Kältetechnische Anlage

Abstract

 Eine kältetechnische Anlage weist einen Verdampfer (10, 30), einen Verdichter (12, 32), einen Verflüssiger (14, 34) und ein Expansionsventil (16, 36) auf, die durch Rohrleitungen miteinander verbunden sind und von einem Arbeitsmedium durchflossen werden. Bei einer Kälte­anlage ist in Strömungsrichtung des Arbeitsmediums gesehen das Expansionsventil (16) unmittelbar vor dem Verdampfer (10) bzw. dem Verdampferraum (Kühlraum) (18) und der Verdichter (12) unmittelbar hinter dem Verdampfer (10) bzw. dem Verdampferraum (18) angeordnet. Bei einer Wärmepumpenanlage ist in Strömungsrichtung des Arbeitsmediums gesehen das Expansionsventil (36) unmittelbar hinter dem Verflüssiger (34) bzw. dem Verflüssigerraum (34') und der Verdichter (32) unmittelbar vor dem Verflüssiger (34) bzw. dem Verflüssigerraum (34') angeordnet.

Beschreibung

[0001] Die Erfindung betrifft eine kältetechnische Anlage, wie Kälteanlage oder Wärmepumpenanlage, gemäß Oberbegriff des Anspruchs 1.

[0002] Kälteanlagen und Wärmepumpenanlagen sind bekannt. Die in der Anlage beigefügte Zeichnung zeigt in den Fig. 1 und 2 die bisher ausschließlich verwendete Grundanordnung bei sol­chen kältetechnischen Anlagen, wobei die Fig. 1 eine Kälte­anlage und die Fig. 2 eine Wärmepumpenanlage zeigt. Die Hauptbauelemente sind ein Verdampfer 1, ein Verdichter 2, ein Verflüssiger 3 und ein Expansionsventil 4, die sämtlich durch relativ lange Rohrleitungen 5, 6, 7, 8 miteinander verbunden sind. Das Expansionsventil 4 und der Verdichter 2 sind dabei willkürlich an beliebiger Stelle angeordnet, und die Leitungen 6 und 7 sind häufig isoliert. Bei einer Kälte­anlage entstehen bei einer solchen Ausbildung Energieverluste, wodurch die Leistungszahl verringert wird, weil sich in Strö­mungsrichtung (Pfeil 9) hinter dem Expansionsventil 4 in der Leitung 6 das Arbeitsmedium (Kältemittel) trotz Isolierung der Leitung erwärmt und weil sich auf dem weiteren Strömungs­weg bis zum Verdichter 2 die Temperatur auch wieder erhöht - ­auch bei Isolierung der Rohrleitung 7. Bei einer Wärmepumpe verliert das Arbeitsmedium auf dem Weg zum Expansionsventil 4 trotz Isolierung der Leitung Wärme, die an die Umgebung ab­gegeben wird. Ebenso geht Wärme auf dem Weg vom Verdichter 2 zum Verflüssiger 3 verloren. Hierdurch sinkt die Leistungs­zahl der Wärmepumpe.

[0003] Die Aufgabe der vorliegenden Erfindung besteht darin, die kältetechnische Anlage der eingangs genannten Art so auszubilden, daß eine höhere Leistungszahl erreichbar ist.

[0004] Diese Aufgabe wird bei einer Kälteanlage durch die im Kennzeichen des Anspruchs 1 angegebene Ausbildung und bei einer Wärmepumpenanlage durch die im Kennzeichen des An­spruchs 5 angegebene Ausbildung gelöst.

[0005] Die erfindungsgemäße Ausbildung sieht bei einer Kälte­anlage vor, das Expansionsventil unmittelbar vor dem Ver­dampfer, also unmittelbar vor dem Kühlprozeß, und den Ver­dichter unmittelbar nach dem Verdampfer, also unmittelbar nach dem Kühlprozeß, anzuordnen. Bei einer Wärmepumpe sieht die erfindungsgemäße Ausbildung vor, das Expansionsventil und den Verdichter unmittelbar ausgangsseitig bzw. eingangs­seitig des Verflüssigers anzuordnen.

[0006] Durch die erfindungsgemäße Ausbildung wird eine nach­teilige Erwärmung des Arbeitsmediums bei einer Kälteanlage bzw. die nachteilige Ableitung von Wärme bei einer Wärme­pumpenanlage minimiert, wodurch eine Erhöhung der Leistungs­zahl erreichbar ist.

[0007] Vorteilhafte und zweckmäßige Weiterbildungen der er­findungsgemäßen Aufgabenlösung sind in den Unteransprüchen gekennzeichnet.

[0008] Durch die Weiterbildungen nach den Ansprüchen 2 bzw. 6 erfolgt eine Steuerung des Arbeitsmediums über Magnetventile in Abhängigkeit von der Arbeitsweise des Verdichters. Hier­durch kann eine Überflutung des Verdampfers mit Arbeitsmedium verhindert werden.

[0009] Durch die weiteren Ausgestaltungen nach den Ansprüchen 3 bzw. 7 ist eine Mengeneinstellung des Arbeitsmediums mög­lich, wobei die Einstellung mit Hilfe von Schaugläsern über­wachbar ist. Auf diese Weise kann sicher verhindert werden, daß beispielsweise Naßdampf angesaugt wird. Das Ansaugen von Naßdampf läßt darauf schließen, daß nicht das gesamte Ar­beitsmedium verdampft worden ist, bedingt durch zu hohen Zu­fluß an Arbeitsmedium.

[0010] Durch die weitere Ausbildung gemäß Anspruch 4 wird er­reicht, daß die Zuleitung vom Verflüssiger zum Verdampfer zusätzlich als Kühlstrecke wirkt, was sich energiesparend auswirkt.

[0011] Durch die Weiterbildung gemäß Anspruch 8 wird bei einer Wärmepumpenanlage erreicht, daß hinter dem Expansionsventil eine Erwärmung des Arbeitsmediums erfolgt. Hierdurch ist eine einfachere Auslegung des Verdampfers möglich, da die­ser bereits erwärmtes Arbeitsmedium erhält.

[0012] Durch die erfindungsgemäße Ausbildung der Kälteanlage bzw. der Wärmepumpenanlage ist eine erhebliche Einsparung an Energie erreichbar. Die Bauelemente der Anlagen können wesentlich einfacher ausgelegt und dimensioniert werden. Es ist eine wesentlich höhere Leistungszahl erreichbar als bei herkömmlich konzipierten Anlagen. Bei der Erfindung werden zum ersten Mal verbesserte thermodynamische, strömungstechnische und energietechnische Erkenntnisse kombiniert zur Schaffung leistungsgerechter und leistungsverbesserter kälte- und wärme­technischer Anlagen.

[0013] Die Erfindung soll nachfolgend anhand der beigefügten Zeichnung näher erläutert werden.

[0014] Es zeigen

Fig. 1 und 2 herkömmlich aufgebaute Kälte- und Wärmepumpen­anlagen,

Fig. 3a,b eine erfindungsgemäß ausgebildete Kälteanlage und

Fig. 4a,b eine erfindungsgemäß ausgebildete Wärmepumpen­anlage.

[0015] Die Kälteanlage gemäß Fig. 3a,b weist einen Verdampfer 10, einen Verdichter 12, einen Verflüssiger 14 und ein Expansions­ventil 16 auf. Das Expansionsventil bzw.Entspannungsventil 16 ist strömungsmäßig unmittelbar vor dem Verdampfer 10 bzw. dem Verdampferraum 18 angeordnet. Strömungsmäßig befindet sich vor dem Expan­sionsventil 16 noch ein Magnetventil 20 sowie ein Regel­ventil 22. Der Verdichter 12 ist strömungsmäßig unmittelbar hinter dem Verdampfer 10 bzw. dem Verdampferraum 18 ange­ordnet.

[0016] Zwischen dem Expansionsventil 16 und dem Verdampfer 10 sowie zwischen dem Verdampfer 10 und dem Verdichter 12 sind noch jeweils ein Schauglas 24 bzw. 26 angeordnet.

[0017] Die Wärmepumpenanlage nach Fig. 4a,b weist einen Ver­dampfer 30, einen Verdichter 32, einen Verflüssiger 34 und ein Expansionsventil 36 auf. Das Expansionsventil 36 ist strömungsmäßig unmittelbar hinter dem Verflüssiger 34 bzw. dem Verflüssigerraum 34ʹ angeordnet. Der Verdichter 32 be­findet sich strömungsmäßig unmittelbar vor dem Verflüssiger 34 bzw. dem Verflüssigerraum 34ʹ.

[0018] In Strömungsrichtung gesehen sind unmittelbar vor dem Verdampfer 30 bzw. dem Verdampferraum 30ʹ der Reihe nach ein Schauglas 38, ein Regelventil 40 und ein Magnetventil 42 an­geordnet. Unmittelbar hinter dem Verdampfer bzw. dem Ver­dampferraum ist ein weiteres Schauglas 44 vorgesehen. Ver­dichter und Expansionsventil sind wärmemäßig isoliert.

[0019] Die Magnetventile 20 und 42 werden über eine Leitung 28 bzw. 46 in Abhängigkeit von der Arbeitsweise des Verdichters 12 bzw. 32 gesteuert. Die Magnetventile sind offen, wenn der Verdichter arbeitet, und sonst geschlossen. Hierdurch wird eine Überflutung des Verdampfers mit Arbeitsmedium verhin­dert.

[0020] Die Regelventile 22 bzw. 40 sind manuell bedienbar und dienen der Einstellung der Menge an Arbeitsmedium, wobei die Einstellung mit Hilfe der Schaugläser überwachbar ist. Auf diese Weise kann verhindert werden, daß beispielsweise Naß­dampf angesaugt wird. Das Ansaugen von Naßdampf läßt darauf schließen, daß nicht das gesamte Arbeitsmedium verdampft worden ist, bedingt durch zu hohen Zufluß an Arbeitsmedium. Eine Temperatur- und Druckmessung allein, wie dies bisher im Stand der Technik üblich ist, ist nicht ausreichend, das Ansaugen von Naßdampf zu erkennen und gegebenenfalls zu verhindern.

[0021] Bei der Kälteanlage nach Fig. 3a,b wird die Zuleitung 5, 6 vom Verflüssiger zum Verdampfer nicht isoliert (entgegen dem Stand der Technik), wodurch sie zusätzlich als Kühl­strecke wirkt, was sich energiesparend auswirkt. In der Aus­gangsleitung des Verdampfers 10 bis zum Verdichter 12 tritt wegen der kurzen Wege keine oder nur eine vernachlässigbare Erwärmung des Kühlmittels auf, d.h. es wird anders als bei herkömmlichen Anlagen die Umgebung nicht mehr in nach­teiliger Weise gekühlt.

[0022] Durch die beschriebene Ausbildung der Kälteanlage kann der Verdichter 12 leistungsmäßig schwächer ausgelegt werden. Am Ausgang des Verdichters erhält man niedrigere Temperaturen, was bedeutet, daß im Verflüssiger 14 weniger Kälteenergie benötigt wird. Der Verdichter wird temperatur­mäßig weniger belastet.

[0023] Bei der Wärmepumpenanlage gemäß Fig. 4a,b tritt kein oder nur eine vernachlässigbarer Wärmeverlust ausgangsseitig des Verflüssigers 34 vor dem Expansionsventil 36 auf. Strömungs­mäßig hinter dem Expansionsventil erfolgt dagegen eine Er­wärmung des Arbeitsmediums, da keine Isolierung der Leitung vorgesehen ist. Hierdurch ist eine einfachere Auslegung des Verdampfers möglich, da dieser bereits erwärmtes Arbeits­medium erhält. Das Arbeitsmedium wird auf dem Weg zum Ver­dichter bereits erwärmt, was vorteilhaft ist für den Prozeß. Hinter dem Verdichter treten keine oder nur vernachlässig­bare Wärmeverluste auf.

[0024] In der nachfolgenden Tabelle sind die bei den üblichen Arbeitsmedien theoretischen Leistungsziffern angegeben. In den weiteren Tabellen Seiten 23/24 sind die praktisch erreich­baren Zahlen angegeben für R 22, wenn kältetechnische Anlagen nach den Fig. 3a,b und 4a,b eingesetzt werden.

[0025] Die Expansionsventile 16, 36 sind druckgesteuerte Drossel-, Reduzier- oder Regelventile ohne Arbeitsleistung. Dadurch werden durch Außentemperaturschwankungen verursachte Druckschwankungen und Schwankungen der umgewälzten Kältemittel­menge im System verhindert. Druck und berechnete und durch die Regelventile eingeregelte umgewälzte Kältemittelmenge/Zeit bleiben konstant. Es können damit durch Schwankungen der um­gewältzen Kältemittelmenge verursachte Wirkungsgradverschlech­terungen verhindert werden, die bei Verwendung von thermo­statischen Expansionsventilen immer auftreten. Bei thermo­statischen Expansionsventilen treten bei Außentemperaturände­ rungen stets auch Schwankungen der umgewälzten Kältemittel­menge auf. Bei größeren Anlagen können die Regelventile 22 und 40 auch durch die teureren elektronischen Durchflußregler ersetzt werden - im Rahmen der Wirtschaftlichkeit.

I. BEISPIELE

1)

[0026] Es ist eine einstufige Kompressionskälteanlage für eine Lei­stung von 11,3 kW (40620 kJ) zu projektieren. Als Kälte­mittel wird R22 (Chlordifluormethan CHCl F₂)verwendet.
Kälteleistung Q_o = 11,3 kW (40620 kJ )
Verdampfertemperatur +2°C ( t_o )
Verflüssigertemperatur +55°C ( t )
Temperatur nach adiabat. Verdichtung
Gemäß Dampftafel für R 22 ist :

a) Verdampferdruck p_o = 5,3179 bar bei t_o = +2°C

b) Verflüssigerdruck p = 21,73 bar bei t = + 55°C

Enthalpie Austritt Verflüssiger h₁ = 902,70 kJ/kg
Enthalpie Eintritt Verdampfer h₂ = 902,70 kJ/kg
Enthalpie Austritt Verdampfer h₃ = 1037,338 kJ/kg
Enthalpie Austritt Verdichter h₄ = 1047,4715 kJ/kg
Spez. Volumen Saugseite Verdichter v₃= 0,04364 m³/kg
    w_t = q - q_o (Primärenergie im Kreisprozeß)
Die Leistungsziffer des theoretischen Prozeßes beträgt nach

Als Gütegrad für den Verdichter angenommen η_g = 0,90 , Richtwerte für η_g = 0,80 bis 0,94 je nach Größe des Kompressors
Dampftemperatur nach polytroper Verdichtung nach :

t_ü = + 61,11°C Diese beweist, daß die Annahme η_g= 0,90 richtig ist.
Damit bestimmt sich die Enthalpiezunahme durch die polytrope Verdichtung zu

q = h₄ - h₁ da h₁ = h₂ ――― q = h₄ - h₂
q = h₃ - h₂
w_t = q - q_o = h₄ - h₂ - (h₃ - h₂) = h₄ - h₃
Die Enthalpie nach der polytropen Verdichtung beträgt :
h_4pol = h₃ + Δh_pol = 1037,338 + 11,259 = 1048,597 kJ/kg
Die Leistungszahl des wirklichen Prozeßes beträgt dann

Die spezifische Kälteleistung ergibt hieraus zu: :
K_k = ε_k . 860 = 11,958 . 3595 = 42989 kJ/kW
Indizierte Verdichterleistung beträgt demnach :

Effektive Verdichterleistung :

η_m = Mechanischer Wirkungsgrad
Richtwerte für η_m = 0,80 bis 0,90 je nach Größe des Kompressors
Volumetrische Verdichterleistung :

Ansaugvolumen des Verdichters :

m_k = Kältemittel :

Damit ist
Q = 301,7 .( h_4pol - h₁ )
  = 301,7 .( 1048,597 - 902,70 )
  = 301,7 . 145,897 = 44020 kJ/h
Voraussetzung (thermodynamisch und strömungstechnisch) ist ΔP_max = 900 mbar, was sich aus dem angenommenen und realisierbaren Gütegrad η_G = 0,90 für den Verdichter ergibt.
Da im Entspannungsventil keine Arbeit geleistet wird, ändert sich h₁ nach dem Entspannungsventil nicht, daher ist h₂ = h₁. Lediglich ein Teil der Flüssigkeit geht in Gas über. Siehe Rohrnetzberechnung.
2) Anlage nach 1) ist als Wärmepumpenlange zu projektieren. Wärmeleistung : 11,3 kW ( 40620 kJ ) Q
Verdampfertemperatur + 2 °C ( t_o )
Verflüssigertemperatur + 55 °C ( t ) Temperatur nach adiabatischer Verdichtung
Gemäß Dampftafel für R 22 ist :

a) Verdampferdruck P_o = 5,3179 bar bei t_o =+ 2 °C

b) Verflüssigerdruck p = 21,73 bar bei t =+ 55°C

Enthalpie Austritt Verflüssiger h₁ = 902,70 kJ/kg
Enthalpie Eintritt Verdampfer h₂ = 902,70 kJ/kg
Enthalpie Austritt Verdampfer h₃ = 1037,338 kJ/kg
Enthalpie Austritt Verdichter h₄ = 1047,4715 kJ/kg
spez. Volumen Saugseite Verdichter v₃= 0,04364 m³/kg
Ermittlung der Temperatur: t_ü = 60,9°C
Nach polytroper Zustandsänderung:
Δh = 10,1335 kJ/kg
Δh_pol = 11,2594 kJ/kg
Δt = t - to = 55°-2°C = 53°k
Δt_ü = ?



    Pü = 5,3179 + 18,2391 = 23,557 bar
Nach:

Nach der logarithmischen Lösung:
n ≙ 1,15
w_t = q - q_o
q = h₄ - h₁
q_o= h₃ - h₂ da h₁ = h₂
q_o= h₃ - h₁
w_t= q - q_o = h₄ - h₁-(h₃-h₁)
  = h₄ - h₁ - h₃ + h₁ = h₄ - h₃
Die Leistungsziffer des theoretischen Prozeßes beträgt :

Als Gütegrad für den Verdichter angenommen η_g = 0,90
Richtwerte für η_g= 0,80 bis 0,94 je nach Größe des Kompressors
Dampftemperatur nach polytroper Verdichtung :

Diese beweist, daß die Annahme η_g = 0.90 richtig ist.
Damit bestimmt sich die Enthalpiezunahme durch die polytrope Verdichtung zu

Die Enthalpie nach der polytropen Verdichtung beträgt
h_4pol = h₃ + Δh_pol = 1037,338 + 11,259 = 1048,597 kJ/kg
Die Leistungszahl des wirklichen Prozeßes beträgt dann :

Die spezifische Wärmeleistung beträgt :
K_w = ε_k . 860 = 12,958. 3595 = 46584 kJ/kW
Indizierte Verdichterleistung :

Effektive Verdichterleistung :

    η_m = Mechanischer Wirkungsgrad
Richtwerte für η_m = 0,80 bis 0,90 je nach Größe des Kompressors
Volumetrische Verdichterleistungen :

Damit ist die Auslegung des Kompressors möglich. Die Wärmemittelmenge bestimmt sich zu :

Damit ist die Auslegung der Verdampferleistung möglich :
Q_o = m_w . q_o = m_w .( h₃ - h₂ )
        = 278,42 ( 1037,338 - 902,70 )
        = 278,42 . 134,638
        = 37486 kJ/h

1) Beispiel Nr. 1(Seite 7), R 22 , Kälteanlage nach Vergleichs­prozeß, einstufig :

[0027] Tatsächlicher Leistungsziffer der Kälteanlage :

Der Kondensator soll mittels eines Ventilators gekühlt werden.
Lufttemperatur t_L =+ 38° C , Erwärmung Δt_L = 12 ° K
1 m³ Luft hat c_pm = 0,31 kcal/° K ≅ 1,296 kJ/° K
1 m³ Luft nimmt bei Δ_tL = 12° K
Q₁ = Δt_L . C_pm = 12 × 1,296 ≅ 15,55 kJ/m³

Stromaufnahme des Ventilators mit Luftfilter bei V_L = 2850 m³/h und
Δ_{p ext} = 180 Pascal
Δ_{p ges} = 300 Pascal

P_M= 0,42 kW
Tatsächlicher Leistungsziffer der Kälteanlage beträgt dann :

2) Beispiel Nr.2 (Seite 9), R 22 , Wärmepumpenanlage Luft/­Wasser nach Vergleichsprozess, einstufig :

[0028] Tatsächlicher Leistungsziffer der Wärmepumpenanlage

Der Verdampfer soll mittels eines Ventilators (Motor mit För­derluft gekühlt) mit Wärme aus der Luft versorgt werden.Lufttemperatur t_L = + 5°C , Luftkühlung Δ_tL = 3 ° K
Relative Luftfeuchtigkeit φ = 80 %
1 kg Luft i₁ - i₂ = 15,0 - 9,66 = 5,34kJ/kg
Gemäß Mollier - i = x = Diagramm
1 m³ Luft : 5,34 × 1,27 ≅ 6,78 kJ/m³

Stromaufnahme des Ventilators mit Luftfilter bei V_L = 5600 m³/h und
Δ_{p ext} = 180 Pascal
Δ_{p ges} = 300 Pascal
P_M = 0,81 kW

[0029] Tatsächliche Leistungsziffer der Wärmepumpenanlage beträgt dann :

Überflüssige Luftmenge würde zu nichts nützen und nur zum un­nötigen Energieverbrauch führen, da diese Energie von dem Ver­dampfer im Kälteprozeß, bedingt durch die Kältemittelcharakte­ristik (physikalisch) nicht mehr aufgenommen werden kann.

[0030] Demgegenüber eine zweckmäßige Anordnung der Luftansaugung auf der größten Wärmedurchgangsseite und Ausnutzung der Gebäude­thermik z.B. mittels Dachzentrale würde eine Energierückgewin­nung von 25 % bedeuten und verbessert die Leistungsziffer von 6,14 auf ca. 7,68. Dieses ist theoretisch und praktisch nach­weisbar und weicht ± sehr minimal von den oben angegebenen Wer­ten (25 %; 7,68) ab. Dieses müßte mit dem Architekten bzw. Bau­herrn besprochen werden und für das einzelne Gebäude optimale Lösung gemeinsam festgelegt werden.

[0031] Es gilt auch für Kälteanlagen nach 1). Es bedeutet hierbei auch eine Energierückgewinnung von 25 % und eine Verbesserung der Leistungsziffer von 7,34 auf 9,18. Es ist genau so zu ver­fahren, wie vorhin beschrieben ist. In beiden Fällen sind ent­sprechend Sonnenstrahlung oder Kälte Windanfallseiten zu um­gehen.

[0032] Diese Energierückgewinnungsmaßnahmen sind in den ursprünglichen Zentralheizungsanlagen mit festen, flüssigen und gasförmigen Brennstoffen nicht möglich, da die Gebäudethermik nicht aus­nutzbar ist.

[0033] Es sind zwar mit Wasser/Wasser oder Sole/Wasser Wärmepumpen an Leistungszahlen ε_t = 9,187 für Kälte und ε_t = 10,089 für Wärme anzunähern, aber die Lösung der Probleme zum Beispiel bei Sole/Wasser, wegen der erforderlichen Größe der Bodenfläche und bei Wasser/Wasser wegen der Aggressivität des Grundwas­sers und der Grundwassertiefe ist sehr kompliziert. Außerdem sind die Anlagenkosten wie Wärmepumpen, Brunnenanlagen, Erd­kollektorenanlagen, Soleanlagen enorm hoch und eine Rentabili­tät heutzutage noch ziemlich schwierig.

[0034] Höhere tatsächliche Leistungszahlen (ε_t) sind auch mit gerin­gerer Inanspruchnahme von Ventilatoren erreichbar. Auf jeden Fall sind mit Einsatz der Anlagenteile wie Kompressoren, Ver­dampfer, Kondensatoren, Expansionsventile, die sehr nahe oder exakt den berechneten Werten entsprechen, und durch zweck­mäßige Montage hohe tatsächliche Leistungszahlen erzielbar.

[0035] Das bedeutet, daß die Hersteller ihre Produkte den Erforder­nissen anpassen müssen und nicht umgekehrt. Nur so kann auf dem Energiesektor ein großer Markt auf- und ausgebaut werden, wozu wir angesichts der Energieknappheit und weltwirtschaft­lichen Lage gezwungen sind und noch mehr gezwungen werden. Außer Atomenergie (begrenzter Uranbestand auf der Welt) kommen sämtliche Energien aus der Sonne, die wir optimal und wirt­schaftlich nutzbar machen müssen.

[0036] Kälteanlagen bei Betrieben wie Schlachthöfe, Fleischereien, Lebensmittelfabriken, Molkereien usw., die gleichzeitig viel Warmwasser verbrauchen, können durch Warmwassererzeugung mit­tels eines zweiten Kondensators sehr wirtschaftlich und ener­giesparend betrieben werden. Dies wird schon bei manchen Anla­gen praktiziert.

III. Vergleichsprozeß, einstufig, mit Unterkühlung

[0037] Wird das Kältemittel am Austritt des Verflüssigers unter sei­ne Siedetemperatur abgekühlt, so wird bei gleichbleibender Verdichterleistung die Kälte- bzw. Wärmeleistung vergrößert. Die Grenzen der Unterkühlung liegen in der Temperatur der Kühlmittel für den Verflüssiger. Unter diesem Gesichtspunkt und zur Übersicht werden die Beispiele Nr. 1, Seite 7, Bei­spiel Nr. 2, Seite 9, nochmal bearbeitet.

1) Beispiel Nr. 1 (Seite 7) :

[0038] Est ist eine einstufige Kompres­sionskälteanlage für eine Leistung von 11,3 kW (40620 kJ) zu projektieren. Als Kältemittel wird R 22 (Chlordifluormethan CHCl F₂) verwendet. Kälteleistung 11,3 kW (40620 kJ) [Q_o]
Verdampfertemperatur + 2 ° C ( t_o)
Verflüssigertemperatur + 55 ° C ( t ) Temp. nach adiabatischer Verdichtung
Temperatur nach der Unterkühlung +50 ° C ( t_u )
Gemäß Dampftafel für R 22 ist :

a) Verdampferdruck p_o = 5,3179 bar bei t_o = + 2 ° C

b) Verflüssigerdruck p = 21,73 bar bei t_o = + 55° C Temp. nach adiabat. Verdichtung

c) Druck nach der Unterkühlung p_u = 19,398 bar bei t_u = + 50°C
      (p_u ist der kritische Druck, der nicht erreicht werden darf, da die Flüssigkeit wieder zu Dampf übergehen würde.)

Enthalpie Austritt Verflüssiger h₁ = 902,70 kJ/kg
Enthalpie nach der Unterkühlung h_u = 895,864 kJ/kg
Enthalpie Eintritt Verdampfer h₂ = 895,864 kJ/kg
Enthalpie Austritt Verdampfer h₃ = 1037,338 kJ/kg
Enthalpie Austritt Verdichter h₄ = 1047,4715 kJ/kg
spez. Volumen Saugseite Verdichter v₃ = 0,04364 m³/kg
Die Leistungsziffer des theoretischen Prozess beträgt

Als Gütegrad für den Verdichter wird angenommen η_g = o,90
Richtwerte für η_g = 0,80 bis 0,94 je nach Größe des Kompressors
Dampftemperatur nach polytropischer Verdichtung

Diese entspricht der Annahme η_g = 0,90
Damit bestimmt sich die Enthalpiezunahme durch die poly­trope Verdichtung

Die Enthalpie nach der polytropen Verdichtung beträgt :
h_{4 pol}= h₃ + Δh_pol = 1037,338 + 11,259 = 1048,597 kJ/kg
Die Leistungszahl des wirklichen Prozesses beträgt dann

Die spezifische Kälteleistung beträgt
K_k = ε_k . 860 = 12,565. 3595 = 45171 kJ/kW
Indizierte Verdichterleistung

Effektive Verdichterleistung :

η_m = Mechanischer Wirkungsgrad, Richtwerte für η_m = 0,80 bis 0,90 je nach Größe des Kompressors.
Volumetrische Verdichterleistung nach Gl.

Damit ist
Q =287,12. (h_4pol - h_u)
  =287,12.(1048,597 - 895,864)
  =287,12.152,733 = 43853 kJ/h
Tatsächliche Leistungsziffer des Kälteanlage :

Wenn die Anlage wie auf Seite 12 erwähnt und berechnet mit einem luftgekühlten Kondensator betrieben wird, beträgt dann die tatsächliche Leistungsziffer :

Bei den auf der Seite 14 erwähnten Energierückgewinnungsmaßnahmen sogar bis ε_t ≅ 9,5

2) Beispiel Nr. 2 (Seite 9) :

[0039] Es ist eine einstufige Kompressionswärmepumpenanlage für eine von 11,3 kW (40620 kJ ) zu projektieren. Als Kältemittel ist R22 (Chlordifluormethan CHCl F₂ ) zu verwenden . Wärmeleistung : 11,3 kW (40620 kJ) [Q]
Verdampfertemperatur + 2 ° C ( t_o)
Verflüssigertemperatur + 55 ° C ( t ) Temp. nach adiabat.Verdichtung
Temperatur nach der Unterkühlung + 50 ° C ( t_u )
Gemäß Dampftafel für R 22 ist :
Enthalpie Austritt Verflüssiger h₁ = 902,70 kJ/kg
Enthalpie nach der Unterkühlung h_u = 895,864 kJ/kg
Enthalpie Eintritt Verdampfer h₂ = 895,864 kJ/kg
Enthalpie Austritt Verdampfer h₃ = 1037,338 kJ/kg
Enthalpie Austritt Verdichter h₄ = 1047,4715 kJ/kg
spez. Volumen Saugseite Verdichter v₃ =0,04364 m³/kg
Die Dampfdrucke sind wie in 1) erwähnt .
Die Leistungsziffer des theoretische Prozesses beträgt

Als Gütegrad für den Verdichter wird angenommen η_g = 0,90
Richtwerte für η_g = 0,80 bis 0,94 je nach Größe des Kom­pressors.
Dampftemperatur nach polytropischer Verdichtung

Dieses entspricht der Annahme η_g = 0,90
Damit bestimmt sich die Enthalpiezunahme durch die polytrope Verdichtung :

Die Enthalpie nach der polytropen Verdichtung beträgt :
h_{4 pol}= h₃ + Δh_pol = 1037,338 + 11,259 = 1048,597 kJ/kg
Die Leistungszahl des wirklichen Prozesses beträgt dann

Die spezifische Wärmeleistung beträgt
K_w = ε_k . 860 = 13,565 . 3595 = 48766 kJ/kW
Indizierte Verdichterleistung

Effektive Verdichterleistung :

η_m = Mechanischer Wirkungsgrad , Richtwerte für η_m = 0,80 bis 0,90 je nach Größe des Kompressors.
Volumetrische Verdichterleistung

Damit ist die Auslegung des Kompressors möglich .
Die Wärmemittelmenge bestimmt sich zu

Damit ist die Auslegung der Verdampferleistung möglich :
Q_o = m_w . q_o. ( h₃ - h_u )
   = 265,95 .(1037,338 - 895,864 )
   = 265,95 . 141,474
   = 37625 kJ/h
Tatsächliche Leistungsziffer der Wärmepumpenanlage :

Wenn die Anlage, wie auf Seite 13 erwähnt und berechnet, mit einem luftgekühlten Verdampfer betrieben wird, beträgt die tatsächliche Leistungsziffer :

Bei den auf der Seite 14 erwähnten Energierückgewinnungsmaßnahmen sogar bis ε_t ≅ 7,9

[0040] Eintauchen des Kompressors in Heiz- bzw. Kühlwasser würde eine weitere Leistungsverbesserung bringen. Es wird heute schon bei manchen Anlagen praktiziert.

[0041] Auf jeden Fall ist genau zu überprüfen, inwieweit sich eine Lei­stungsverbesserungsmaßnahme bei den Anlagen und investitions­mäßig lohnt, d.h. ob Verdampfer und Kondensatoren mittels Luft gekühlt oder erwärmt, per Ventilatoren oder ohne Ventilatoren betrieben werden sollen.

[0042] Hierbei werden die Absorptionskälte- oder Wärmeanlagen nicht mehr erwähnt. Die Überprüfung der bisherigen Vergleichsprozesse läßt sehr klar erkennen, daß der Einsatz von Absorptionsanlagen nur dann wirktschaftlich sein kann, wenn tatsächlich sehr billige Energie zur Verfügung steht. Dieses ist leider heute und in Zu­kunft nicht mehr der Fall. Deshalb sind die Angaben der Her­steller sehr genau und sorgfältig zu überprüfen, insbesondere sind die Betriebsenergiekosten wie Strom, Gas, Wasser usw. und die Herstellungskosten der Anlage genau zu prüfen.

IV. Vergleichsprozeß

1) Beispiel Nr. 1 (Seite 7 ), R 22, Kälteanlage nach Vergleichsprozeß, einstufig:

[0043] Tatsächliche Leistungsziffer der Kälteanlage:

Der Kondensator soll mittels eines Grundwassers gekühlt werden.
Wassertemperatur t_W = 10°C, Erwärmung Δt_W = 4°K
1 m³ Wasser hat c_pm ≙ 1000 kcal/°K ≅ 4180 kJ/°K
1 m³ Wasser nimmt bei Δt_W = 4 °K
Q_W = Δt_W · 4180 = 4 × 4180 = 16720 kJ/m³

Stromaufnahme der Umwälzpumpe Fab. Wilo, Typ RS 30/80 V bei V_W = 2,64 m³/h und Δ_{p ext} = 50000 Pascal
(5000 mm WS ist ein extrem hochgetriebener Wert, 3000 mm ist in der Praxis mehr als reichlich)
P₁ = 0,195 kW max      lt. Wilo
Tatsächliche Leistungsziffer der Kälteanlage beträgt dann:

2) Beispiel Nr. 2 (Seite 9 ), R 22, Wärmepumpenlange Wasser/Wasser nach Vergleichsprozeß, einstufig:

[0044] Tatsächliche Leistungsziffer der Wärmepumpenanlage

Der Verdampfer soll mittels einer Umwälzpumpe Fabr. Wilo, Typ RS 30/80 V mit Wärme aus dem Grundwasser versorgt werden, Wassertemperatur t_W = + 10°C, Wasserkühlung Δ_tW = 4°K
1 m³ Wasser hat C_pm ≙ 1000 kcal/°K ≅ 4180 kJ/°K bei Δ_tw = 4°K hat 1 m³ Wasser = 4180 · 4 = 16720 kJ/m³

Stromaufnahme der Umwälzpumpe bei V_W = 2,24 m³/h und Δ_{p ext} = 40000 Pascal
P₁ = 0,125 kW      lt. Wilo (s. techn.Angaben)
Tatsächliche Leistungsziffer der Wärmepumpenanlage beträgt dann:

3) Beispiel Nr. 1 (Seite 15) :

[0045] Tatsächliche Leistungsziffer der Kälteanlage:

Wenn die Anlage wie auf der Seite 21 erwähnt und berechnet mit einem wassergekühlten Kondensator betrieben wird, beträgt die tatsächliche Leistungsziffer dan:

4) Beispiel Nr. 2 (Seite 18) :

[0046] Tatsächliche Leistungsziffer der Wärmepumpenanlage:

Wenn die Anlage, wie auf Seite 21 erwähnt und berechnet, mit einem wassergekühlten Verdampfer betrieben wird, beträgt die tatsächliche Leistungsziffer dann:

Erläuterungen für (a, b, c, d) auf Seite 24 :

[0047] b) Tatsächliche Leistungsziffern beziehen sich auf wirt­schaftlich und technisch vertretbare Außentemperatur von +5°C und ΔT = 3°K.
Bei zunehmender Temperatur können sie sich bis 3% steigern. Diese Höchstgrenue von 3% ist vom physikalischen Charakter des Kältemittels R 22 bestimmt.

[0048] a) verhält sich ungefähr gleichermaßen, jedoch mit ab­nehmender Außentemperatur.

[0049] c) Sollte es möglich sein, daß das Wasser ohne Hilfsenergie auf dem natürlichen Wege transportiert werden kann, ist
    ε_t ≦ ε_e
das heißt : 8,593 --→ 10,089
     oder   9,0   --→ 10,66
bei d) ε_t ≦ ε_e
            9,784 --→ 10,97
oder       10,226 --→ 11,53
bei a) ε_t ≦ ε_e (z.B. Haus-Kühlschrank)
            7,635 --→ 10,66
bei b) ε_t ≦ ε_e (z.B. kleines Zimmerheiz- und Kühlgerät)
            6,32  --→ 11,53

[0050] Unter Bezug auf die Fig. 3b und 4b ergibt sich für das Kälte/Wärmemittel R 22 und für einen Wirkungsgrad η_G von 0,9 folgendes :

1. Druckverlust im Kondensator Δp_max = 900 mbar

2. Druckverlust im Verdampfer Δp_max = 300 mbar

Δp_max errechnet sich aus dem gewählten Kältemittel (hier R 22) und dessen Dampftafeln und dem zugeordneten h, log p - Diagramm, sowie aus dem gewählten η_G (im gewählten Beispiel η_G = 0,90). Für ein gewähltes η_G ergeben sich bestimmte von η_G abhängige Werte für Δp_max des Kondensators und des Verdampfers sowie auch für P_i, P_e und das Hubvolumen des Verdichters, die sich gegenseitig bedingen.

[0051] Durch die in den Ansprüchen 12 und 13 sowie der Figuren­beschreibung angegebenen Auslegungsregeln ergeben sich für die Kältetechnik und Wärmetechnik völlig neue, optimal den theore­tischen und praktischen Verhältnissen angepaßte Verdichter, Verdampfer und Kondensatoren, wodurch wesentlich verbesserte Leistungszahlen für kältetechnische und wärmetechnische Anlagen erzielbar sind. Durch die Erfindung kann insbesondere auch die Solarenergie wesentlich besser und zu wirtschaftlichen Bedin­gungen ausgenutzt werden. Es ergeben sich Verbesserungen der Leistungsziffern von 350 - 500 % gegenüber bisherigen Vorrich­tungen, ohne Erhöhung der Herstellungskosten, die teilweise sogar noch gesenkt werden können.

Ansprüche

1. Kältetechnische Anlage, wie Kälteanlage oder Wärmepumpen­anlage, mit einem Verdampfer, einem Verdichter, einem Ver­flüssiger und einem Expansionsventil, die durch Rohrleitungen miteinander verbunden sind und von einem Arbeitsmedium durch­flossen werden, dadurch gekennzeichnet, daß bei einer Kälteanlage in Strömungsrichtung des Arbeits­mediums gesehen das Expansionsventil (Entspannungsventil) (16) unmittelbar vor dem Verdampfer (10) bzw. dem Verdampferraum (18) (Kühlraum) und der Verdichter (12) unmittelbar hinter dem Verdampfer (10) bzw. dem Verdampferraum (18) angeordnet ist.

2. Anlage nach Anspruch 1, dadurch gekenn­zeichnet, daß in Strömungsrichtung vor dem Expan­sionsventil (16) ein von der Arbeitsweise des Verdichters (12) gesteuertes Magnetventil (20) angeordnet ist, das bei Betrieb des Verdichters geöffnet und sonst geschlossen ist.

3. Anlage nach Anspruch 2, dadurch gekenn­zeichnet, daß vor dem Magnetventil (20) ein Regel­ventil (22) und zwischen dem Expansionsventil (16) und dem Verdampfer (10) bzw. dem Verdampferraum (18) und zwischen dem Verdampfer (10) bzw. dem Verdampferraum (18) und dem Verdichter (12) jeweils ein Schauglas (24 bzw. 26) ange­ordnet sind.

4. Anlage nach Anspruch 1 , dadurch gekenn­zeichnet, daß die Zuleitung vom Verflüssiger (14) zum Verdampfer (10) nicht wärmeisoliert ist.

5. Kältetechnische Anlage, wie Kälteanlage oder Wärmepumpen­anlage, mit einem Verdampfer, einem Verdichter, einem Ver­flüssiger und einem Expansionsventil, die durch Rohrleitungen miteinander verbunden sind und von einem Arbeitsmedium durch­flossen werden, dadurch gekennzeichnet, daß bei einer Wärmepumpenanlage in Strömungsrichtung des Ar­beitsmediums gesehen das Expansionsventil (Entspannungsventil) (36) unmittelbar hinter dem Verflüssiger (34) bzw. dem Verflüssigerraum (34ʹ) und der Verdichter (32) unmittelbar vor dem Verflüssiger (34) bzw. dem Verflüssigerraum (34ʹ) angeordnet ist.

6. Anlage nach Anspruch 5, dadurch gekenn­zeichnet, daß in Strömungsrichtung unmittelbar vor dem Verdampfer (30) bzw. dem Verdampferraum (30ʹ) ein von der Arbeitsweise des Verdichters (32) gesteuertes Magnet­ventil (42) angeordnet ist, das bei Betrieb des Verdichters geöffnet und sonst geschlossen ist.

7. Anlage nach Anspruch 6, dadurch gekenn­zeichnet, daß in Strömungsrichtung vor dem Magnet­ventil (42) ein Regelventil (40) und vor dem Regelventil sowie in Strömungsrichtung gesehen hinter dem Verdampfer (30) bzw. dem Verdampferraum (30ʹ) jeweils ein Schauglas (38 bzw. 44) vorgesehen sind.

8. Anlage nach Anspruch 5, dadurch gekenn­zeichnet, daß die Leitung zwischen Expansionsventil (36) und Verdampfer (30) keine Wärmeisolierung aufweist.

9. Anlage nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß das Expansionsventil (16, 36) ein druckgesteuertes Ventil ist.

10. Anlage nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß das Regelventil (22, 40) ein elektronischer Mengenregler ist.

11. Anlage nach Anspruch 5, dadurch gekenn­zeichnet, daß das Expansionsventil und der Verdichter wärmemäßig isoliert sind.

12. Kälteanlage nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß der Ver­dichter, der Kondensator und der Verdampfer in Abhängigkeit vom jeweils gewählten Kältemittel nach folgenden Auslegungs­kriterien hergestellt werden :

Effektive Verdichterleistung P_e [kW] :

P_i = indizierte Verdichterleistung [kW]

η_m = mechanischer Wirkungsgrad

Q_o = Kälteleistung [kJ]

K_k = spezifische Kälteleistung [kJ / kW]

ε_k = Leistungszahl des wirklichen Carnot'schen Kreisprozesses

h_4pol = h₃ + Δ h_pol = Enthalpie nach polytroper Verdichtung [kJ/kg] mit

als polytrope Verdichtung

h₂ = Enthalpie bei Eintritt in den Verdampfer [kJ/kg]

h₄ = Enthalpie nach Austritt aus dem Verdichter nach adiabatischer Verdichtung [kJ/kg]

h₃ = Enthalpie nach Austritt aus dem Verdampfer [kJ/kg]


mit W_t = q - q_o = Arbeitsaufwand

Verdichter-Ansaugvolumen V_ko [m³/h] :

q_v = volum. Verdichterleistung [kJ/m³]

v₃ = spezifisches Volumen auf der Saugseite des Verdichters [m³/kg]

q_o = zugeführte Wärme [kJ/kg]

q = abgeführte Wärme [kJ/kg]

Verdichter-Hubvolumen V [cm³]

Kondensatorleistung Q [kJ/h] :

q = abgeführte Wärme

Verdampfer leistung ist gleich Q_o an der jeweiligen Kühl­lastberechnung (wird als bekannt vorausgesetzt).

13. Wärmepumpenanlage nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß der Verdichter, der Verdampfer und der Kondensator in Abhängigkeit vom jeweils gewählten Wärmemittel nach folgenden Auslegungskriterien her­gestellt werden :

Effektive Verdichterleistung P_e [kW] :

P_i = indizierte Verdichterleistung [kW]

η_m = mechanischer Wirkungsgrad

Q = Wärmeleistung [kJ]

K_w = spezifische Wärmeleistung [kJ/kW]

ε_k = Leistungszahl des wirklichen Carnot'schen Kreisprozesses

h_4pol = h₃ + Δh_pol = Entropie nach polytroper Verdichtung [kJ/kg]

als polytrope Verdichtung

h₃= Enthalpie nach Austritt aus dem Verdampfer [kJ/kg]

h₁ = Enthalpie nach Austritt aus dem Verflüssiger [kJ/kg]

h₄ = Enthalpie nach Austritt aus dem Verdichter nach adiabatischer Verdichtung [kJ/kg]


= zu erreichender Wirkungsgrad z.B. 0,90, wobei

= Leistungsziffer des theoretischen Prozesses mit W_t = q - q_o = Arbeitsaufwand

q_o = zugeführte Wärme [kJ/kg]

q = abgeführte Wärme [kJ/kg]

Verdichter-Ansaugvolumen V_ko [m³/h] :

q_v = volum. Verdichterleistung [kJ/m³]

v₃ = spezifisches Volumen auf der Saugseite des Verdichters [m³/kg]

Verdichter-Hubvolumen V [cm³] :

Verdampferleistung Q_o [kJ/h] :

Q_o = m_w . q_o = m_w (h₃ - h₂) [kJ/h]

Kondensatorleistung ist gleich dem Q aus der jeweiligen Wärme­bedarfsberechnung (wird als bekannt vorausgesetzt).

Zeichnung