsägaren
kunde då en del gamla plattor från centralens olika värmeväxlare ställas till projektets
förfogande. Två plattor, en från centralens eftervärmare och en från dess förvärmare
användes för LPS-analys. Ett antal lika stora provbitar stansades ut dels längs
packningsspåret dels diagonalt mellan inlopps- och utloppsöppningar. Motsvarande
antal provbitar av packningar blev också utskurna. Packningsbitarnas storlek valdes
så att deras kontaktyta med vatten i värmeväxlaren var av samma storleksordning
som plattprovbitarnas yta.
Figur 33 visar dels placering av provställen och dels resultat av LPS-analysen för
respektive provbit. Konstaterade mängder av LPS redovisas både för respektive provställe
och i form av diagram där abskissan motsvarar provställenas placering längs
vattnets passageväg genom förvärmaren och eftervärmaren. I motsats till den tidigare
undersökningen (fig. 31) ser man här inget klart samband mellan funna
bakteriemängder och temperaturen.
En stor skillnad kan dock konstateras mellan LPS-mängder hittade på själva plattorna
och på gummipackningarna. Detta kan ha följande förklaringar:
• gummiytan är mera porös än plattytan varför bakteriernas villkor för förökning
är gynnsammare där
• gummit i sig eller limrester som haft kontakt med vattnet (vid limmade packningar)
utgör näring för bakterier
• turbulensen i vattnet är mindre intill packningar vilket ger mindre avnötning av
upplagrad smuts (och LPS).
Det sistnämnda fenomenet gäller även då man jämför LPS- och smutsmängder
mellan olika provställen på en platta. LPS-analysen kan självfallet inte påvisa tidigare
närvaro av bakterier som exempelvis förökat sig kraftigt under en stilleståndsperiod i
en värmeväxlare men spolats bort vid dess normala drift.
Den andra viktiga faktorn vid förökning av bakterier är temperaturen. Dess inflytande
är entydigt under stationära förhållanden vilket påvisats i det inom projektet genomförda
experimentet (jmf fig. 31). I praktiken varierar dock temperaturnivåer i
värmeväxlare betydligt under drift i en tappvattenberedare. Man kan skilja mellan två
principiella driftsituationer (med 2-stegskoppling som exempel):
• ingen tappning (eftervärmarens temperatur lika med VVC-temperaturen, 50-
55°C; förvärmarens temperatur ungefär lika med temperatur av det primära returvattnet
från radiatorkretsen, 20-50(65) °C beroende på kretsens temperaturprogram)
• tappning (tappvattnets temperatur ökar mellan inlopp och utlopp både i förvärmaren
och i eftervärmaren; lastfördelningen mellan värmeväxlarna beror på tappningens
relativa storlek, radiatorkretsens temperaturprogram och belastning samt
även på fördelning av värmeöverförande yta mellan förvärmaren och eftervärmaren).
59

Fig. 33 Resultat av kemiskt-bakteriologisk undersökning av plåt- och packningsbitar
från plattvärmeväxlare som använts för tappvattenberedning (2-stegskoppling).
60
Results from chemical-bacteriological investigation of samples from rubber
gaskets and heat exchanger plates of a field heat exchanger which served
domestic hot water preparation in 2 stages.

Under beaktande av driftstillstånd beskrivna ovan kan man dra slutsatsen att det
måste finnas långa perioder under året då utomhustemperaturen är sådan att temperaturen
i förvärmaren gynnar bakterietillväxt. Det ur smittorisksynpunkt mest kritiska
ögonblicket under en sådan period borde inträffa tidigt på morgonen då en stor
tappning kommer och förvärmaren (som under natten fungerat likt en inkubator)
töms på sitt innehåll. En del av vattnet passerar antagligen då eftervärmaren innan
dess automatik hunnit reagera och höja vattnets utgående temperatur, och distribueras
i VVC-slingan.
Däremot är eftervärmaren ganska väl skyddad mot bakterietillväxt tack vare att
VVC-kretsens temperatur är hög. Det finns dock ett undantag. Vid kontinuerliga
tappningar (under dagtid) kan det även finnas längre perioder då inloppsdelen av
eftervärmaren håller en för bakterier gynnsam temperatur. Spår efter en sådan
bakterietillväxt borde hittas på plattan på ställen där avnötning av smutsskiktet är
liten (stagnationszoner).
LPS-mängder och dess lokalisering på en förvärmar- respektive eftervärmarplatta
visade i figur 33 överensstämmer rätt så bra med resonemanget ovan.
De största bakteriemängder hittas där längs vattnets huvudstråk i förvärmaren samt i
en stagnationszon i eftervärmaren.
En separat studie borde ägnas mekanismer som styr bakterietillväxt i tappvattenvärmeväxlare
i dess typiska driftsituationer.
Kemisk analys av smutsbeläggningar i plattvärmeväxlare
Ett antal apparater eller prover analyserades med hjälp av SEM-EDX-metoden
(Scanning Electron Mikroskop - Energy Dispersive X-ray Analys). Metoden fastställer
innehåll av grundämnen i ett prov (ner till atomnummer 11). För detta
anlitades Force-Instituttet i Köpenhamn.
En hellödd plattvärmeväxlare typ B25 (fabr. SVEP) skickades vid projektets början
för uppskärning och analys. Undersökningen visade obefintlig försmutsning trots
flera års drift som tappvattenberedarväxlare på Heleneholmsverket i Malmö. Den
kemiska analysen visade förutom järn och koppar som härstammade från plattans
grundmaterial, även kalcium, magnesium samt mindre mängder kisel och svavel (på
sekundärsidan). Se bilaga 2.
Senare i projektet skars provbitar med beläggningar ur ett antal utrangerade plattor
som suttit i packningsförsedda plattvärmeväxlare i Malmö. Även dessa skickades
till Köpenhamn för SEM-EDX analys. Resultatet visas i bilaga 3.
Generellt konstaterade man att de analyserade smutsbeläggningarna innehöll huvudsakligen
järnoxider på primärsidan och blandningar av järnoxider och kalk i olika
proportioner på sekundärsidan. Resultaten visar att vid behov av säker identifiering
av en smutsbeläggnings art (kemisk sammansättning) är SEM-EDX-analys en
lämplig metod.
Vid tidpunkten för den aktuella analysen hade SEM-EDX utrustningen kompletterats,
så att grundämnen med lägre atomnummer nu kom med i analysen. I det här
fallet innebar det en möjlighet att få med C. Detta är av ett visst intresse i sammanhanget,
då C kan tänkas uppträda, dels naturligt i kalk, men även i eventuella orga-
61

niska beläggningar, t ex som resultat av bakteriell aktivitet från möjliga Termus-bakterier,
se avsnitt 5.
Tyvärr kunde denna möjlighet inte utnyttjas generellt, då tejp innehållande bl C
användes för att fästa proven vid analysen. I ett fall provades dock att ta bort tejpen. I
det fallet gav analysen Ca- och C-halter som stämmer väl med att all C uppträder
bundet i CaCO3. Det vill säga att den analysen inte pekar på närvaro av organiska beläggningar.
Fördelning av smutsbeläggningar i packningsförsedda plattvärmeväxlare från
fältet
På utvalda plattor från konventionella fjärrvärmeväxlare erhållna från Malmö
konstaterades olika typer av försmutsning. Nedan presenteras några kommentarer och
bilder av dessa.
Som nämnts då kemisk analys av smutsskikt diskuterades, är den huvudsakliga
typen av smuts på primärsidan i värmeväxlare magnetit. Detta gällde även för de ifrågavarande
plattorna.
Sekundärsidan däremot kan försmutsas på flera olika sätt. I en radiator- eller hetvattenkrets
exempelvis förväntar man sig normalt en måttlig beläggning bestående av
magnetit. Men om en läckande krets av motsvarande typ regelbundet fylls på med
obehandlat vatten som innehåller kalk, då fälls det mesta av den tillförda kalken ut i
kretsens värmeväxlare. Skiktet är normalt relativt tunt, blandat med magnetit och
distribuerat ganska jämnt över plattytan.
En värmeväxlarplatta för tappvatten där temperaturerna antagligen varit låga och
temperaturregleringen bra (utan markanta översläng) blev ganska litet försmutsad, se
figur 34. En intressant observation är att små mängder kalk ändå fälldes ut, dels på
ställen där limöverskottet från limning av packningar varit i kontakt med tappvattnet,
dels vid hot spots d v s fiskbensmönstrets kontaktpunkter mellan intilliggande plattor.
Sådana ställen kan även utgöra grogrund för bakterier.
Figur 35 visar ovandelen av två andra plattor med ett tydligt lokalt smutsskikt
längs packningen intill primärvattnets inloppskanal. I det ena fallet är smutsskiktet
kalk (antagligen på grund av övertemperatur), i det andra fallet någon form av packat
slam (i ett stagnationsområde). Den övriga plattytan är däremot nästan ren.
Den sista bilden, figur 36, visar en platta från en eftervärmare (tappvarmvatten)
som måste ha blivit utsatt för kraftig övervärmning. Detta berodde antingen på fel i
reglerautomatiken eller ett mekaniskt fel i reglerventilen på primärsidan. En tjock
"kalkkaka" täckte nästan hela plattytan och orsakade en kraftig minskning av
kanalens genomströmningsarea.
62

Fig. 34 En nästan ren platta från en 2-stegskopplad abonnentcentral i Malmö
(sekundärsida, tappvarmvattendelen). Obetydlig kalkbildning vid hot spots
och på överskjutande lim vid packningen.
Example of a rather clean plate of a 2-stage consumer substation in Malmö
(secondary side, domestic hot water preparation). Traces of scale are found
in hot spots and on excesses of gasket glue.
63

64
mjuk samlad
beläggning
hård kalkbeläggning
Fig. 35 Ojämnt försmutsade plattor från 2-stegskopplade abonnentcentraler i
Malmö (sekundärsida, tappvarmvattendelen).
Example of an unevenly scaled plate of a 2-stage consumer substation in
Malmö (secondary side, domestic hot water preparation).

Fig. 36 Kraftigt igenkalkad platta från en 2-stegskopplad abonnentcentral i Malmö
(sekundärsida, tappvarmvattendelen).
Example of a heavily scaled plate of a 2-stage consumer substation in
Malmö (secondary side, domestic hot water preparation).
65

9 Försmutsningsförebyggande åtgärder
I detta avsnitt skall vi diskutera ett antal försmutsningsförebyggande åtgärder.
Avsikten är dels att ge en överblick av vilka möjligheter som finns, dels att ge en mer
detaljerad diskussion av några åtgärder som den teoretiska och experimentella undersökningen
i föreliggande arbete ger anledning att fokusera särskilt.
Denna uppläggning innebär att vi kommer att göra diskussionen av andra åtgärder
som är välkända inom fjärrvärmebranschen relativt kortfattad.
Vattenkemi i fjärrvärme- och radiatorsystem
När det gäller försmutsning av primärsidan av värmeväxlare i abonnentcentraler,
liksom sekundärsidan i radiatorvärmeväxlare, är det givetvis viktigt att minimera inläckage
i systemen av orenheter i form av syre, hårdhetsbildare mm.
I fjärrvärmenät är en huvudkälla till sämre vattenkemi läckage i varmvattenberedare.
Erfarenheten har visat att åtminstone några typer av tubvärmeväxlare med
kopparslingor i högre grad än plattvärmeväxlare läcker. Orsaken kan t ex vara erosion
i samband med kalkutfällningar på sekundärsidan eller närvaro av marmoraggressiv
kolsyra i dricksvattnet.
Då radiatorsystem normalt fylls upp med obehandlat vatten från ledningsnätet,
bör man begränsa spädvattenmängderna. Kontinuerlig påfyllnad för att kompensera
för eventuellt läckage bör inte förekomma.
Inom traditionell fjärrvärmeteknik har värmeverken i relativt liten grad haft
inflytande på kundernas sekundärsystem, inklusive radiatorvattnets kemi. F n finns
dock en tendens att värmeverken i allt större utsträckning tar hand om kundanläggningarna,
t ex inom ramen för serviceavtal. Det finns anledning att undersöka, om
detta kan utnyttjas för att höja kvaliteten på radiatorvatten, så att försmutsning av
radiatorvärmeväxlarnas sekundärsida kan minskas.
Ett sätt att förverkliga detta kan vara, att värmeverket introducerar olika sorters
utrustning för behandling av sekundärsidans vatten. Självfallet får sådan utrustning
inte bli för dyr. Man kunde t ex överväga om det är möjligt att med hjälp av värme
från fjärrvärmesidan utföra enklare avgasning av radiatorvattnet, som komplement
till den mekaniska avluftning som idag är rätt vanlig i abonnentcentralerna. En annan
möjlighet kunde vara att installera utrustning som reglerar in pH för radiatorvatten
till nivån 9 - 10, som är vanlig för fjärrvärmevatten.
pH-justering framstår som rätt angelägen, bl a i ljuset av de tidigare (i avsnitt 4)
citerade undersökningarna som pekar på att magnetit har mindre tendens att fastna på
värmeöverföringsytor i basiskt vatten, jämfört med neutralt vatten.
En annan strategi kunde vara att värmeverket ser till att all dosering av vatten i
radiatorsystem sker med fjärrvärmevatten. Rent tekniskt borde detta vara den
idealiska lösningen, men den innebär organisatoriska problem, då värmeverket får
sämre kontroll av vattenförlusterna i nätet. Man kan överväga om det går att mäta
vattenleveranser från fjärrvärmenätet till sekundärsystemen på ett enkelt sätt.
66

Det som vi hitintills diskuterat i detta avsnitt har karaktären av att angripa
värmeväxlarförsmutsning vid källan. Därutöver kan man genom att använda filter av
olika slag ta bort magnetitpartiklar mm. Hitintills har man främst inriktat sig på att ta
bort grövre partiklar. Både på primär- och sekundärsidan kan man överväga att höja
ambitionsnivån därvidlag, då partiklar är skadliga på andra sätt än genom att de kan
avlagras på värmeöverföringsytor. Ett annat problem är, att de medför förslitning av
styrventiler på primärsidan och radiatorventiler mm på sekundärsidan.
Läckage i styrventiler är i sin tur en av huvudorsakerna till kalkutfällningsproblem
i varmvattenberedare, då läckaget kan medföra kraftig övervärmning i varmvattenberedaren,
när det inte pågår tappningar. Nedan (avsnitt: Val av kopplingsvariant)
kommer vi närmare in på frågan av ventilläckage.
Dricksvattnets kemi
Av tradition har fjärrvärmebranschen endast i begränsad grad ställt krav på
kemin hos det dricksvatten som tillförs varmvattenberedarna. Man har ansett att
ansvaret för dricksvattnets kemiska sammansättning mm ligger hos vattenverken.
Enligt vår uppfattning finns det anledning för fjärrvärmebranschen att ompröva
denna inställning.
Den vanliga beteckningen: "dricksvatten" är symptomatisk för synen på det
kallvatten som i vattenledningsnäten leds ut till fastigheterna. När systemen tillkom
för mer än 100 år sedan var användning av kallvattnet som livsmedel det primära.
Redan för 1 - 2 generationer sedan hade emellertid kontinuerlig varmvattenberedning
i fastigheterna kommit att bli en självklarhet.
Tillsammans med fastighetsägarna har värmeverken ett klart intresse av att
dricksvattnet inte håller för låg pH eller innehåller marmoraggressiv kolsyra som kan
leda till korrosion i varmvattenberedare och fastighetsinterna distributionssystem.
Även vattenverksbranschen tar i allt större utsträckning ansvar för att dricksvattnet
inte skall verka korrosivt.
På många punkter har de olika involverade branscherna därför intressen som går
i samma riktning när det gäller dricksvattnets kemi. Det praktiska problemet ligger
därför främst i att åstadkomma en aktiv samverkan över branschgränserna och mellan
många olika myndigheter, verk, branschorganisationer mm.
När det gäller frågan om eventuell nedsättning av hårdheten på dricksvatten som
ger kalkutfällningar i varmvattenberedare mm, är saken tekniskt sett mer komplicerat.
Ser man enbart till varmvattenberedarna, kan en allmän och radikal sänkning av
dricksvattnets hårdhet framstå som den enkla lösningen på problemet. Tyvärr låter
detta sig knappast genomföra inom rimlig tid, i synnerhet inte om en rad angelägna
hänsyn måste tas i sammanhanget.
Ett argument mot en allmän sänkning av dricksvattens hårdhet är, att hårt
dricksvatten förefaller minska risken för hjärt-kärl-sjukdomar.
I avsnitt 3 har vi varit inne på synpunkter på central hårdhetssänkning i
vattenverk och omtalade bl a pågående pilotförsök med detta vid VAV-verket i
Malmö. Tendensen inom vattenverksbranschen går trots allt mot att undvika hårt
dricksvatten, även om man inte avser åstadkomma kraftiga sänkningar av hårdheten.
67

Av den tidigare diskussionen framgår, att det inte heller är säkert att något sådant
behövs för att kraftigt reducera kalkutfällningen i varmvattenberedare.
I den mån hårdhetsnedsättning görs lokalt i fastigheterna och enbart på det
vatten som går till varmvattenberedningen, är det möjligt att gå längre med hårdhetsnedsättningen.
Även detta är dock inte oproblematiskt, då det finns anledning att
anta att många enklare mjukvattenfilter ger upphov till korrosionsproblem som bidrar
till höga kopparhalter i avsloppsslam. Det är välkänt, att man efter mjukvattenfilter
måste blanda in obehandlat vatten, så att hårdheten blir t ex 4ºdH. I många fall
slarvas med detta, så att vattnet blir för mjukt. Ett annat problem med lokal
avhärdning är, att den enkla jonbytaren som det i regel är frågan om, normalt inte
kompletteras med justering av pH och alkalinitet. Då man vid hårdhetsnedsättningen
kan kombinera dessa åtgärder, är detta ett argument för att undvika lokala
anläggningar i fastigheterna.
Lokala anläggningar för hårdhetsnedsättningar är förbjudna i Danmark, utom för
s k "tekniskt bruk", dit varmvattenberedning för hushåll inte räknas. I Tyskland
förefaller lokal hårdhetsnedsättning däremot vara tillåten.
En differentierad strategi för hårdhetsnedsättning, som tar hänsyn till ett flertal
relevanta argument, kunde i korthet se ut så här:
- Där råvattnet är hårt, genomför vattenverken en begränsad och gradvis
nedsättning av hårdheten, främst genom att sänka Ca-jonkoncentrationen, inte Mgjonkoncentrationen.
- Lokala anläggningar för hårdhetsnedsättning i fastigheter utnyttjas på ett
differentierat sätt. Detta innebär bl a att hårdhetsnedsättningen begränsas till den
del av ledningsvattnet som går till varmvatten och till tvättmaskiner, medan
kallvatten för matlagning mm inte behandlas.
- Tekniker för lokal hårdhetsnedsättning förfinas och utvecklas. Relativt
påkostade anläggningar används i specialfall, t ex i sjukhus. Automatisk reglering av
pH, alkalinitet och hårdhet utvecklas, t ex genom utnyttjande av den senaste
utvecklingen inom tekniken för jonselektiva elektroder.
Val av systemtemperaturer
Vi har tidigare konstaterat att högre temperatur klart ökar tendensen till kalkutfällning,
att temperaturens inflytande på partikelförsmutsning är relativt svag, och
att ljumma temperaturer främjar tillväxten av Legionella.
Vi har även konstaterat att det vid val av varmvattentemperatur finns ett
dilemma, ifall dricksvattnet är hårt.
Pågående strävanden inom fjärrvärmebranschen att sänka framledningstemperaturer
minskar tendensen till kalkutfällning, men i kombination med höjda
varmvattentemperaturer ökar kraven på effektivitet i värmeövergången för varmvattenberedning.
Samtidiga krav på att undvika kalkutfällning och Legionella-tillväxt kan tala för
att begränsa variationer i primär framledningstemperatur över året, kanske så att
sommartemperaturen är 70ºC och dimensionerande framledningstemperatur är 90ºC.
68

Val av kopplingsvariant
Inom svensk fjärrvärmeteknik är det välkänt att 2-stegskopplingen (fig. 37) är
mindre känslig för kalkutfällning än 3-stegskopplingen (fig. 38). Skälet är, att i den
senare går hela primärflödet genom eftervärmaren, även vid små eller inga varmvattentappningar.
Därvid blir yttemperaturen på sekundärsidan i eftervärmaren hög. I
2-stegskopplingen anpassas däremot primärflödet till eftervärmaren efter flödesvariationerna
på sekundärsidan.
Fig. 37 Tvåstegskoppling.
Two-stage consumer substation.
Fig. 38 Trestegskoppling.
Three-stage consumer substation.
I mindre abonnentcentraler används ibland dubbelvärmeväxling med radiatorkretsen
inskjuten mellan fjärrvärmenätet och varmvattenkretsen (fig. 39). För given
varmvattentemperatur fordrar denna lösning högre primär framledningstemperatur. Å
andra sidan är det med en sådan lösning lätt att förhindra höga yttemperaturer i varmvattenberedaren,
även vid hög primär framledningstemperatur. Därvid minskar även
tendensen till kalkutfällning.
69

70
Dubbelvärmeväxling
Fig. 39 Dubbelvärmeväxling.
Double heat exchange consumer substation.
I kopplingar med varmvattenförråd som laddas med värme från en yttre
laddningskrets (fig. 40) har sättet att koppla in eventuell varmvattencirkulation
(VVC) stor betydelse för yttemperaturen i värmeväxlaren, och därmed för tendensen
till kalkutfällning. Kopplas VVC in i toppen av förrådet (alternativ A), måste detta
laddas med en högre temperatur än utgående varmvattentemperatur, för att VVCförlusten
skall kompenseras. Detta kan undvikas, om man istället (alternativ B)
kopplar in VVC på kallvattenledningen till laddningsväxlaren. Å andra sidan blir då
primärvattnets avkylning sämre.
Förråd med laddningsväxlare.
VVC enligt alternativ A eller B
A
B
Fig. 40 Förråd med laddningsväxlare. VVC enligt alternativ A eller B.
Hot water storage tank with external heat exchanger for charging. Hot
water recirculation according to two alternatives, A and B.
Ifall tesen om att höga tryckfall och höga strömningshastigheter minskar risken
för kalkutfällning är riktig, borde lösningen med förråd och laddningsväxlare ha en
potential att effektivt minska risken för kalkutfällning. Värmeväxlaren och
laddningsflödet kan väljas så att tryckfallet på sekundärsidan blir högt vid laddning. I
genomströmningsberedare kan man visserligen dimensionera för höga tryckfall vid
maximal tappning, men vid vanliga flöden blir tryckfallet lägre. Sådana driftfall
undviker man i laddningsväxlaren.
I abonnentcentraler där laddningsväxlaren inte förses med VVC-vatten, kan en
läckande styrventil på primärsidan leda till kraftig övervärmning av laddnings-
VVC

växlaren utanför perioder med laddningsflöde. När laddningen åter påbörjas, är
yttemperaturen i värmeväxlaren till en början hög, med risk för kalkutfällning i hårt
varmvatten. För att möta denna risk kan man utrusta centralen med en extra ventil på
primärsidan och en automatik som stänger denna ventil i händelse av för hög
temperatur på sekundärsidan.
I fjärrvärmenät där den primära framledningstemperaturen permanent eller tidvis
är hög, kan man överväga olika typer av lösningar där man tar ned temperaturen på
primärsidan, innan framledningsvatten går in i värmeväxlare för varmvattenberedning.
Detta kan vara särskilt aktuellt i östeuropeiska fjärrvärmenät, där framledningstemperaturen
ibland väsentligt överstiger 120ºC.
Ett sätt att ta ned framledningstemperaturen är att ha en recirkulation på
primärsidan (fig. 41).
Fig. 41 Recirkulation på primärsidan.
Primary side recirculation.
En annan möjlighet (fig. 42), som t ex tillämpats i Ungern, är att använda en
kopplingsvariant där varmvattenkretsen på primärsidan ligger efter radiatorkretsen,
och där båda kretsar på primärsidan förses med 3-vägsventiler, för reglering av
utgående sekundärtemperaturer vid olika primär framledningstemperatur och olika
sekundära värmebehov.
Fig. 42 Seriekoppling med by-pass på primärsidan av östeuropeisk typ.
East-European type connection scheme with primary side by-passes.
Dessa båda metoder är termodynamiskt mindre gynnsamma, då de leder till höga
returtemperaturer på primärsidan.
71

Läckande styrventiler är en vanlig orsak till kalkutfällning i varmvattenberedare.
Problemet är särskilt aktuellt i abonnentcentraler, där skållningsskydd åstadkommes
med en 3-vägsventil i tappvattenkretsen. Fig. 43 visar olika lösningar för varmvattenkretsen
i 2-stegskopplingen, återgivna i olika upplagor av Värmeverksföreningens
Tekniska Bestämmelser för Leverans av Fjärrvärme (avseende större abonnentcentraler).
När man har en 3-vägsventil på sekundärsidan, kommer denna vid tillräckligt
stort läckage på primärsidan och tillräckligt liten värmeförbrukning på sekundärsidan,
särskilt när det inte pågår tappningar, att stänga till för flöde från vattenvärmaren.
Självförstärkande förlopp med kraftig övervärmning och kalkutfällning i
eftervärmen kan bli följden.
Även i den senaste varianten utan 3-vägsventil kan man få övervärmning, men
inte lika mycket, beroende på hur stor VVC-slingans värmebehov är. Skållningsskyddet
torde dock vara sämre än i äldre varianter.
Fig. 44 visar ett försök till en innovativ lösning på det kombinerade kalkutfällnings-
och skållningsproblemet. Den bygger på att såväl värmningen av tappvarmvatten
som värmningen av radiatorvatten sker i 2 steg. För- och eftervärmarna
tecknas FT / ET respektive FR / ER. Från det avkylda primärvattnet mellan FR och
ER tar man ut en gren G före inblandning av vatten i primärvatten P till FT, så att
primärtemperaturen kan sänkas före inträdet i FT. Blandningsförhållandet mellan P
och G kan regleras med en 3-vägsventil. Denna ventil kan förses med en automatik
som öppnar för inblandningen av vatten i G, ifall temperaturen på vattnet P överstiger
en inställd gränstemperatur (t ex 90 ºC). 3-vägsventilen kan eventuellt utföras som en
2-lägesventil.
Uppdelningen av radiatorkretsen på 2 värmeväxlare och införandet av en 3vägsventil
på primärsidan utgör givetvis komplikationer. Å andra sidan kan man
notera, att man med denna lösning får ett skållningskydd utan att använda 3vägsventil
på sekundärsidan, som därvid blir enkel.
Ett enkelt sätt att förebygga kalkutfällning och skållningsrisk är att ha någon
form av larmfunktion på varmvattentemperaturen. Larmet kan eventuellt kopplas till
ett fjärrkommunikationssystem, så att varmvattentemperaturen i fastigheterna kan
övervakas från fjärrvärmesystemets kontrollrum. I förlängningen kan man även tänka
sig sådan larmfunktion kompletterad med direkt övervakning av värmeväxlares
försmutsningsgrad, utifrån temperaturer och flöden registrerade i abonnentcentralerna.
Företaget Cetetherm har lanserat en lösning "Ceteprotect", härstammande från
Tyskland, vilken syftar till att åstadkomma effektiv avdödning av Legionella i abonnentcentralen.
I en särskild reaktionstank ser man till att allt tappvarmvatten under en
viss tid magasineras vid minst 70 ºC.
Denna relativt höga temperatur ställer vid tillämpning på platser med hårt
dricksvatten frågan om kalkutfällningar på sin spets. Vid installation i t ex sjukhus
72

Fig. 43 Olika lösningar för varmvattenkretsen i 2-stegskopplingen.
Older and newer recommended diagrams of substations, according to the
Swedish District Heating Association.
73

74
ER
FR
G
Fig. 44 Koppling med två-stegs värmning i både radiator- och varmvattenkrets.
Connection scheme with two-stage heating of both space heating circuit
water and domestic hot water.
borde det dock finnas resurser att kombinera denna speciella lösning med en
avancerad anläggning för vattenbehandling med hårdhetsnedsättning, nedsättning av
alkalinitet och pH-justering.
Val av värmeväxlare
Såsom vi tidigare konstaterat, minskar asymptotisk försmutsning med ökad
strömningshastighet ganska entydigt vid partikelavlagring. I fallet kalkutfällning förefaller
samma typ av tendens finnas, åtminstone över en viss kritisk strömningshastighet.
Accepterar man detta konstaterande, leds man fram till att värmeväxlare bör ha
så små genomströmningsareor som möjligt, dvs tryckfallen skall vara så stora som
möjligt. Givetvis begränsas möjliga tryckfall av andra hänsyn, t ex risk för buller och
krav om tillräcklig ventilauktoritet på primärsidan. Vad beträffar varmvattenvärmares
sekundärsida, borde man överväga mer frekvent bruk av tryckhöjningspumpar i
kombination med val av värmeväxlare med högre sekundärt tryckfall.
Vid risk för kalkutfällning i varmvattenberedare kan man även överväga val av
asymmetriska värmeväxlare för högre tryckfall på sekundärsidan. Kalkutfällningen
borde minska, dels på grund av den ökade turbulensen i sig (större avnötning mm),
dels på grund av lägre sekundär yttemperatur sammanhängande med större
värmeövergångstal på sekundärsidan. Några tillverkare av plattvärmeväxlare tillhandahåller
växlare där asymmetrin åstadkommes genom variationer i pressmönstret
och, så att strömningsmotståndet blir större i varannan kanal.
Tendensen till lokal stagnation i strömningen över en platta kan minskas genom
att förse pressmönstret med ett fördelningsmönster mellan portarna och den egentliga
värmeöverföringsytan. Denna sofistifikation har på senare år blivit vanlig för pack-
P
ET
FT

ningsförsedda växlare, om man bortser från små dimensioner. Fördelningsytor tycks
emellertid inte vara vanliga i fallet lödda värmeväxlare. Man kan därför fråga sig om
lödda växlare på denna punkt är sämre.
Varmvattenreglering och VVC
Dålig varmvattenreglering är säkert en medverkande orsak till många fall av
kalkutfällning i värmeväxlare. Många regleringar av styrventiler är långsamma och
har för litet reglerområde. Framkomsten av de små, hellödda värmeväxlarna ställde
detta problem på sin spets.
För långsam reglering medför bl a att fjärrvärmeflödet inte minskar tillräckligt
snabbt vid slutet av en varmvattentappning, varvid ytan övervärms. Detta innebär att
ett överskott av värmeeffekt avsätts på sekundärsidan. Dessutom medför kombinationen
av stor primär och liten sekundär strömningshastighet en förhöjning av yttemperaturen
på sekundärsidan, p g a högre värmeövergångstal på primärsidan.
Ett annat problem som ibland uppträder, är pendlingar i varmvattentemperaturen.
Orsaken kan vara för litet reglerområde, ventilhysteresis eller en olämplig kombination
av parametrar som gör den återkopplade reglerkretsen instabil.
Utvecklingen inom ventiltekniken har på senare år gått mot snabbare reglering.
Fortfarande kan tappvattenregleringen dock i allmänhet inte säkert sägas uppfylla alla
krav på snabbhet och stabilitet.
En intressant utveckling har varit att den traditionella återkopplade termostatiska
regleringen i några reglertekniska lösningar har kombinerats med olika typer av framkoppling,
där variationer i tappvattenflödet direkt påverkar primärflödet, så att detta
minskar snabbt vid tappvattenslut. Flera danska tillverkare har lanserat olika sådana
koncept och erbjuder numera 5 års garanti mot kalkutfällning i beredare för småhus.
En byggnadskategori som kan vara särskilt värt att beakta i det fortsatta
utvecklingsarbetet inom detta område, är mindre flerbostadshus. Sammanlagringseffekten
är mindre än i stora fastigheter, och det uppträder ofta långa drifttider med
flöden som är en bråkdel, kanske någon procent, av det dimensionerande tappvattenbehovet.
Ett sätt att säkra en undre gräns på värmebehovet för tappvarmvatten och en
undre gräns för sekundärflödet genom varmvattenberedaren, är att se till att det finns
varmvattencirkulation. Dessutom ökar VVC värmeövergångstalet på sekundärsidan,
vilket sänker sekundärsidans yttemperatur. Även i fastigheter utan VVC-ledningar
kan man säkra ett minimiflöde genom beredaren genom att låta en del av flödet efter
växlaren recirkulera, s k "falsk VVC".
Tendensen att asymptotisk kalkförsmutsning minskar med stor strömningshastighet
kan tala för att välja ett högt VVC-flöde. Risken för erosionsskador i
kopparrör måste då beaktas. Det är tänkbart att man i några fall med plattvärmeväxlare
kan få en optimal lösning med liten erosionsrisk och låg asymptotisk försmutsning
genom att kombinera normal VVC med en överlagrad recirkulation vid
växlaren.
75

Materialval
Frågan om materialvalets betydelse för tendensen till värmeväxlarförsmutsning
har i denna studie inte studerats tillräckligt för att ge frågan en mera ingående
behandling. Det förefaller sannolikt, att nya materialtekniska lösningar, t ex beläggningar
på värmeöverföringsytor, kan minska försmutsningsbenägenheten.
Givetvis är det viktigt att välja sådant material att korrosion undviks. Sedan länge
är det praxis att i plattvärmeväxlare för fjärrvärme använda syrafast rostfritt material,
varvid allmän korrosion normalt undviks.
I en omfattande tysk studie över kalkutfällning [24] på en stor mängd material
visade det sig att materialvalet hade förvånansvärt liten betydelse.
Inom livsmedelsindustrin är det av stor vikt att olika apparater, bl a värmeväxlare,
är utförda i material som i så liten utsträckning som möjligt ger upphov till
att smuts fastnar och att mikroorganismer förökar sig på ytan. Syrafast rostfritt och
glas är standardmaterial inom livsmedelsindustrin. Nyare undersökningar [47] har
visat att olika typer av bakterier har olika benägenhet att fastna på hydrofoba
(vattenavvisande) respektive hydrofila ytor. Det är möjligt att resultat inom denna
forskning så småningom kan komma till nytta vid val av material för varmvattenberedare.
Redan nu kunde man överväga, om man vid val av ytfinish för varmvattenberedare
borde välja den högre standarden som blivit praxis inom livsmedelsindustrin.
Innan ett sådant eventuellt beslut fattas, måste det visas att man därmed
verkligen erhåller en försmutsningförebyggande effekt som kan motivera den högre
kostnaden.
Det är allmänt bekant att koppar har en bakteriedämpande (baktericid) verkan.
Hellödda plattvärmeväxlare med kopparlod har därför möjligen på denna punkt ett
försteg framför packningsförsedda växlare.
Den potentiella mikrobiella tillväxten på packningar i plattvärmeväxlare har
tidigare påtalats. Boverkets Nybyggnadsregler [4] och Tekniska Bestämmelser [1]
från Värmeverksföreningen täcker i princip denna fråga, men det finns ett behov av
en uppföljning med mera konkreta detaljanvisningar. Ett sätt kunde vara att
lagstiftaren och enskilda värmeverk fordrar att tillverkaren visar att använda
packningsmaterial inte främjar mikrobiell tillväxt, t ex genom prov liknande de som
British Standard [35] föreskriver.
Värmeverk som i sina nät har äldre, packningsförsedda plattvärmeväxlare kan
sannolikt minska risken för Legionella-tillväxt genom att byta ut gamla packningar
mot nya EPDM-packningar, t ex i samband med värmeväxlarrengöring.
Magnetisk och elektrisk vattenbehandling mm
Olika typer av magnetisk, elektrisk och liknande vattenbehandlande utrustning
marknadsförs som kalkutfällningsförebyggande apparater. Uppfattningen om deras
effektivitet går mycket isär.
76

En tysk handbok [49] om VVS-teknik säger till exempel att: "... Zahlreiche
Untersuchungen haben jedoch ergeben, dass diese sog. "physikalischen Verfahren"
keine Wirkung haben."
Sannolikt är detta uttalande för kategoriskt. Ingående danska undersökningar
[28], [50], [51] har påvisat en klar effekt i vissa fall av vattenbehandling med
magnetiska apparater. Effekten är dock lynnig och förefaller bl a bero på halten och
sammansättningen av partiklar i vattnet. I några fall tycktes effekten av en apparat vid
laboratorieförsök egentligen inte härröra magnetfältet, utan mer på det tryckfall som
apparaten förorsakar i vattenflödet, sannolikt i samband med kavitation. Å andra
sidan verkade magnetfältet i andra fall ha en verkan. Det finns ett flertal tänkbara
förklaringar till att magnetfält kan inverka på kalkutfällningen. En av dessa
förklaringar bygger på Lorenz-effekten, dvs. att det verkar krafter på elektriskt
laddade partiklar som rör sig i ett magnetfält.
77

10 Referenser
[1] Värmeverksföreningen: Tekniska bestämmelser för leverans av fjärrvärme.
Stockholm 1992.
[2] Cross, P.H.: Preventing fouling in plate heat exchangers.
Chemical Engineering, jan. 1979, p. 87-90.
[3] Matsson, E.: Tappvattensystem av kopparmaterial.
Svensk Byggtjänst, Stockholm 1990.
[4] Frederiksen, S.: Lågtemperatur grogrund för legionella.
VVS-Forum, dec. 1990, p. 90-92.
[5] Boverket: Byggregler 94.
Boverkets skrift BFS 1993:57.
[6] Peterson, F.: Försmutsning av värmeväxlare för varmvattenberedning.
Tekniska meddelanden nr. 121, 123 och 125 från inst. för uppvärmnings- och
ventilationsteknik, KTH, Stockholm 1978.
[7] Svenska Vatten- och Avloppsverksföreningen: Vattenbeskaffenhet 1989.
Stockholm 1991.
[8] Personlig referens till ett antal svenska värmeverk och bostadsrättsföreningar.
[9] Cronholm, L.-Å.: Projekt om värmeväxlarrenovering
(VÄRMEFORSK-projekt, publicering väntas inom kort)
Fjärrvärmeutveckling AB, Nyköping.
[10] Personlig referens till "Projekt Fjärrvärme 90" vid Malmö Energi.
[11] Taborek, J., Aoki, T., Ritter, R.B., Palen, J.W. & Knudsen, J.G.:
Heat Transfer, Part 1: Fouling, the Major Unresolved Problem in Heat
Transfer. Part 2: Predictive Methods for Fouling Behaviour.
Chemical Engineering Progress, February 1972, p. 59-67 (part 1) and July
1972, p. 69-78 (part 2).
[12] Personlig referens till Århus Kommunale Værker, Danmark.
[13] Dansk Ingeniørforening: Norm for vandinstallationer. Dansk Standard DS
439, 2. udgave 1989.
Teknisk Forlag, København.
[14] Ovesen, K., Schmidt-Jørgensen, F. & Bagh, L.: Bakterievækst i
varmtvandssystemer, forsøg i praksis.
Rapport 235, Statens Byggeforskningsinstitut, Hørsholm 1994.
78

[15] Brock, T.D. (Ed.): Thermophile Microorganisms and Life at High
Temperatures.
Springer-Verlag 1978.
[16] Verein Deutscher Ingenieure: Vermeidung von Schäden durch Steinbildung
in Wassererwärmungs- und Warmwasserheizungs-Anlagen".
VDI-Richlinie 2035 (Entwurf), April 1991.
[17] Brink, H., Slaats, N. & Eekhout, J.v.: Advanced methods to predict scaling in
drinking water systems.
Informationsblad från KIWA N.V. Research and Consultancy, Holland.
[18] Szewzyk, R. & Stenström, T.A.: Kartläggning av förekomsten av Legionella i
svenska vattensystem.
Publikation R9:1993 från Byggforskningsrådet, Stockholm.
[19] Börner: Verkeimung selbst in Durchfluss-Erwärmern.
Föredragsreferat i Sänitär- und Heizungstechnik, Nr. 2, 1989, p. 82 + 85.
[20] Personlig referens till olika värmeverk och tillverkare av plattvärmeväxlare.
[21] Enander, L. & Berghult, B.: Alkalinitetshöjning som korrosionsskydd i
dricksvattenledningar.
Vatten, nr. 1, 1994, p. 7-19.
[22] Johansson, E.L., Hedberg, T. & Berghult, B.: Invänding korrosion av
kopparledningar för dricksvattendistribution.
Vatten, nr. 2. 1994, p. 103-111.
[23] Schock, M.R.: Internal Corrosion and Deposition Control, kap. 17 i
Pontius, F.: Water Quality and Treatment, 4. Ed.
McGraw-Hill Inc., 1990.
[24] Rudert, M. & Müller, G.: Experimentelle Untersuchungen über den Einfluss
wichtiger Parameter (Hydrochemie, Temperatur, Versuchsanordnung,
Aufwuchs-Unterlage) auf die Bildung technischer Carbonat-Inkrustationen
("Kesselstein").
Chemiker-Zeitung, Nr. 5, 1982, p. 191-209.
[25] Personlig referens till Malmö Vatten- och Avloppsverk.
[26] Sheikoleslami, R. & Watkinson, A.P.: Scaling of Plain and Externally Finned
Heat Exchanger Tubes.
Journal of Heat Transfer, Febr. 1986, p.147-152.
[27] Bott, T.R.: Crystallisation Fouling - Basic Science and Models. Kapitel i:
Somerscales, E.F.C. & Knudsen, J.G. Fouling in Heat Transfer Equipment.
Hemisphere Publ. Corp., 1981.
79

[28] Stumper, R.: Die Physikalische Chemie der Kesselsteinbildung und ihrer
Verhütung.
Sammlung chemischer und chemisch-technischer Vorträge,
Neue Volge Heft 3, Verlag von Ferdinand Enke in Stuttgart, 1930.
[29] Lindegaard-Andersen, A.: Elimination af kalkbelægninger ved fysisk
vandbehandling - med eller uden magnetfelt.
Skriftlig dokumentation av föredrag 10.3.1991 i Dansk Vandteknisk Forening.
Laboratoriet for Teknisk Fysik, Danmarks Tekniske Højskole.
[30] Müller-Steinhagen, H. & Reif, F.: Thermische und Hydrodynamische
Einflüsse auf die Ablagerung suspendierter Partikeln an beheizen Flächen.
Forschungsberichte VDI, Reihe 19, Nr. 40. Düsseldorf 1990.
[31] Olivera, R., Melo, L. & Pinheiro, J.D.: Fouling by Aqueous Suspensions of
Magnetite Particles - the Effect of pH and Ionic Strength.
Keffer, J.F., Shah, R.K. & Ganic, E.N. (editors): Experimental Heat Transfer,
Fluid Mechnics, and Thermodynamics.
Elsevier Science Publishing Co., Inc. 1991.
[32] Personlig referens till:
Centralkommunernes Transmissionsselskab I/S (CTR) och
Vestegnens Kraftvarmeselskab I/S (VEKS), båda i Köpenhamn.
[33] Artikel i Sydsvenska Dagbladet, 23.9.1994.
[34] Rowbotham, T.J.: Isolation of Legionella pneumophila from clinical
specimens via amoebae, and the interaction of those and other isolates with
amoebae.
Journal of Clinical Pathology, 24 March 1993, p. 978-986.
[35] Colbourne, J.S., Smith, M.G., Fisher-Hoch & Harper, D.: Water Fittings as
Sources of Legionella pneumophila in a Hospital Plumbing System.
The Lancet, Jan. 28, 1984, p. 210-213.
[36] British Standard 6920: Suitability of non-metallic products for use in contact
with water intended for human consumption with regard to their effect on the
quality of the water.
British Standards Institution, 1990.
[37] Krongaard Kristensen, K. & Samsøe-Schmidt: Mikrobielle problemer i
varmtvandssystemet.
Dansk Veterinærtidskrift, nr. 15, 1988, p. 786-797.
[38] Atterholm, I., Ganrot-Norlin, K., Hallberg, T. & Ringerz, O.: Unexplained
Acute Fever after a Hot Bath.
The Lancet, October 1, 1977, p. 684-686.
80

[39] Kern, D.Q. & Seaton, R.A.: A Theoretical Analysis of Thermal Surface
Fouling.
British Chemical Eng., No. 5, 1959, p. 258-262.
[40] Hasson, D., Avriel, M., Resnick, W., Rozenman, T. & Winreich, S.:
Mechanism of Calcium Carbonate Scale Deposition on Heat-Transfer
Surfaces.
I. & E C Fundamentals, No. 1, Febr. 1968, p. 59-65.
[41] Novak, L.: Comparison of the Rhine River and Öresund Sea Water Fouling
and Its Removal by Clorination.
Journal of Heat Transfer, 1982, p. 663-670.
[42] Watkinson, A.P., Louis, L. & Brent, R.: Scaling of Enhanced Heat Exchanger
Tubes.
The Canadian Journal of Chemical Engineering, October, 1974, p. 558-562.
[43] Watkinson, A.P. & Martinez, O.: Scaling of Heat Exchanger Tubes by
Calcium Carbonate.
Transactions of the ASME, November 1975, p. 504-508.
[44] Cooper, A., Suitor, J.W. & Usher, J.D.: Cooling Water Fouling in Plate Heat
Exchangers.
Heat Transfer Engineering, No. 3, jan.-mar. 1980, p. 50-55.
[45] Gudmundsson, J.: Particulate Fouling. Kapitel i:
Somerscales, E.F.C. & Knudsen, J.G.: Fouling in Heat Transfer Equipment.
Hemisphere Publ. Corp., 1981.
[46] Thonon, B., Vidil, R. & Marvillet, C.: Recent Research and Developments in
Plate Heat Exchangers.
ICHMT - International Symposium on New Developments in Heat
Exchangers, 6-9 sept. 1993 in Lisbon, Portugal.
[47] Värmeverksföreningen: Tekniska bestämmelser för leverans av fjärrvärme.
Stockholm 1988.
[48] Rönner, U., Husmark, U. & Henriksson, A.: Adhesion of bacillus spores and
its relation to hydrophobicity.
Journal of Applied Bacteriology, 1990, p. 550-556.
[49] Recknagel, H., Sprenger, E. & Hönmann, W.: Taschenbuch für Heizung und
Klimatechnik.
64. Aufl. 1988/89, R. Oldenburg Verlag.
[50] Jensen, J.U., Lindegaard-Andersen, A. & Spies, F.: Microparticles in Tap
Water and Scale Prevention Water Treatment.
81

[51] Jensen, J.U.: Afhandling for erhvervsforskerprojektet Fysisk Vandbehandling.
Grundfoss A/S og Fysisk Institut, Danmarks Tekniske Højskole, 1993.
[52] Wollerstrand, J.: Parameteridentifiering i en dynamisk modell av genomströmningsberedare
för tappvarmvatten.
ISRN LUTMDN/TMVK--3156--SE, licentiatavhandling, 1993.
Publikationer som inte citerats direkt i texten men som utgör ytterligare
centrala referenser:
Om försmutsning och värmeväxlarförsmutsning allmänt:
[53] Epstein, N.: Thinking about Heat Transfer Fouling: A 5 x 5 Matrix.
Heat Transfer Engineering, No. 1, jan.-mar. 1983, p. 43-56.
[54] Bohnet, M.: Fouling von Wärmeubertragungsflächen.
Chem.-Ing.-Tech., Nr. 1, 1985, p. 24-36.
[55] Somerscales, E.F.C.: Fouling of Heat Transfer Surfaces: An Historical
Review.
Heat Transfer Engineering, No. 1, 1990, p. 19-36.
[56] Müller-Steinhagen, H.: Verschmutzung von Wärmeübertragungsflächen.
Kapitel Oc i:
VDI-Wärmeatlas, 6. Auflage 1991.
[57] Helmig, J.: Surface Kinetics in District Heating Systems.
Department of Heat and Power Enginering, Lund Institute of Technology
& Nordic Council of Ministers,
rapport 1993.
Om kalkutfällning och kristallisationsförsmutsning:
[58] Horn, W., Buss, E. & Probst: Neue Aspekte der Kühlwasserpflege im
Hinblick auf den Einfluss und die Kontrolle der Systemverschmutzungen.
VGB Kraftwerkstechnik, Heft 2, 1980, p. 140-145.
[59] Hasson, D.: Precipitation Fouling. Kapitel i:
Somerscales, E.F.C. & Knudsen, J.G.: Fouling in Heat Transfer Equipment.
Hemisphere Publ. Inc., 1981.
[60] Müller-Steinhagen, H.M. & Branch, C.A.: Comparison of Indices for the
Scaling Tendency of Water.
The Canadian Journal of Chemical Engineering, December 1988, p. 1005-
1007.
82

[61] Lane, R.W.: Control of Scale and Corrosion in Building Water Systems.
McGraw-Hill, Inc., 1993.
Om partikelförsmutsning:
[62] Munser, H.: Fernwärmeversorgung.
VEB Deutscher Verlag für Grundstoffindustrie, Leipzig, 1979.
[63] Epstein, N.: Particulate Fouling on Heat Transfer Surfaces: Mechanisms and
Models. Kapitel i:
Somerscales, E.F.C. & Knudsen, J.G.: Fouling in Heat Transfer Equipment.
Hemisphere Publ. Inc., 1981.
[64] Müller-Steinhagen, H., Reif, F., Epstein, N. & Watkinson, A.P.: Influence of
Operating Conditions on Particulate Fouling.
The Canadian Journal of Chemical Engineering, February 1988, p. 42-50.
Om mikrobiell tillväxt:
[65] Thornsberry, C., Barlows, A., Feeley, J. & Jakubowski (editors):
Legionella, Proceedings of the 2nd International Symposium.
American Society for Micrbiology, Washington, D.C., 1984.
[66] Characklis, W.G. & Marshall, K. (editors): Biofilms.
John Wiley & Sons, Inc., 1990.
[67] Brundrett, G.W.: Legionella and Building Services.
Butterworth-Heinemann Ltd., 1992.
Delrapport inom föreliggande projekt:
[68] Narfgren, Å.: Abonnentcentraler för fjärrvärme, undersökning av
försmutsningsförlopp i värmeväxlarna.
Delrapport, inst. för värme- och kraftteknik, Lunds Tekniska Högskola,
februari 1993.
83

Bilagor
84

Paper 5

MAXIMUM AND DESIGN HOT WATER LOADS
IN DISTRICT HEATING SUBSTATIONS
L Arvastson ? , S Frederiksen y, T I Hoel , J Holst ?
A Holtsberg ? , B Svensson y and J Wollerstrand y
? Department of Mathematical Statistics
Lund Institute of Technology, Box 118, S-22100 Lund, Sweden
Phone: +46 46 2228550; Fax: +46 46 2224623
y Department of Heat and Power Engineering
Lund Institute of Technology, Box 118, S-22100 Lund, Sweden
Phone: +46 46 2229280; Fax: +46 46 2224717
Department of Refrigeration and Air Conditioning
Norwegian Institute of Technology, N-7034 Trondheim, Norway
Phone: +47 73 593900; Fax: +47 73 593859
September 16, 1997
Abstract:
This paper adresses the question of large hot water loads in district heating substations,
on a general basis and in a statistical study of empirical data.
Design hot water loads are needed when selecting sizes for heat exchangers, control valves,
ow meters and service pipes for district heating substations. In practice, such loads are
based on national norms and on various design practices. However, it is often claimed
that this leads to oversizing of components, resulting in less than optimal performance
of thermostatic hot water controls and heat meters. Unfortunately, discussions on this
matter are often based on poorly de ned design philosophies and on loose statistical
concepts. Therefore, an e ort is made in the paper to clarify the discussion on these
points.
Analyses of series of measurements of hot water loads in a building connected to the
district heating network in Malmo, Sweden, are presented and discussed in the empirical
part of the paper. It is shown that an extreme value distribution well discribes the
maximum hot water loads.
With reference to this study and to other hot water load measurements reported in the literature,
a design procedure including primary ow limiters is outlined. It is believed that
this altogether will contribute towards more rational decisions in design and to trimming
of overall network performance.
Key Words:
Hot water consumption, Extreme value distributions, DH substations, Flow limitation
1

1 Background and Problem Statement
Space heating and hot water production installations in buildings are designed for peak
load conditions where the power demand is much higher than during average load conditions,
cf. e.g. [2]. The design for space heating usually relates to meteorologically extreme
conditions, which seldomly occur. However, extreme loads may be encountered
during more normal weather conditions due to night setback. The equipment for hot tap
water production has to be dimensioned according to the assumed peak demand and the
aggregated e ects from the ensemble of inhabitants in the building.
These design situations lead to a treatment of the extreme heating and hot water power
demand loads. The basis for this part of e.g. the 'Rules for Construction of new Buildings'
in Sweden, [2] presented and derived in [7], the Hunter method [8], or the method in
[12], is a representation of the total load assuming that it can be described by a normal
distribution. The extreme values are then derived using this distribution. However, the
extreme values may be treated irrespective of the load during average conditions, which
leads to a treatment of the randomness of the problem by using extreme value statistics.
This approach is taken in this paper and it is shown that an extreme value distribution
in fact gives a good description of the empirical data material.
Also in more aggregate situations, like in district heating supply for a larger area, probabilistically
based control strategies using the extreme part of the distribution of the power
demand, can be used. In [15], a Generalized Predictive Control (cf. [3], [4]) strategy,
aiming at controlling the supply temperature in such away that the ow is close to but
below a maximum value with a given probability, is discussed.
Section 2 of the paper discusses the design problem in more detail. In section 3 a short
presentation of extreme value distributions is given, and they are then applied to empirical
data from a building in Malmo, Sweden. The application is given in section 4 and shows
that the extremes may bewell described by using a distribution of this type. In section
5 a control strategy using this knowledge is outlined. A summary is given in section 6.
2 Sizing for tap water load in substations
The heating and hot water production equipment in buildings must be designed for load
variations, sometimes including the possibility of peaks which are much higher than at
average load conditions.
Design of space heating systems for unusually cold winter days is a classical problem,
which is treated carefully in many national design codes. Here, statistics describing meteorological
variations is transformed into engineering guidelines, taking e.g. the heat
storage capacity of building structures into account. The fact that many years may pass
before a building is exposed to the extreme design conditions in addition creates validation
problems.
However, if the heating system of a building is operated in an intermittent way, in order
to save energy, forced heat-up during morning hours may create peak load conditions,
even on days with a mild outside air temperature. Thus, in a substation of a building
2

connected to a district heating (DH) network, the control valve determining the primary
circuit water ow for space heating may very well reach its full-open position on many
days during a heating season.
In DH substations domestic hot water for household tapping may be provided for, either in
con gurations of equipment that incorporates hot water storage or without such storage,
i.e. in con guration solutions with instantaneous water heaters. In the latter case peak
loads may become much bigger than the average load. In smaller buildings such tap water
peaks may even be several times the design space heat load.
The considerable load range of instantaneous water heaters may be particularly troublesome
to handle in the design and selection of control valves and ow meters of heat
metering systems. If a big control valve is selected, it may be forced to work continuously
below its minimum ow value, typically resulting in undesired on-o operation. Similarly,
if ow meters are selected to cope with big ow rates, they may be forced to operate
most of the time at values in the lower end of the operating range, which will a ect the
measurement accuracy adversely. Load variations may also pose problems to the selection
of heat exchangers, but for this type of component oversizing may be partly bene cial in
that it may improve the heat transfer capacity.
Over the years, DH engineers have often claimed that codes and design practices tend
to lead to oversizing of equipment for instantaneous water heaters, cf. e.g. [5], [6] or[14]
with discussion in [13]. A rational treatment of this question requires that both empirical
data on loads in buildings and acceptable comfort levels are treated in a statistically
rigorous way. However, it is only too often, for instance, that peak measurements are
given without speci cation of the sample time, (i.e. time interval during which the load
is represented with the mean value). This makes a rational discussion di cult, since for
a given consumption pattern the size of the peaks decreases signi cantly with a longer
sample time, cf. gure 1, showing empirical data from the experimental setup mentioned
in section 4.
Most national design codes for sizing of tap water equipment basically seem to be related
to some kind of acceptance criterion, although the exact criterion is not always stated
explicitly. Typically, the design aim may have been to assure that shortage in hot water
supply should not be expected for more than a certain small fraction (e.g. 0.1%) of a
longer operation period, cf. gure 1.
An important aspect which isfrequently overlooked is that design rules must take into
account not only conditions in average buildings, but also conditions in buildings which
by chance are occupied by a concentration of people who use more hot water than the
average person. An average consumer may be justi ed in expecting that he should not
frequently su er from hot water shortages because of a misfortune of living in a building
which happens to house anumber of high-level consumers. The design technique must
also take this second level of extremes into consideration by satisfying also the demand
to the high-level consumer to a reasonable extent. Of course, there are also buildings in
which the occupants on the average use less than average amounts of hot water. The
building for which empirical data is given below in section 4 belongs to this category.
Therefore, it seems reasonable to supplement the acceptance criterion with some statistical
building fraction criterion, e.g. by enforcing the acceptance criterion to be met in some
3

ml/s
10 3
10 2
10 −3
60m
10m
Peak load
10 −2
fraction of time
Figure 1: Flow duration curve, i.e. the picture shows the fraction of time the ow was
above a certain level in an experiment of the kind mentioned in section 4. Di erent
sampling times over which the ow isintegrated give di erent results however, and in the
gure three curves are plotted, corresponding to 1 minute, 10 minutes and 60 minutes
sampling time respectively.
reasonably large fraction (e.g. 90%) of all buildings. Such a supplement will allow also
for the ignorance during design about the hot water demand habits of future inhabitants
in a particular building.
Hence, when it comes to handling variations in heat loads in DH networks, it seems both
pro table and possible to work out methods for taking actual di erences in consumption
habits into account. As will be discussed in section 5 it seems possible to devise practical
equipment to realize this and thereby improving the overall performance of the DH
network.
3 On the theory for extreme values
Extreme value theory is used e.g. in connection with description of stochastic loads like
those that may occur on a pipe when a ected by randomly varying temperature, in
connection with reliability of structures like bridges or materials like bundles of bers, or
to describe the wave heights that may occur on the sea to assure that the oil platforms
there in a reasonable way are dimensioned to handle also the largest waves that may
hit them. It is described in the textbook [11], and on a more mathematical basis in the
monograph [10].
The theory for extreme values deals in its most basic form with the asymptotic properties
of the maximum
M n = max( 1; 2;:::; n)
of the sequence of n independent and identically distributed random variables i;i =
1;:::;n as n !1. In addition also dependent sequences and continuous time processes
are handled, treating e.g. random waves or e ects of random loads.
4
1m
10 −1

An essential result is that the maximum of a sequence may have only one out of three
possible types of distributions. Only the rst and second typeisofinterest in connection
with the extreme hot water loads on the DH net, and both have been used in the empirical
study discussed in section 4.
The rst type is the Gumbel distribution, where the distribution function is
F (x) = exp ,e ,(x,b)=a ; ,1

ml/s
200
150
100
50
Hot tap water during one hour
0
0 10 20 30
minutes
40 50 60
Figure 2: The measurement pattern consists of large peaks of very short durations, mostly
only a small fraction of a minute. Also, tappings of are clearly visable which are lower
but last longer, typically from a few minutes up to ten minutes.
The hot tap water consumption was registered during three periods, 94.12.03 { 94.12.15,
94.12.24 { 95.01.04, and 95.01.18 { 95.01.30. The measurement pattern consists of large
peaks of very short durations, mostly only a small fraction of a minute. Also, tappings
of are clearly visable which are lower but last longer, typically from a few minutes up to
ten minutes. Atypical one hour registration is seen in gure 2.
The sample time of the registrations was originally 2 seconds but was integrated to 10 seconds
before the analysis. The sample time is very in uential indeed when the \maximum
ow" is discussed. A series of measurements from this building shows that when going
from a sample time of 10 seconds to 1 minute, the maximum measured (integrated) ow
decreases 1.2 times, and changing the time resolution from 10 seconds to 1 hour results
in a decrease of the maximum measured ow with a factor 4.2.
A rst analysis of maximum ows is aiming at answering the question of how probable
are really extreme registrations, the extreme value approach.
The registrations (i.e. 10 seconds integrated registrations) were scanned for the highest
one every day. The two extreme value distributions, mentioned in section 3 were tried out
as possible ways of describing the maximum ows. In addition, they were also adapted
to a normal distribution in accordance with the proposal in [12] and in the basis for the
regulations, cf. [2] and [7]. The results show clearly that the normal and the Weibull
distributions are not very well suited for describing the data. However, gure 3 seems to
indicate that the registered extreme values should follow the Gumbel distribution since
they form an approximately straight line. The resulting density function is shown in
gure 4. If the parameters in the distribution are as indicated by the tted line in gure 3
then one may compute e.g. that the probability is 1 % that the maximum ow is larger
than 0.98 one day, or equivalentely that such large a ow registration is found only three
to four days per year on the average.
Also when data are subsampled to 30 seconds and used together with similar registrations
from 1989, the resulting plots show that the Gumbel extreme value distribution cannot
6

-ln[-lnF(x)]
5
4
3
2
1
0
-1
-2
0.3 0.4 0.5 0.6 0.7
Max. flow [l/s]
0.8 0.9 1
Figure 3: Probability paper for Gumbel's extreme value distribution. Maximum daily
measurements from Cedergatan 7 in Malmo.
be rejected.
Measurements of extreme hot water loads in commercial buildings, that are presented and
analyzed in [16] are also shown to be well described by an extreme value distribution of
this type.
It should be noted that only the highest ows during a given short period (10 seconds) of
the day are discussed here. By modelling the load process over the whole day, with the
same or a di erent time basis, a number of other questions can be answered, such as the
total time the ow isabove a certain limit. The latter is part of the \Fraction of Total
Time" (FTT), which is de ned as
FTT =
Time that the ow is larger than a limit
:
Total time
This may seem to be a well de ned criterion to work with. It may be used in connection
with the ow limitation discussed in section 5. An extended modelling may be needed to
make this criterion fully operative. On the presented modelling basis, essential problems
are connected with the relation between the extreme value distribution and the limit
that's need in the computation of the FTT and with the fact that it does not take the
time basis, i.e. the sample time over which one integrates the ow into account. The
gure 1 illustrates this clearly.
7

f(x)
4
3.5
3
2.5
2
1.5
1
0.5
0
0 0.2 0.4 0.6 0.8 1 1.2 1.4 1.6 1.8 2
Max. flow [l/s]
Figure 4: Resulting density function for the estimated Gumbel distribution.
5 Control principles using extreme values
Sketch of a sophisticated ow limiter concept
In several countries, ow limiters have been in operation in DH networks for many years.
Most such devises are of a pure mechanical design, typically incorporating a self-acting
valve controlled by pressure di erential diaphragm. Also some electronic limiters have
appeared in the market, but so far they do not seem to have gained wide acceptance in
DH practice.
For a DH company a main attraction with ow limiters is that, provided they are generally
installed in all the substations of a network, the limiters will even out temporary
overall delivery shortages at high network loads. In networks without ow limiters, control
systems in substations close to network distribution pumps secure a su cient DH
water owrate to the particular substation, at the expense of substations connected in
the periphery of the network, since there is no information about the global status of
the net available to the local controller. Hence, pressure di erences between supply and
return lines may drop heavily, followed by a drastic heat supply shortage.
When a DH company prescribes installation of ow limiters as a standard requirement, the
heat charge structure may preferably contain a xed charge component which is related
to the maximum DH owrate, as given by the setting for the ow limiter. Thus, the
xed charge is related to an actual maximum, rather than to an estimated maximum over
which endless disputes can be made.
However, the full potential of ow limitation is easier to utilise in substations with a
8

C
C
C
REGULATOR
kg/s
SPVA
C
LIMITER
TAVA
Figure 5: A possible control system con guration using limiters as part of valve control
storage capacity for hot water, as compared to installations with instantaneous water
heaters. If the ow limit is set high enough to allow for high, short peaks, the limitation
becomes ine cient in relation to lower load levels of a longer duration. Thus, there is a
need for limitation equipment which does not simply cut at a certain level, a discrimination
should be made which takes into account the duration of the peaks.
To a certain extent such a facilitymay be possible to achieve with pure mechanical devices.
But utilization of electronics and data processing equipment opens up for a number of
attractive re nements of control concepts with ow limitation.
Figure 5 is a sketch of a system along these lines, where a standard control system is
extended to a multivariable con guration with a limiting facility in order to handle also
situations with existing or threatening heat shortage. Here, an electronic ow limiter
box, LIMITER, acts multivariably on control valves SPVA and TAVA for space heating
and tap water heating circuits, respectively. The limiter is part of a the controller in
the system but it uses for the limiting action only the supply and return temperature
together with the total DH circuit owrate to the substation. In addition to the supply
and return temperatures and the owrate, the outdoor and the resulting temperatures
are measured for the REGULATOR. The owrate is collected from a owmeter, which in
a conventional way also transmits the ow signal to a heat metering unit.
The ow signal is ltered before it is passed on to the ow limiter in order to reduce the
in uence of the peaks to a degree which depends on the duration of the peaks, i.e. shorter
peaks may be tolerated by the system and should not have too much in uence on the
limiting action. Hence, the lter is essentially some kind of low-pass lter.
In addition to peak cutting in the lter, the substation control system may perform peak
cutting by a function whichmay be termed \heat borrowing". This means that for shorter
periods of operation the heat supply to the space heating loop may be cut back, for the
bene t of temporary peak supply to the hot water circuit. Such heat borrowing will normally
be permissible due to the fact that heat storage capacities of building structures
C
9

substantially reduce variations in indoor air temperature. To utilise the borrowing function
optimally, an algorithm may bebuilt into the limiter which performs a temporary
closure in the SPVA valve at tap water peaks.
During the heating season, the borrowing function and the peak cutting function built
into the lter will work concurrently. In the summer period only the latter facility can be
drawn upon.
The exact characteristics of the lter should be determined, primarily according to how
di erent load patterns a ect the DH network operation. This in turn depends on aggregation
e ects from groups of buildings. The probability that peaks from two substations
will coincide is reduced with the duration of the peaks. Thus, allowing peaks to become
higher if they are of shorter duration is compatible with both statistical consumption
patterns in buildings, and with DH network characteristics.
A system like the one sketched in gure 5 may be equipped with a facility which allows
for adjustment of the actual ow limit to the actual consumption pattern of a certain
building. This can be done since the communication between the limiter and the valves
SPVA and TAVA isofatwo-way type, i.e. the limiter is continuously given information
about valve positions (e.g. 70% degree of valve opening), re ecting actual loads in each
of the two circuits.
The selection of the ow limit value could be made either manually or automatically.
Automatic adjustments in ow limits should not be made continuously or too frequently,
but according to some plan which stipulates how often revisions of ow limit values are
acceptable to the DH company.
6 Conclusions
In the paper the extremes of the hot water load in a building has been considered. The
sizing problem has been addressed and a number of principally important considerations
that a ects the equipment design have been pointed out. The discussion may beinterpreted
as leading to the conclusion that from the extreme value point of view, the extreme
values may be considered as such.
In an empirical study based on data from a small apartment building in Malmo, it has been
shown that the extreme values of the hot water load may be described by a extreme value
distribution of Gumbel type, which in particular means that it is not normal distributed.
If this can be validated on a broader bases, it gives a new and more precise possibility to
estimate the maximum hot water loads in a variety of building categories and hence to
improve on the design of the DH system as a whole.
In particular it may be used as basis for a controller design, where the included limiting
function not only is used for peak cutting, but also duration of the peaks into account. This
can in a rst version be related to the extreme values and may in a further development
take also a total model of the load, such as given in e.g. [1] and [9] into account, including
its maximum values and the duration of exceedances above given limits. This is however
a subject for further study.
10

Acknowledgement
Parts of this research have been supported by the Nordic Council of Ministers under its
Research Programme for District Heating. Also the Swedish National Board for Industrial
and Technical Development, 88-02060, 94-10844 Sydkraft AB and Malmo Varme AB do
support this reseach activity. This is gratefully acknowledged. Data has been collected in
cooperation with Malmo Varme AB.
References
[1] L. Arvastson and J. Holst. Aphysically based stochastic model for the power load
on a district heating network. In 5th International Symposium on Automation of
District Heating Systems, Helsinki, Finland, 1995.
[2] Boverket. Nybyggnadsregler, Foreskrifter och allmanna rad, 1988. Boverkets
forfattningssamling BFS 1988:18.
[3] D. Clarke, C. Mohtadi, and P. Tu s. Generalized predictive control { Part I: The
basic algorithm. Automatica, 23:137{148, 1987.
[4] D. Clarke, C. Mohtadi, and P. Tu s. Generalized predictive control { Part II: Extensions
and interpretations. Automatica, 23:149{160, 1987.
[5] S. Frederiksen and S. Werner. District Heating { Theory, Technology and Function
(In Swedish: Fjarrvarme { Teori, Teknik och Funktion). Studentlitteratur, Lund,
Sweden, 1993.
[6] T. Hoel. Hot water consumption in a building (in Norwegian: Unders kelse av varmt
tappevannsforbruk i en boligblokk). Technical report, Department of Refrigeration
and Air Conditioning, Norwegian Institute of Technology, Trondheim, Norway, and
Nordic Council of Ministers, 1995.
[7] S. Holmberg. Flow rates and power requirements in design of water services. PhD
thesis, Department of Heating and Ventilation, Royal Institute of Technology, Stockholm,
Sweden, 1987.
[8] International District Heating Association. District heating handbook, 4th edition,
1983.
[9] G. Jonsson, A. Holtsberg, and V. Jonsson. A modelling technique for estimation
hot tap water consumption in district heating systems. Proc Instn Mech Engrs,
208:79{87, 1994.
[10] M. Leadbetter, G. Lindgren, and H. Rootzen. Extremes and related properties of
random sequences and processes. Springer, New York, 1983.
[11] G. Lindgren and I. Rychlik. Reliability and Safety { Statistical methods and techniques
(in Swedish: Tillforlitlighet och Sakerhet { Statistiska metoder och tekniker.
Department of Mathematical Statistics, Lund Institute of Technology, Lund, Sweden,
1994.
11

[12] A. Liptak, C. Ignacz, and L. Garbai. Ermittlung der fur die Dimensionierung
ma gebenden Werte des Gebrauchswarmwasserverbrauchs aufgrund von Messungen.
Fernwarme international{FWI, 12:25{29, 1983.
[13] L. Nordell. The probable ow, (in Swedish: Det sannolika odet). Energi och Miljo,
(1995/4):19{20, 1995.
[14] A. Ottosson. The unbelievable story about a \holy" norm, (in Swedish: Den osannolika
historien om en "helig" norm). Energi och Miljo, (1995/1,2):46{48, 1995.
[15] H. S gaard. Stochastic systems with embedded parameter variations { Applications
to district heating. PhD thesis, Institute of Mathematical Statistics and Operations
Analysis, The Technical University of Denmark, Lyngby, Denmark, 1993.
[16] R. Volla. Note 95/03/21, 1995.
12

Paper 6

LUND INSTITUTE OF TECHNOLOGY P.O. Box 118
Department of Heat and Power Engineering 221 00 LUND SWEDEN
EFFECT OF STATIC MIXER ON THE PERFORMANCE OF COMPACT PLATE HEAT EXCHANGER
OPERATING WITH ZWITTERIONIC TYPE OF DRAG-REDUCING ADDITIVES
Caroline Blais
Guest Researcher
Natural Resources Canada/CANMET
Janusz Wollerstrand, Lic.tech.
Department of Heat and Power Engineering
Lund Institute of Technology
02/26/96
INTRODUCTION
The main goal of the project presented
in this paper is to investigate the influence
of drag-reducing additives (DRA) dissolved
in circulating hot water on heat transfer in
compact plate heat exchangers (CPHE).
Furthermore the result of flow disturbance
(static mixing) immediately before the PHE
on pressure drop and heat transfer would be
clarified. The project was conducted at the
department of Heat and Power Engineering
of Lund Institute of Technology, Sweden, in
co-operation with the Company Akzo Nobel
AB which provided a new type DRA
for two different temperature ranges. A
dedicated test rig was build in the department's
laboratory "Ansgar" for the purpose.
An advanced data acquisition system was
used for monitoring of the values of the
measured parameters.
BACKGROUND
The industry sector has been working
for several years on developing methods to
reduce energy losses due to turbulent friction.
The earliest work that recorded a decrease
in pressure drop during turbulent
flow was carried out in the thirties and concerned
the transportation of paper pulp [1].
However, it is Mysels who first reported
in 1949 the drag-reducing effects
induced in gasoline thickened by surfactant.
In the late sixties, Savins and White did
pioneer work on drag reduction by anionic
and cationic surfactants in aqueous systems
[1]. Following these findings many papers
were published and are now compiled in a
recent review by Harwigsson [2].
The district heating industry could
greatly benefit from the use of dragreducing
additives also referred to as DRA.
This specific application demands a DRA
that can support repeated mechanical degradation,
thermal degradation and that has a
minimal impact on the environment.
The use of high molecular-weight
polymers as drag-reducing additives in district
heating systems has been eliminated
early as a suitable solution. Polymers which
are the most efficient drag reducers, although
their effect is not totally lost after
several circulation, cannot support longterm
mechanical degradation [3]. Likewise,
their ability to support thermal degradation,
variation of temperature outside the operating
range, is limited. Surfactants were
found to be better candidates for district
heating and cooling applications.
Surfactants, also referred to as surfaceacting
agents, are two-part molecules. One
part of the molecule can interact with the
solvent, the lyophilic group, while the
other, the lyophobic group, is less prone to
such interaction. Due to this arrangement
1

the molecules tend to aggregate to minimise
the contact between the lyophobic
group and the solvent and maximise the
contact between the lyophilic group and the
solvent. One type of aggregate is the
spherical micelle which can also grow into
a rod-like micelle. The advantages of the
surfactant systems is that the drag reducing
aggregates lose their drag reducing capability
reversibly at liquid velocities over the
”critical shear stress” [4]. A more detailed
description of the different theories on micelle
formation or growth is beyond the
scope of this investigation and they are reviewed
in the above mentioned paper by
Harwigsson [2].
So far three classes of surfactants have
been investigated for drag reduction. Firstly
there is the anionic surfactants. Most of the
early research work was done in the seventies
by Savins using sodium oleate [5]. This
type of surfactant only works with a high
electrolyte concentration which could explain
its unpopularity.
The pioneer work done with cationic
surfactants was mostly done by White [6].
Quaternary ammonium groups are usually
used to give the surfactant its cationic
charge. Much research work has been done
on this type of surfactants. It has also been
tested on large scale in district heating systems
in Völklingen (Germany) and Herning
(Denmark). Despite their good dragreducing
properties, the cationic surfactants
are still not a commercial success. This is
probably due to the toxicity of the quaternary
ammonium group to marine life.
Moreover, the poor biodegradability of the
cationic surfactants makes them unpopular
with the environmental groups.
The third class of surfactants would include
those with good drag-reducing properties
at low concentrations such as nonionic
surfactants, amphoteric surfactants
(net charge depending on pH) and zwitteri-
2
onic surfactants. The latter is the type of
surfactant used in this investigation.
Zwitterionic surfactants have a head
group that consists of both an anionic and a
cationic charge making this kind of molecule
electronically neutral. Zwitterionic
surfactants not only have good drag reducing
properties but they are also less harmful
to the environment. Their properties include
tolerance to strong electrolytes and
oxidising and reducing agents, low toxicity
and compatibility with other surfactants
[7]. This type of surfactants can also be
adjusted to be effective for different temperature
ranges and water conditions.
The zwitterionic surfactant used during
this investigation consisted of a mixture of
a betaine surfactant and an anionic surfactant.
THE TEST FACILITY
General description
A schematic diagram of the test rig is
shown in Fig. 1. The main components of
the rig are: electric water heater, circulating
pump, two HX, water storage tank and two
testing pipe sections of about 10 metres
length each. The internal diameters of the
pipes are respectively 8 mm and 12 mm
(later on the 8 mm pipe was replaced by
another pipe of 12 mm diameter). The primary
side hot water circuit, is of the closed
type while the secondary side cold water
circuit, is of open type (inlet directly connected
to the towns fresh water network).
The water flow ratios in the rig are
measured by electromagnetic flow meters
with a high accuracy of 0.0001 l/s. The hot
water flow ratio is controlled by a PID-controller
using a variable speed circulating
pump. The cold water flow ratio is controlled
by another PID-controller using a
throttle valve. The hot water supply temperature
can be varied within 15-90 °C at a

LUND INSTITUTE OF TECHNOLOGY P.O. Box 118
Department of Heat and Power Engineering 221 00 LUND SWEDEN
static pressure about
2.5 bar and at maximum
heat load of 26
kW. The temperature
is controlled by a PIcontroller
affecting
the electric power
pulse length into the
water heater. The cold
water supply temperature
depends on
the fresh water temperature
in the town's
network (13-14 °C
during the period of
experimentation).
Figure 1 - The test rig
The pipe sections
are equipped with a
number of taps for pressure drop measurement
along the sections. The distance between
the taps is in each case 1 metre except
at the very beginning of the pipe test
section where two additional taps are situated
at respectively 0.25 and 0.5 metre
from the pipe inlet. Two housings for variable
number of static mixer elements (2-4
pieces) are situated on entrance to the pipe
inlet and on entrance to the PHE respectively.
The total volume of the rig on primary
side is about 200 liters where the volume of
the buffer tank is about 170 liters.
Main components' characteristics
The following components are included
in the test rig:
• Circulating pump Grundfos CH12-40,
0.75 kW, head 2.5 bar at 2.5 m 3
/h
(max. 3.6 bar)
• Electric heater CTC type UniEl, 26
kW, max. 120°C
• Two plate heat exchangers of brazed
type Cetepac 412-12, 2 stage type, and
Cetepac 412-18, 3 stage type, manu-
F1
PID
f
PID
F2
~
PI
T4 PHE2
T1
T0
Δ p
T2
T3
PHE1
T6
tank
T5
T7
factured by Cetetherm AB. The performance
design was as follows:
Cetepac 412-
12:
Hot water
side
(DRA2)
Fresh
water
side
Incoming temperature,
°C
80.0 15.0
Outgoing temperature,
°C
40.0 55.0
Flow rate, l/s 0.1 0.1
Cetepac 412-
12 + 412-18:
Incoming
temperature,
°C
Outgoing temperature,
°C
Hot water
side
(DRA1)
Fresh
water
side
25.0 14.0
15.0 20.0
Flow rate, l/s 0.1 0.17
• Static mixer elements Sulzer SMV2
DN10 (4 pcs).
Control equipment
Δ p
Removable Flow Mixer F0
PID
Δ p
Temperature Sensor (RTD)
Flow Meter
Circulating Pump
Filter
Controler
Differnetial Pressure Gauge
All external controllers used are PID
controllers type RPR1 and RPR9
3

(combined with an electromagnetic throttle
valve) manufactured by Staefa Control
System. The electric heater is controlled by
internal PI controller included in the electrical
pulse control unit TTC40 manufactured
by Regin AB (slightly modified at the
laboratory). The pump rotation speed controller
is of type VPM SLP 750-1 manufactured
by Scandialogic AB.
4
Data acquisition system
All measurements are performed by a
data logger HP3852A controlled by a PC
interconnected by a GP-IB bus. To start a
measurement session a customized set of
instructions must be downloaded from the
PC to the logger. This is done by execution
of an interactive supervising program
(written in Basic) which initializes the logger
as well. Once the instructions are
loaded the logger executes them repeatable
at fixed time interval. After each channel
scan cycle a set of measured values is sent
back to the PC and stored on its hard disk.
The sensors used are as follows:
• a number of 4-wire RTD temperature
sensors of type PT100 (from Pentronics)
• 3 electromagnetic flow meters type
IFS4000 (from Krohne)
• 3 difference pressure sensors:
Rosemount Model 1151, range 0-50
mbar
Choppe&Faeser Model AVI 200, range
0-300 mbar and 0-10 bar.
THE EXPERIMENTS
Type of DRA and the water quality
The type of DRA used was intended to
work at two different temperature ranges,
15-25°C (referred to as DRA1) and 40-
80°C (referred to as DRA2). These addi-
tives were already tested in deionised water
by Harwigsson [5,8]. In the present experiment
ordinary fresh water would be used as
solvent assuming that this should not affect
the properties of the solution. This was true
in case of DRA1 but unfortunately false in
case of DRA2. Later analyses done at Akzo
Nobel showed that a considerable hardness
of the local fresh water, above 10 dH°,
highly reduced the performance of DRA2
starting at 65°C and above. Therefore the
temperature program for tests with DRA2
was only partly fulfilled.
The DRA1-solution had a concentration
of 1000 ppm while DRA2-solution had
a concentration of 500 ppm. The DRA was
added to the system by temporary opening
the filter device of the rig or through a
dedicated pipe connected to the rig near the
suction side of the pump. Every time the
DRA was added the hot water was circulated
during several hours at increased temperature
level before any test was started, to
ensure proper mixing of the additive.
The test program
The test program was:
• to measure flow rates, temperatures
and pressure drops across the heat exchanger
(or heat exchangers connected
in series for DRA1 test) with and without
static mixer in front of the heat exchanger.
Flow rates was varied within
0.006-0.2 l/s, with some exceptions,
while keeping the ratio between hot
water flow rate and fresh water flow
rate constant. The hot water inlet temperature
was 25°C for DRA1 and 50°C
for DRA2 (a test at using inlet temperature
of 65°C for DRA2 was done
but the results were rejected because of
the DRA solution had partly lost its
properties at the end of the test)
• to estimate relaxation time for the
DRAs in test pipe section with static
mixer at pipe inlet. These tests were

LUND INSTITUTE OF TECHNOLOGY P.O. Box 118
Department of Heat and Power Engineering 221 00 LUND SWEDEN
done at two different temperature levels
for both DRA1 and DRA2.
RESULTS
To analyse the data, certain properties
such as density, dynamic viscosity, thermal
conductivity and thermal capacity needed
to be determined. These are calculated for
the solvent at the mean temperature of the
fluid in the heat exchanger. Also, the results
obtained, in general, are presented first because
the trends are easier to observe.
Heat transfer and pressure drop
Fig.2 shows the results from the test
done with the DRA2 solution. The monitoring
program calculated the heat flow
from the temperature at the entrance and
exit of the heat exchanger, the thermal capacity
and the flow rate of both the primary
and secondary side. Using Eq. 1 the overall
heat transfer coefficient was calculated
from this heat flow.
Equation 1
Q = U A ΔTm
The general behaviour of the U-value
when using DRA2-solution is similar to the
behaviour of fresh water but with a slight
reduction [8,9]. When using the DRA2solution,
the incorporation of static mixer
in front of the heat exchanger has a positive
influence on the reduction of the U-value.
Fig. 3 shows the U-values data when
using the solution with DRA1. The behaviour
of the U-value in this situation is
similar to what is observed in Fig. 2. For
both DRA solutions the presence of the
static mixer in front of the heat exchanger
has definitely an effect on the reduction of
the U-value. The presence of the static
mixer decreases the reduction in the Uvalue.
A closer look at the U-value curve
when using DRA2-solution without static
mixer, reveals an interesting phenomena
(Fig. 2). The magnitude of the reduction
slightly differs depending on if the flow is
lower than 0.1 l/s or higher than 0.1 l/s. The
data when using DRA1-solution seems to
agree with this statement (Fig. 3). The influence
of the static mixer on this switch
point will be clarified later on.
The curve for pressure drop in the heat
exchanger in Fig. 3 illustrates this phenomena
better. At high flows (≥ 0.1 l/s) the
pressure drop in the heat exchanger when
using either DRA1-solution or fresh water
on the primary side is the same and is not
affected by the presence of the static mixer.
At low flows (< 0.1 l/s) the pressure drop in
the heat exchanger when using the DRA1solution
becomes higher than when using
fresh water. The addition of the static mixer
lowers this switch point to approximately
0.075 l/s. The whole range between the
flows of 0.05 and 0.1 l/s seems to be a transition
area. For flows lower than 0.05 l/s
the pressure drop in the heat exchanger
when using DRA1-solution is not affected
by the presence of the static mixer but is
significantly higher and has a different rate
of change than that of the fresh water. Of
course the static mixer itself is introducing
a great amount of pressure drop in the circuit.
In our case 4 mixing elements were
used and the pressure drop induced was 2-3
times higher than the pressure drop in the
heat exchanger. Therefore the question of
optimal choice of static mixer needs still to
be investigated.
Fig. 2 also shows an analogous switch
point where the pressure drop in the heat
exchanger when using DRA2-solution becomes
higher than the pressure drop in the
heat exchanger when using fresh water.
Again the static mixer moves that switch
point to a lower flow. Although the data do
not show the reunion of the pressure drop
5

curves at low flows for the DRA1-solution,
with and without the presence of static
mixer in front of the heat exchanger, we can
extrapolate that the behaviour will be the
same as in Fig. 2.
Figure 2 - Overall heat transfer coefficient and pressure drop in
heat exchanger for fresh water and DRA2-solution at 50ºC
This change in the pressure drop is
possibly due to the viscosity property of the
DRA-solutions. It is our assumption that at
lower flows the DRA-solution becomes
6
Pressure drop (mbar)
1000
100
10
1
0
0.01 0.1 1
Flow (l/s)
fresh water-50ºC
DRA2-50ºC,no mixer
DRA2-50ºC,mixer
more viscous than fresh water. The DRAsolution
is a non-Newtonian fluid that behaves
like a pseudo-plastic. The Ostwaldde
Waele Model describes the relation between
the shear stress and the viscosity of
1000000
100000
10000
Figure 3 - Overall heat transfer coefficient and pressure drop in
heat exchanger when using DRA1-solution at 25°C
Pressure drop (mbar)
1000
100
10
1
0.1
0.001 0.01 0.1 1
flow (l/s)
water
without mixer
with mixer
1000
100
1000000
100000
10000
1000
100
Overall heat transfer coefficient (W/m²
ºC)
Overall heat transfer coefficient (W/m² ºC
the DRA-solutions
used in our experiments.
This model
is also known as the
Power Law Model.
Equation 2 - Ostwald-de
Waele
Model
τ xy m dv
=−
dy
n−1
x dv x
dy
For the DRA1solution
the exponent
n is varying
between 0.5 and
0.6. However, this
line of investigation
is beyond the scope
of this paper and a
more detailed explanation
of the
Ostwald-de Waele
Model can be found
in the literature
[10].
The fact that
the DRA1-solution
behaves according
to the Ostwald-de
Waele Model at
flows below a certain
switch point
does not explain the
effect of the static
mixer. A diagram
showing the rela-
tionship between the Moody’s friction factor
and the Reynolds number in the heat
exchanger will give more clues on the phenomena
mentioned above.

LUND INSTITUTE OF TECHNOLOGY P.O. Box 118
Department of Heat and Power Engineering 221 00 LUND SWEDEN
In previous work the drag-reducing effect
of this kind of zwitterionic DRA was
studied in smooth straight pipes [12]. In
this case the relationship between the Reynolds
number and Moody’s friction factor
was always compared to the Prandtl-
Kármán asymptote and Virk asymptote
which respectively describe the Fanning
friction factor of water in hydrodynamically
smooth pipes in turbulent flow and
maximum drag reduction that is independent
of the additive properties. In the case of
a CPHE channels it is impossible to make
such comparison as the channels are more
of the slit type and are also corrugated.
Saunders has presented a method for calculating
the channel and port pressure loss
for gasketed-plate heat exchanger given
some parameters and constants [12].
Equation 3 - Channel pressure loss
fch Lch mch
ΔPch
=
d
4
2
2 ρ φ
Assuming that the bulk temperature and the
surface temperature are equal the viscosity
correction factor, φ, is taken as unity
throughout the calculations.
Equation 4 - Port pressure loss
ΔP
p
m p
= N
⎧ ⎨ ⎪
2
13 , ⎫⎪
⎬
⎩⎪ 2 ρ ⎭⎪
The constants Kp and z for a gasketedplate
heat exchanger with Chevron angle of
45º best fitted our data [12].
Equations 5 and 6 were used to calculate
the Reynolds number and the Moody’s
friction factor when using the DRAsolutions
or fresh water on the primary
side. The Reynolds number is calculated
for the solvent which is standard for this
kind of experiment.
e
p
Equation 5- Reynolds number
Re = m d
ch e
η
Equation 6- Moody’s friction factor
λ =
ρ
2d
ΔP
L v
e total
2
ch
The theoretical lines in Fig. 4 and Fig.
5 show the relationship between the Reynolds
number and Moody’s friction factor
according to Eq. 3 and 4.
In the heat exchanger, the flow change
from turbulent to laminar occurs at a Reynolds
number of 300. In this experiment,
when using fresh water on the primary side,
the results concur with the theoretical calculations
for both high and low temperature
experiments. The addition of DRA to fresh
water somewhat changes this picture. The
change to laminar flow is not so clear cut.
Fig. 5 shows that when using DRA1solution
without the presence of the static
mixer there is a transition area between
Reynolds number of 350 and 700. The
presence of the static mixer in front of the
heat exchanger shifts the upper value of this
transition region to a Reynolds number of
500. It also shortens the extent of this transition
region.
When using DRA2-solution, the presence
of the static mixer shifts the upper
value of the transition area from a Reynolds
number of 1000 to a 350 (Fig. 4). In this
case, it is impossible to state the extend of
the transition or how it is affected by the
presence of static mixer. The fact that the
presence of static mixer delays the beginning
of the transition area is an improvement
as the heat transfer in a CPHE is better
in the turbulent region.
Fig. 6 and Fig. 7 show the relationship
between the Nusselt and the Reynolds
7

numbers for the solutions containing DRA1
and DRA2. The Nusselt number is calculated
according to the following equation
for PHE [12].
Equation 7 - Nusselt number
8
Figure 4 - Moody’s diagram when using DRA1-solution at 25ºC
Moody's friction factor
1000
100
10
1
10 100 1000 10000
Nu = α ch de
k
Reynold's number
The local heat transfer coefficient in
the channel was calculated from the overall
heat transfer coefficient. Neglecting the
resistance from the wall and the fouling
factors for hot and
cold fluids, the overall
heat transfer coefficient
equation be-
fresh water-25ºC
DRA1-25ºC,no mixer comes:
DRA1-25ºC,mixer
theoretical
Figure 5 - Moody’s diagram when using DRA2-solution at 50ºC
Moody's friction factor
100
10
1
100 1000 10000
R eyold's number
Equation 8- Overall
heat transfer coefficient
1 1 1
= +
U
α α
primary ondary
sec
First the heat
fresh water-50ºC
transfer coefficient in
the channel was calculated
for the primary
and the secondary
side when using
fresh water on both
sides. Then we were
able to determine the
heat transfer coefficient
in the channel
when using DRAsolution
in the pri-
DRA2-50ºC,no mixer
DRA2-50ºC,mixer
theoretical
mary side. As expected,
when both
DRA2 and DRA1solutions
are circulated
without the
presence of static
mixer the Nusselt
number is lower than
when fresh water is
used. It seems that in
both cases the heat
transfer is better at
high Reynolds numbers
as the Nusselt
numbers become
closer to those of fresh water. It also seems
that in the presence of the static mixer, the
Nusselt number starts improving at lower
Reynolds numbers.

LUND INSTITUTE OF TECHNOLOGY P.O. Box 118
Department of Heat and Power Engineering 221 00 LUND SWEDEN
Figure 6 - Nusselt number and Reynolds number using DRA2solution
Nusselt number
100
10
1
100 1000 10000
Reynolds number
fresh water-50ºC
DRA2-50ºC,no mixer
DRA2-50ºC,mixer
Figure 7 - Nusselt number and Reynolds number for DRA1solution
Nusselt number
100
10
1
10 100 1000 10000
Reynolds number
Table 1 - Decrease of overall heat transfer
coefficient when using DRA
DRA without mixer with mixer
low high low high
flow flow flow flow
2 20% 15% 17% 6%
1 21% 11% 13% 4%
fresh water-25ºC
DRA1-25ºC,no mixer
DRA1-25ºC,mixer
To quantify the
U-value reduction
when using DRA and
the positive influence
of the static mixer,
the reduction of overall
heat transfer coefficient
compared to
the U-value obtained
when using fresh
water are given in
Table 1. The flows
were divided into low
flows (> 0.1 l/s) and
high flows (≥ 0.1 l/s).
When using a
DRA-solution the
overall heat transfer
coefficient in a
CPHE is not as good
as when using fresh
water even though
the situation is improved
at high flows.
The static mixer has a
favourable effect
both at low flows and
high flows but its
effect is more apparent
at high flows.
Relaxation time
An important
property of a surfactant
based DRAsolution
is the relaxation
time (RT).
The RT is the time it takes to the DRAsolution
with no micelle chains established
to develop full drag-reducing effect. The
RT depends primary on type of additive
and its concentration. Some additional
factors affecting the RT are the temperature,
the flow rate (Reynolds number) and
the pipe wall roughness.
9

In the experiments described here the
10 metres long seamless steel pipe with the
inner diameter of 12 mm was used. The
flow rates varied between 0.050 and 0.124
l/s at water temperature 20 and 25°C for
DRA1 and 50 and 65°C for DRA2.
Figure 8- The pressure drop distribution along a pipe section for
DRA2
The specific pressure drop distribution
along the pipe for DRA2 is shown in Fig. 8.
It can be observed that the micelles' aggregation
is developing rather slow at high
10
Pressure drop (mbar)
16
14
12
10
8
6
4
2
0
0 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10
pipe length, m
flow rate (Re=8900). On the other hand, the
micelles aggregate very fast when the flow
rate is lower (Re=5900). In both cases the
aggregation speed is increases with increasing
bulk temperature of the solution.
0.124 l/s,50°C
0.124 l/s,65°C
0.075 l/s,50°C
0.075 l/s,65°C
water,0.124 l/s,65°C
water,0.075 l/s,65°C
Figure 9 - The pressure distribution along a pipe section for DRA1
Pressure drop (mbar)
8
7
6
5
4
3
2
1
0
0 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10
pipe length, m
0.075 l/s,20°C
0.075l/s ,25°C
0.05 l/s20°C
0.05 l/s,25°C
water,0.075 l/s ,20°C
water,0.05 l/s,20°C
As already
mentioned, there
was a static mixer
placed directly before
the pipe inlet.
It must be pointed
out that this cannot
guarantee the absence
of DRA aggregates
in the solution
because the
efficiency of the
mixer is varying
with flow rates.
Especially at low
flow rates there is a
possibility of some
drag reduction present
already at entrance
into the pipe.
This implies that
the RT calculated at
low flow rates
based on this kind
of experiment could
be underestimated.
However the difference
in pressure
drop at the beginning
of the pipe
between pure water
and respective
DRA-solution is
quite small here.
The performance
of DRA1solution
when
pumped through the same pipe section is
shown in Fig. 9. The same type of behaviour
as for DRA2-solution can be observed.
There is some unexpected irregularity in
the pressure drop measured in the middle of

LUND INSTITUTE OF TECHNOLOGY P.O. Box 118
Department of Heat and Power Engineering 221 00 LUND SWEDEN
the pipe. This is caused by a pipe fitting
situated there, resulting in some additional
pressure drop.
The RT can be calculated as follows
assuming known flow rate and known pipe
geometry:
Figure 10 - The relaxation time in pipe section for DRA1 and
DRA2
The RT values calculated in this way are
presented in Fig. 10 and 11. Fig. 10 shows
how the RT of DRA1- and DRA2-solutions
are affected by the flow rate when the solution
is pumped through a pipe section at
i
different temperatures. It seems to be clear
that the RT of the DRA1-solution strongly
depends on the flow rate while the RT of
DRA2-solution would probably not remain
constant if investigated at higher flow rates.
The different behaviour of the RT of
DRA1- and DRA2-solution in the figure
depends on the difference
in viscosity between
the solutions,
which results in different
Reynolds number
values at the same
flow rate, and on possible
structural difference
between DRA1
and DRA2.
Fig. 11 shows
Figure 11 - The relaxation time dependency on flow rate
how the flow rate of
the DRA-solution is
affecting its RT. It is
clear that the RT of
DRA1-solution depends
on the flow rate
while the RT of
DRA2-solution does
not. However, the
DRA2-solution would
probably behave
Equation 9 - Relaxation time
similar to the DRA1solution
at higher flow
rates. This is due to
difference in viscosity
between the solutions,
which results in different
Reynolds number
values at the same
flow rate, and due to
possible structural differences between
DRA1 and DRA2.
tRT
=
pipe length L
=
flow velocity 4m
2
πDρ CONCLUSION
The conclusions arising from the experiment
conducted with zwitterionic type
11

surfactant dissolved in water at low concentration
are numerous.
Good thermal and mechanical stability
also outside the operating range was observed
except some sensitivity for water
hardness at high temperatures for DRA2.
As known from previous investigations,
the heat transfer coefficient is significantly
reduced by drag-reducing additives
in heat exchangers. In compact plate heat
exchangers however, the heat transfer reduction
is considerably lower in the high
flow region.
A static mixer placed in front of the
PHE was found to significantly improve
heat transfer, especially at high flow rates.
On the other hand, an additional pressure
drop is introduced. Therefor the optimal
choice of static mixer needs further investigation.
Specially designed PHE combining
mixing and heat transfer functions could be
beneficial to reducing the effects of additives
in thermal systems.
The relaxation time of drag-reducing
additives in water solutions flowing
through test pipes with known geometries
can be estimated by monitoring specific
pressure drop variation along the pipe.
These preliminary experiments in respect to
relaxation time show that RT depends on
the flow rate and on the temperature.
In general when using DRA-solution, the
addition of a mixer in front of the heat exchanger
improves the heat transfer but also
causes an increase in the pressure drop.
More studies should be done in order to
determine the most effective mixing technique
that would offer maximal heat transfer
and minimal pressure drop.
ACKNOWLEDGEMENT
The authors would like to thank Prof.
Martin Hellsten from Akzo Nobel for initi-
12
ating this project and for his valuable input.
Dr. Ian Harwigsson also provided valuable
information on the drag-reducing additives
used and on the experiment set-up. The
authors would also like to thank the company
Cetetherm for providing the compact
plate heat exchanger used in the experiment.
Finally we would like the express our
gratitude to our colleagues at the Department
of Heat and Power Engineering of
Lund Institute of Technology for their help
in the set-up of the experiment as well as
their input during the analysis of the results.
NOMENCLATURE
A : heat transfer surface area, m²
de : Channel equivalent diameter, m
(2b/μ, where b is mean channel
gap and μ is the plate enlargement
factor, 1,17)
fch : K p
z
Re
, where Kp and z are constants
k : Thermal conductivity of fluid,
W/m ºC
Lch : Np Lp, m
Lp, : Flow length in one pass, m
m ch : Channel mass velocity, kg/s m²
m p : Port mass velocity, kg/s m²
Np : Number of passes
ΔPch : Channel pressure loss, Pa
ΔPp : Port pressure loss, Pa
Q : heat flow, W
ΔTm : log mean temperature
difference, ºC
U : overall heat transfer
coefficient, W/m² ºC
v : Mean flow velocity, m/s
αch : Heat transfer coefficient in channel,
W/m² ºC
ρ : Fluid density, kg/m³
φ : Viscosity correction factor (=
(ηb/ηs) 0.17 )
ηb : Dynamic viscosity at bulk
temperature, N s/m²
ηs : Dynamic viscosity at surface
temperature, N s/m²

LUND INSTITUTE OF TECHNOLOGY P.O. Box 118
Department of Heat and Power Engineering 221 00 LUND SWEDEN
REFERENCE
[1] Shenoy, A.V., Colloid & Polymer Science,
A review on drag reduction with
special reference to micellar systems,
262 (1984) 319, 322 and 325.
[2] Harwigsson, I., Surfactant aggregation
and its application to drag reduction,
Doctorate Thesis, 1995.
[3] Ahrnbom, L., Hagstrand, U., Stiftelsen
för värmeteknisk forskning, Techn. report,
SVF-50 (1977)
[4] Harwigsson, I., Application to Tenside
Surf. Det., Non-ionic surfactants as
drag reducing additives to circulating
water systems, 1993, 174.
[5] Savins, J. G., Rheology Aca, 6:4
(1967) 323.
[6] White, A., Nature, 214:585 (1967)
[7] Harwigsson, I., Nature of the adsorption
of zwitterionic surfactants at hydrophillic
surface, Manuscript
[8] Kleuder, H.H., Steiff, A. and Weinspach,
P.-M., The influence of Drag
Reducing Additives on Heat Transfer
and Pressure Drop in Different Heat
Exchangers, University of Dortmund,
Germany
[9] Hammer, Flemming and Sørensen,
Michael, Performance of plate heat exchangers
operating with frictionreducing
additives, Advanced Energy
Transmission Fluids for District Heating
and Cooling, International Energy
Agency District Heating, 1993: P7,
[10]Bird, R.B., Stewart, W.E., Lightfoot,
E.N., Transport Phenomena, John
Wiley & Sons, 1960,11
[11]Harwigsson, I., Non-ionic Surfactants
as Drag Reducing Additives to Circulating
Water Systems, Application to
Tenside, Surfactants. Detergent, 1993,
30, 174-8
[12]Saunders, E.A.D., Heat Exchangers
Selection, Design and Construction,
Long Scientific & Technical, 1988,
364-373
__________________________________________________________________________
13

Paper 7

On Sizing of Domestic Hot Water Heaters
of Instantaneous Type
L. Arvastson J. Wollerstrand ?
September 10, 1997
Dept. of Mathematical Statistics
Lund Institute of Technology, Box 118, S-221 00 Lund, Sweden.
Email: Lars.Arvastson@maths.lth.se
? Dept. of Heat and Power Engineering
Lund Institute of Technology, Box 118, S-221 00 Lund, Sweden.
Email: Janusz.Wollerstrand@vok.lth.se
Abstract:
In the present paper domestic hot water usage in residential buildings is discussed. Previous
research work done in this eld is shortly reviewed and the need for improvements
is pointed out. A simulation algorithm for hot water usage, based on detailed eld measurements
performed in Sweden by S. Holmberg, is described as well as its improved
implementation coded by the authors. A simulated domestic hot water daily load pattern
is presented and shows considerable similarity to the patterns found in real buildings.
Furthermore, a formula used for sizing of domestic hot water heaters of instantaneous
type in Scandinavia is given and its construction is analysed. Alternative design criteria
for the heaters, based on a quantile approach, and based on extreme value theory are also
discussed. The Gumbel extreme value distribution is considered to describe the distribution
of the daily domestic hot water peak values well. Examples showing that eld data
satisfactorily ts to the Gumbel distribution are also given. Comparison between di erent
design criteria for sizing instantaneous hot water heaters is done. Further development of
the extreme value approach is suggested.
Key Words:
District heating, domestic hot water consumption, simulation, peak load, sizing, instantaneous
water heater, extreme value distribution.
1

1 Background
District heating load is basically caused by space heating in the buildings and by the
consumption of domestic hot water prepared in district heating substations. Predicting
of domestic hot water usage in residential buildings has involved a lot of research during
the last 60 years. Theoretical formulas describing domestic water demand and methods
of its simulation have been proposed.
However, there is still need for improvements of these tools, to meet a demand on proper
design of devices supplying domestic hot water. This applies not only to domestic hot
water heaters in district heating systems, but also to the devices fed by electricity or gas
red, both of instantaneous type or with storage tank.
Dhw. consumption [l/s]
Dhw. consumption [l/s]
0.4
0.2
Simulation, 20 apts.
0
0 6 12
Time [h]
18 24
0.4
0.2
Malmö 2, 20 apts.
0
0 6 12
Time [h]
18 24
Figure 1: Simulated and measured ows during one day in a building with 20 apartments.
In USA pioneering work on sizing piping systems was done by Hunter [13]. His approach,
based on binomial law and known as the Hunter Method, is still recommended for sizing
instantaneous water heaters by ASHRAE [1] and has a ected development in the UK and
in Japan [11]. However, the ASHREA's domestic hot water usage information is subject
to frequent updates due to results of new research projects [2].
The German standard, DIN 4708, recommends another formula, based on the assumption
that the domestic hot water peak load is normally distributed [6]. The formula calculates
the domestic hot water heat demand rather than domestic hot water ow rate. The
shortest peak load period is xed at 10 minutes which corresponds to lling a bathtub.
The calculating scheme is a ected by the fact that central heat-water-installations in
Germanyvery often are equipped with domestic hot water storage. Liptak et. al. describes
a possible improvement to DIN 4708 making ow rates during peak load periods much
shorter than 10 minutes possible to calculate [16].
In Scandinavia the work by Rydberg has been of great importance. The basic assumptions
in Rydberg's model are similar to Hunter's but Rydberg's formula takes the fact that
di erent water outlets in a building can be used at di erent intensities [11] into account.
The method was adopted by the Swedish Building Code (1980) and, slightly modi ed by
Holmberg, by the Nordic Committee on Building Regulations (1983). Recently, the same
2

kind of formula was recommended for dimensioning of water heaters by the Euroheat &
Power Association.
All the formulas mentioned have, with increasing availability ofcomputerized data acquisition
systems, been modi ed to t eld data. Therefore, it is reasonable to calculate
sizing ow rates by simulation instead, where the probabilities concerning a domestic hot
water usage has been based on eld measurements. While giving results similar to those
calculated by the previous formulas when applied to a large number of apartments, this
method is far more accurate when the number of apartments is low.
This paper proposes a method where extreme value theory directly applies on peak ow
rate values that are measured in speci c buildings or simulated. An advantage with this
approach is, that the extreme value distribution obtained from simulations or empirically
can be directly used to, at given probability level, obtain a design peak ow value. The
domestic hot water consumption simulation algorithm [11] has been improved and implemented.
The tool can be used for simulation of domestic hot water load in detached
houses, buildings or building clusters.
2 Consumer behavior
Atypical load pattern for domestic hot water heaters of instantaneous type serving buildings
with a moderate number of apartments, consists of a few numberofsimultaneous
tappings, shown in g. 1. This is due to the fact that although a large number of apartments
may be connected to a single domestic hot water heater, the domestic hot water
ow seen in the heater is usually caused by just a few open outlets. Only during high
demand periods in large buildings is it possible to see a continuous ow through the
heater.
1
0.5
Bath
0
0 500 1000
1
Time, [s]
0.5
0
0 0.2
Flow, [l/s]
0.4
1
0.5
Washbasin
0
0 500 1000
1
Time, [s]
0.5
0
0 0.2
Flow, [l/s]
0.4
1
0.5
Kitchen
0
0 500 1000
1
Time, [s]
0.5
0
0 0.2
Flow, [l/s]
0.4
Figure 2: Cumulative distribution functions for valve opening times and ow size (based
on eld measurements).
The domestic hot water consumption varies with the time of day. There are often two
peak load periods: during the morning hours and in the afternoon. However, this can
3

vary with the number of apartments, the number of xtures installed, the day ofweek,
the season, individual behavior of inhabitants and it can even di er from one country to
another.
A thorough empirical analysis was performed by Holmberg in [12] and [11]. He divided
the hot water demand from each apartment into three categories depending on usage in
kitchens, in washbasins and for bathing. The stochastic behavior of each category was
determined based on actual eld measurements.
4
2
x 10 −4 Bath
0
0 6 12
Time [h]
18 24
4
2
x 10 −4Washbasin
0
0 6 12
Time [h]
18 24
4
2
x 10 −4
Kitchen
0
0 6 12
Time [h]
18 24
Figure 3: Opening intensity, i.e. for di erent outlets.
Holmberg made some basic assumptions on the properties of the domestic hot water ow
demand. He assumed that the duration of the time an outlet is open is independent of the
time of day and the size of the ow. This means that it is possible to describe the opening
time for an outlet of a particular category with a single statistical distribution. Similar
assumptions were made for the magnitude of the ow, i.e. the ow size is independent
of time of day and of the opening time, cf. g. 2. Finally, the time between the closing
instant and the following opening of a particular outlet is assumed to be exponentially
distributed with an intensity which is dependent on the time of the day, cf. g. 3.
3 Design ows based on the normal approximation
Design ows in Sweden are calculated in such away that exceedance of the design owoccurs
only with a speci ed low probability. We shell here follow the derivation in Holmberg
[11]. Introduce the notations
4
q = design ow,
qm = average ow from each outlet,
p = probability for open valve,
k = number of valves in a building,
K = number of open valves,
n = number of apartments in a building,
Q = total ow from all outlets in one apartment,
Z = total ow.

We will also use the following notation for some statistical properties
P ( )=probability for ,
E( )=expectation value for ,
D( )=standard deviation for ,
Bin(n; p) =binomial distribution, n trials, each with probability p,
N(m; )=normal distribution, with mean value m and standard deviation ,
= normal distribution quantile, P (X )= if X 2 N(0; 1).
The numberofopenvalves, K, isastochastic variable which is binomially distributed if
one assumes that di erent outlets are opened independently,
K 2 Bin(k; p):
If kp(1 , p) 10 it is suitable, cf. [4], to approximate the binomial distribution with a
normal distribution, i.e. to assume
K 2 N kp; p kp(1 , p) :
Assuming that the ows through all open valves are identical with the average ow qm
then the total ow Z is given by the distribution
Z 2 N qmkp; qm
p kp(1 , p) :
The usual design criterion is to choose the design ow q such that
P (Z >q)=0:0005; (1)
which means that the actual ow should only exceed the design ow at one time out of
two thousand. This correspond to ve minutes per week. When the total ow is normal
distributed the design ow is given by
which could be simpli ed to
p
q = kpqm + qm kp(1 , p);
q = npQ +
p npQqm; (2)
with (1 , p) 1 and Q =3qm as the total possible ow consumption according to the
Holmberg model, i.e. all xtures connected are fully opened.
This should have been a useful way to calculate the design ow rate had it not turned
out that the formula above gives too small values of q. This problem can be circumvented
using an intuitive reasoning saying that one should design in such awaythat one of the
tapping valves always is open. This leads to the nal form
p
q = qm + p(nQ , qm) + pqm(nQ , qm): (3)
However, not even this formula turns out to be really good. Therefore Holmberg is
discussing the values of Q, qm and p. The choice of Q, qm and p is not obvious, since the
5

character of the outlet categories di er. The parameters could therefore more or less be
chosen freely such that a suitable design formula is obtained.
Holmberg [12] is arguing that the average ow qm should be replaced with the ow rate
through a single outlet that is only exceeded one time out of 2000. However, this is not
calculated in [12] where Holmberg calculates the upper limit for the true average ow
based on the average ow from measurements, instead of the upper limit of the actual
ow. He calculates m + 0:0005d= p i instead of m + 0:0005d, where m is the mean value, d
is the estimated standard deviation and i the number of observations, which means that
the obtained gures are too small.
4 Discussion of current design ow rate criterion
The design ow equation (2) given above turns out to be of minor value since it does not
give the ow that just occurs one out of two thousand times as wanted. To correct this, a
number of empirical adjustments have to be performed before a useful design criterion is
obtained. The drawback is that these corrections imply that the theoretical justi cation
of the design criterion disappears. Hence, our design criterion are just our preconceived
ideas formulated with mathematics.
Let us discuss what went wrong. During the deduction a number of assumptions were
made which were not ful lled. We assumed that all valves had the same probability for
opening and that all ow rates were of the same magnitude. As Holmberg has shown using
eld measurements this is not true. Another assumption was made when we approximated
the binomial distribution with a normal distribution. This approximation is valid if kp(1,
p) 10 which for reasonable values of p only is ful lled in houses with hundreds of
apartments.
Another misleading assumption was made when we stipulated that the design ow should
be a ow that was exceeded just one time out of two thousand. Let us take a simple
example. Assume we want a design ow, for a one family house, that is exceeded one
time out of fty. In a one family house it happens that the ow is zero 98% of the time.
Hence, we ful ll the desired design criterion even without a heat exchanger! The solution
to this problem is to de ne the design ow rate, q, as the ow rate which is just exceeded
one time out of two thousand during the time when we have a ow bigger than zero. We
write
P (Z >qjZ >0)=0:0005: (4)
This is similar to the arguments behind saying that one outlet is always open when
deducing equation (3).
5 Alternative design criteria
The approximate calculations performed so far turned out to be a troublesome way to
establish a design criterion. In this section we will argue for two alternative strategies.
The rst strategy is still based on the attempt of nding the smallest q such that design
criterion equation (4) is ful lled. But instead of trying rough approximations for Z we
6

shall try to use the empirical description of Z made by Holmberg in [11]. This leads to two
di erent approaches. One is an analytical one which turns out to be almost unsolvable,
while the other one determines q by simulations.
The second strategy nds q such that the maximum value of the ve minute average
domestic hot water consumption from each day is below q with a suitable probability.
This approach has the advantage of being easier to validate against real measurement
data.
5.1 Quantile approach
Assume we want to nd q in the design criterion according to equation (4) where the total
ow, Z, has the properties described by Holmberg in [11]. An analytical approach which
gives us a mathematical expression for P (Z z) is found in Appendix C. The reason for
deferring it to an appendix is that it turns out that we need either better computers or
better integration programs to calculate it. Instead we deduce q from computer simulations.
Computer simulations based on the Holmberg model, are thoroughly described in
Holmberg [11] and Gummérus [8].
In this work a somewhat di erent simulation procedure has been used. We found and
corrected a theoretical mistake in the previous works, although it only has minor e ects
on the nal result. Furthermore a di erent procedure has been used to calculate the
time between valve closure and the following opening instant. This change speeds up the
simulation with a factor of ten. The details are given in Appendix A.
P(Z>x)
10 0
10 −2
1 10
100
10
0 0.5 1 1.5
−4
Flow, [l/s]
P(Z>0)
1
0.5
0
0 50
Number of apartments
100
Figure 4: The left plot shows simulated probability that the ow exceeds di erent levels
for buildings with 1, 10 and 100 apartments. The second plot shows the probability for a
ow di erent from zero.
Our calculations involved simulation of domestic hot water consumption during 1000 days
for a given number of apartments in the building. We found the time period with domestic
hot water ow greater than zero and then, within this period, we searched for our design
ow as the ow that was exceeded only during 1/2000 of the time. This procedure was
repeated for di erent numbers of apartments in the building. The probability for level
exceedance as a function of the domestic hot water ow isshown in g. 4, together with
the probability that we have a positive ow as a function of the number of apartments in
the building. The design ows found are presented in g. 7 later on.
7

5.2 Modi cation of old design equation
The design ow curve according to the simulations di ers slightly from the design ow
curve according to [7]. However, it is possible to get good agreement between design
equation and simulations if we modify the design equation and choose suitable values of
qm and p.
One problem with design equation (3) is that it does not take the uncertainty in the
ow into account, since qm is assumed to be constant. This is a problem especially when
calculating design ow for buildings with few apartments, since large ow in a one family
house usually is caused by one single open outlet with unusually large ow rate. Therefore
we increased the standard deviation term in equation (3) and got
p
q(n) =qm + p(nQ , qm) + pqm(nQ +6qm): (5)
With least squares technique we adapted the equation to simulation data,
qm =0:169 l/s, (0:15 l/s)
p =0:00559; (0:015)
gures within parentheses being adopted from [7]. The other parameters are
Q =3qm
=0:507 l/s, (0:25 l/s)
0:0005 =3:29 ( 0:001 =3:1):
This leads to a design ow almost identical to the simulation result and is valid for all
numbers of apartments between one and one hundred.
5.3 Extreme value approach
Previous design criteria de ned the design ow as the ow which is only exceeded with
a suitable low probability. Di erent design criteria based on extreme value theory, which
describes the extremes of a sequence of data, should be considered.
Many sequences of maxima are well described by the Gumbel distribution cf. [14], see
Appendix B. Arvastson et. al. [3], Hoel [10] and Volla [18] suggested that daily domestic
hot water peak load measurement data from both residential and commercial buildings
could be described by such a distribution. Presented eld measurements has been too
short to prove the hypothesis empirically.
We will here discuss a design procedure based on the Gumbel distribution. Assume that
the measurements of the ow in the heat exchanger are sampled with sample time such
that the sample at time t denoted Z t is the average ow during [t; t + ). From each day
we have a sequence, fZ 0 ;Z ;:::;Z 24, g, of such measurements. De ne the largest ow
rate within each dayas
Z max = maxfZ 0 ;Z ;:::;Z 24, g:
Using measurements from many days we obtain a sequence, fZ maxg, of daily maxima.
A new design criterion therefore could be formulated as nding the design ow, q, that
8

ful lls
P (Z max >q)= : (6)
This method has the advantage that the maximum has a known distribution and the
sequence fZ maxg makes it possible to determine the statistical properties of the maximum.
We must, however, decide suitable values for the sample time, , and the probability, ,
that the daily maximum will exceed the design ow, q.
Flow [l/s]
1
0.5
E(daily maximum)
0
0 50
Number of apartments
100
6
4
2
1
10
df. for daily maximum
100
0
0 0.5 1
Flow [l/s]
1.5 2
Figure 5: Average daily maximum ow rate and density function for daily maximum ow
rate for buildings with 1, 10 and 100 apartments, based on simulations.
The sample time should be chosen according to the dynamics of the system. The actual
system dynamics can vary within a wide range depending on the size of the domestic hot
water heater used, the size of the building and on the design of the control equipment,
complicating the choice of . We suggest a sample time of ve minutes because exceeding
the design ow during only ve minutes causes only minor discomfort to the inhabitants.
This sample time corresponds well with the dynamics of the pipe system in a medium size
building. For the probability we chose a value such that this minor discomfort should
on average occur once a week, i.e.
= 300 s;
=1=7:
Simulations are used to obtain correct parameters in the Gumbel distribution. The average
maximum ow rates are plotted in g. 5 together with examples of the obtained
extreme value distributions.
The resulting design ows according to design criterion equation (6) are given in g. 7.
An advantage with this approach is that the Gumbel distributions obtained from simulations
are easily compared to empirically obtained distributions. In g. 6 we show Gumbel
plots of domestic hot water consumption based on new data from four di erent buildings
(connected to district heating networks), two of them situated in Sweden and two inPoland.
For each building the plots are done at several di erent sample times. We conclude
that most data show a good t to the Gumbel distribution. Data from Swedish buildings
sampled with short sample time do however t the Gumbel plot less well. This indicates
that more work can be done on this subject. In the diagrams, on the x-axis, the probability
of peak ow occurrences calculated according to Appendix B is given. It is hence
possible to choose some probability level and directly nd the corresponding peak ow
value. The method allows evaluation whether the current design of domestic hot water
heater capacity installed in the building investigated is adequate for the actual domestic
hot water usage.
9

Z [l/s]
Z [l/s]
1.5
1
0.5
1 min
5 min
10 min
1 h
Malmö 1, 72 apts
0
1 10 50 86 95 99 99.5
P(Z

hot water consumption in the building 'Malmö 1' on the other hand can be expected
to represent a good average for residential buildings owned by the Malmö Municipal
Apartment Company, MKB.
6 Comparison between design criteria
We nd that the design criterion described above leads to di erent design ows. In g. 7
the design ow recommended according to [7] is plotted together with design ow based
on simulations and on extreme value theory.
Design flow [l/s]
1.2
1
0.8
0.6
0.4
0.2
Recommendation
Simulation
Gumbel
Empirical
x (Malmö 2)
x (Szczecin)
x (Malmö 1)
0
0 10 20 30 40 50 60 70 80 90 100
Number of apartments
Figure 7: Design ow according to di erent design criteria. The solid line is recommended
design ow according to the Swedish District Heating Association.
We specially note that the recommended design ow, [7], is very similar to the design
ow suggested by simulations. However, we note that the recommended design ow is
somewhat low for buildings with less than 20 apartments and somewhat high for larger
buildings. The constants in the formula used for calculation of this ow can be adjusted
to better t the results of simulation (see section 5.1). This makes it possible to keep the
traditional design formula and still take bene t of new results.
The design ow based on the extreme value approach is also similar to the recommendation
except for small buildings. One reason for this is the choice of sample time, , which
probably should be di erent for di erentnumber of apartments. To get the same consumer
comfort in a small building as in a large building, the sample time should be smaller in
the smaller building than in the larger one. This is due to di erences in the dynamics of
the hot tap water circuits.
7 Summary and conclusions
Peak domestic hot water consumption, measured or calculated has been discussed. An
improved method for simulating domestic hot water load in residential buildings has been
presented. The Gumbel extreme value distribution has been considered to describe daily
peaks in domestic hot water usage measured in buildings connected to district heating
networks.
11

Design criteria for domestic hot water heaters have been discussed. Drawbacks with
current design criteria equation (1) have been pointed out and a new design criteria
equation (4) has been proposed. A comparison with current recommendations has been
done. Simulations show that recommended design ow according to [7] is close to the
simulated results. However, simulations shows that better agreement with the design
criteria is obtained with the design ow given by equation (5)
The extreme value approach suggests a design ow of similar magnitude. We think this
indicates a need of further discussions about suitable design criteria and its implications
to consumer comfort and building economy. The method allows evaluation of whether
the capacity of a domestic hot water heater installed in some building is adequate to the
appearing domestic hot water load pattern.
Some reservations should however be made. The design ows suggested in this paper rely
on the accuracy of the Holmberg model. This means that changes in consumer behavior
during recent years are neglected. New taps with lower ow rate are e.g. probably more
common today which would lead to a lower design ow. The design ows based on eld
measurements in g. 7 indicates this.
8 Acknowledgement
Parts of this research have been supported by the Swedish District Heating Association,
Swedish National Board for Industrial and Technical Development, 88-02060, 94-10844
and Sydkraft AB. This is gratefully acknowledged. Data have been collected in cooperation
with Malmö Värme AB, Sweden. Additional data have been supplied by District
Heating Enterprises in Szczecin and in Gdynia, Poland.
References
12
[1] ASHRAE Handbook (1995): Heating, Ventilating, and Air-Conditioning. Applications. ASHRAE,
Inc, Atlanta, USA.
[2] Becker B R, W H Thrasher and D W DeWerth (1991): Comparison of collected and compiled existing
data on service hot water use patterns in residential and commercial establishments. ASHRAE
Transactions 97(2): 231-39, USA.
[3] Arvastson L, S Frederiksen, T I Hoel, J Holst, A Holtsberg, B Svensson and J Wollerstrand (1995):
Maximum and design hot water loads in district heating substations. 5th International Symposium
on Automation of District Heating Systems, Finland.
[4] Blom G (1984): Sannolikhetsteori med tillämpningar. Studentlitteratur, Sweden.
[5] Blom G (1984): Statistikteori med tillämpningar. Studentlitteratur, Sweden.
[6] DIN Deutsches Institut für Normung. (1994): Zentrale Wasserwärmunganlagen. DIN 4708.
[7] Fjärrvärmeföreningen (1996): Fjärrvärmecentralen - Kommentarer till Råd och anvisningar för
anslutning till fjärrvärmesystem. FVF 1996:13, Swedish District Heating Association, Stockholm,
Sweden.
[8] Gummérus P (1989): Analys av konventionella abonnentcentraler i fjärrvärmesystem. Chalmers
Institute of Technology, Dept. of Energy Technology, Göteborg, Sweden.

[9] Harris W (1972): The application of the theory of extreme values to hot water consumption data.
ASHRAE Seminar meeting, New Orleans, USA.
[10] Hoel T I (1995): Undersøkelse av varmt tappevannsforbruk i en boligblokk. Dept. of Heat and Power
Engineering, Lund Institute of Technology, Lund, Sweden.
[11] Holmberg S (1987): Tekniska meddelande 316 PhD Thesis, Dept. of Heating and Ventilation Technology,
Royal Institute of Technology, Stockholm, Sweden.
[12] Holmberg S (1981): Norrköpingsprojektet - en detaljerad pilotundersökning av hushållens vattenförbrukning
M81:5, Dept. of Heating and Ventilation Technology, Royal Institute of Technology,
Stockholm, Sweden.
[13] Hunter R (1940): Methods of Estimating Loads in Plumbing Systems. National Bureau of Standards,
BMS, 65, USA.
[14] Leadbetter M R, G Lindgren and H Rootzén (1983): Extremes and related properties of random
sequences and processes. Springer-Verlag, New York, USA.
[15] Lindgren G and I Rychlik (1996): Tillförlitlighet och säkerhet - statistiska metoder och tekniker.
Dept. of Mathematical Statistics, Lund Institute of Technology, Lund, Sweden.
[16] Lipták A, C Ignácz and L Garbai (1983): Ermittlung der für die Dimensionierung massgebenden
Werte des Gebrauchswarmwasserverbrauchs aufgrund von Messungen. Fernwärme International -
FWI, Jg. 12 (1983), Heft 1. Germany.
[17] Rydén T and G Lindgren (1996): Markovprocesser Dept. of Mathematical Statistics, Lund Institute
of Technology, Lund, Sweden.
[18] Volla R (1995): On design ow and sizing of control valves in instantaneous service hot water hea-
ters for district heating. 5th International Symposium on Automation of District Heating Systems,
Finland.
A Simulation
Simulation of the Holmberg model is a straightforward task since the model is very well
suited for simulation. The basic idea is to treat each outlet separately. The simulation
consists of three principal steps: Simulation of the time between outlet closure and the
following opening, simulation of the time an outlet is open, and nally simulation of the
size of the ow from the outlet.
A.1 General method for simulation
Simulation of a random number, Y , from a certain distribution with cumulative distribution
function FY can be performed using uniformly distributed random numbers, see
Blom [4]. Assume that
X 2 R(0; 1);
i.e. X is uniformly distributed on the interval (0; 1). Then
Y = F ,1
Y (X) (7)
has the desired distribution when F ,1
Y is the inverse function of FY . This method is well
suited for computer simulations since uniform random numbers are easily generated on a
computer.
With this method the ow size and tapping durability for the di erent kinds of outlets
can be simulated directly. The time between tappings does however need special care.
13

A.2 Time between tappings
The time between tappings is described by a non-homogenous Poisson process. For the
homogenous Poisson process the time between tappings, T , is exponentially distributed
while in the non-homogenous case we instead have that
P (T t) =1, exp ,
Z t
0
(u)du
where (u) is the time-varying opening intensity. It follows from equation (7) that the
time between tappings can be simulated by solving
X =1, exp ,
Z T
0
(u)du (8)
where X is a random number from R(0,1) and T is the time to be derived. Note that (u)
is a piecewise constant function, g. 3. This approach isan alternative tothe method
suggested in Holmberg [11] and Gummérus [8]. Both methods should give the same result
but this one reduces computer time.
From Holmberg's measurements we have the probability, p, for each hour of the day that
avalve of a speci c kind will be open. Given this probability wehave tocalculate the
opening intensity. This step has not been carefully treated in previous works. We suggest
the following deduction.
Assume that the probability for an open valve is constant during each hour. This means
that the time between two tappings occurring within the same hour is exponentially
distributed. By de nition p is
De ne
p =
E(time open)
E(time open) + E(time closed) :
= E(time open);
1= = E(time closed);
which means that is the wanted intensity while the time between consecutive tappings
is exponentially distributed. This gives
from which it follows that
p = +1=
p
=
(1 , p)
where p is given from measurement data and can be calculated from the distribution
function for open valve time.
14
(9)

A.3 Di erent hot water temperature
The Holmberg model describes the ow rate for 45 C water. Current design ows are
calculated for 55 Cwater. Holmberg, [11], and Gummérus, [8], are using similar methods
for modifying the ow to gures valid for 55 C water. The methods basically consists
of discarding either the smallest or largest ow rate values. We nd these methods
doubtful, compare Holmberg [11] g. 5.12, and complicated to use. Instead we rescaled
the simulated ow rate such that the relative change in average ow between 45 C and
55 C in Holmberg was the same as in our model.
A.4 Simulation of total hot water consumption
Simulation of the ow through the domestic hot water heater was performed by simulation
of each outlet separately. The time between tappings is simulated by means of equation (8)
and with opening intensities as in equation (9). The durability and the size are simulated
with the general method given in equation (7). Finally the ow through the heater is
obtained by adding the ow through all opened outlets.
B Extreme value theory
Extreme value theory gives a theoretical background for studying unusual events. Typical
theoretical applications are in the development of theories for fatigue analysis. Applications
include design of oil platforms in the North Sea and embankments in the Netherlands.
In these cases extreme value theory e.g. gives a possibility to compute the probability for
the largest waves during the lifetime of the constructions.
Pioneering work in the area of hot tap water load and extreme value theory was done by
Harris in 1972 [9]. Recent works of Arvastson et. al. [3], Hoel [10] and Volla [18] have
already been mentioned. In its basic form extreme value theory gives the asymptotic
properties of the maximum
Mn = max(x 1;x 2;:::;xn)
of the sequence of n independent and identically distributed random variables xi, i =
1;:::;n as n !1. The theory also studies dependent sequences as well as continuous
time processes.
An important result states that the limiting distribution for Mn, after rescaling, must
be of one of three kinds, see Leadbetter et. al. [14] or Lindgren and Rychlik [15]. In
many practical situations Mn is described by the Gumbel distribution with cumulative
distribution function
P (M1 x) =exp , ,e ,(x,b)=a : (10)
This holds even under weaker assumptions than stated above, since neither the assumption
about independence nor equal distribution are necessary. What is important is that the
dependence decreases su ciently fast and that the maximum could occur in one of a
su ciently large number of events, see Leadbetter et. al. [14]. Assuming that the latter
statement is valid, nding the distribution of a sequence of maximum values has been
15

educed to nding suitable values of the two parameters a and b in 10. Given a sequence
x 1;x 2;:::;xn of observations, the Maximum Likelihood estimates, ^a, ^ b of the parameters
a, b are given as the solution to
^a =x ,
^ b = ,^a ln
Pn i=1 xie ,xi=^a Pn i=1 e,xi=^a 1
n
nX
i=1
;
e ,x i=^a
The rst equation can be solved with the Newton-Raphson algorithm. Note that x =
P xi=n is the mean value of the sequence.
Given a Gumbel distribution, the level XN, that is only exceeded one time out of N is
given by
XN = b , a ln ,ln 1 , 1
:
N
C Analytical approach
An exact evaluation of
P (Z >q)=0:0005
given the Holmberg model is a too complex task. An analytical expression for P (Z z)
which could be evaluated with a fast computer and good numerical routines is, however,
within reach.
1
0.5
Bath
0
0 0.2
Flow [l/s]
0.4
1
0.5
Washbasin
!
0
0 0.2
Flow [l/s]
0.4
:
1
0.5
Kitchen
0
0 0.2
Flow [l/s]
0.4
Figure 8: Smooth line is a gamma approximation of the cumulative distribution function
for ow while the piecewise constant function is the empirical cumulative distribution
function.
Assume that the random ow size has a gamma distribution. This is not exactly true but
a reasonable assumption, as can be seen in g. 8. The gamma distribution has probability
density function
f (x) =
1
a b ,(b) xb,1 e ,x=a ; x 0:
Suitable parameters for the three distributions are given in tabel 1. The major advantage
with this assumption is that the sum of gamma distributed random variables is gamma
distributed. More precisely we have
16
X 1 2 ,(b 1;a)
X 2 2 ,(b 2;a)
) X 1 + X 2 2 ,(b 1 + b 2;a);

which means that if the ow through each outlet is gamma distributed the total ow
through all outlets of a speci c kind is also gamma distributed.
Let us introduce some notation
Category b a
Bath 4:0 0:045
Washbasin 3:2 0:026
Kitchen 4:5 0:023
Tabel 1: Parameters in gamma distributions.
pB(l);pW (l);pK(l) =probability for open valve, at time l,
for each category of outlets.
fB(z; l);fW (z; l);fK(z; l) =density function for total ow from
each category of outlets, at time l.
F (z; l) =cumulative distribution function for total
ow, all categories, at time l.
Bayes' theorem together with the theorem of total probability, gives
fB(z; l) =
nX
i=1
1
aibB ,(ibB) zib B,1 ,z=a
e n
i pB(l) i (1 , pB(l)) n,i ;
the expressions for fW (z; l) and fK(z; l) are of the same form. The total ow from all
categories is the sum of the ow rates, which for the cumulative distribution means
F (z; l) =
Z Z Z
fB(zB; l)fW (zW ; l)fK(zK; l)dzB dzW dzK; (11)
zB+z W+z K z
i.e. wehave an expression for the cumulative distribution function for the total ow during
a speci c hour, l. Solving equation (11) is a very computer intensive task, and instead
simulation of the system as in section 5.1 turns out to be a useful alternative.
17