[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 po = 5,3179 bar bei to = +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 Po = 5,3179 bar bei to =+ 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 po = 5,3179 bar bei to = + 2 ° C
b) Verflüssigerdruck p = 21,73 bar bei to = + 55° C Temp. nach adiabat. Verdichtung
c) Druck nach der Unterkühlung pu = 19,398 bar bei tu = + 50°C
(pu 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) :
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 Δpmax = 900 mbar
2. Druckverlust im Verdampfer Δpmax = 300 mbar
Δpmax errechnet sich aus dem gewählten Kältemittel (hier R 22) und dessen Dampftafeln und
dem zugeordneten h, log p - Diagramm, sowie aus dem gewählten ηG (im gewählten Beispiel ηG = 0,90). Für ein gewähltes ηG ergeben sich bestimmte von ηG abhängige Werte für Δpmax des Kondensators und des Verdampfers sowie auch für Pi, Pe 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.
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).