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Die vorliegende Erfindung betrifft eine Kälteanlage mit mindestens einer Kompressoreinheit, einem Verflüssiger im Hochdruckbereich, einem Verdampfer im Niederdruckbereich sowie gas- und flüssigkeitsdurchströmten druckfesten Verbindungsleitungen.
Gattungsgemässe Anlagen sind beim Stand der Technik bekannt und werden allgemein als
Kompressionskälteanlagen bezeichnet. Generell wird hierbei das Kältemittel im verdampften Zustand von niedrigen auf hohen Druck gebracht, durch Wärmeentzug von überhitzten Zustand auf
Nassdampfeintrittstemperatur gebracht, bei konstanter Nassdampftemperatur verflüssigt und even- tuell noch etwas unterkühlt. Das flüssige Kältemittel geht über eine Drossel auf ein niedriges
Druckniveau, wobei die Temperatur absinkt und ein Teil verdampft. Nun wird Wärme bis zur voll- ständigen Verdampfung aufgenommen und der Kreislauf beginnt von neuem. Kälteanlagen dieser Art können auf mehrfache Weise eingesetzt werden. Aufgrund der Wärmezufuhr bei niedriger Temperatur dienen sie vorzüglich als Kühlanlagen.
Andererseits dienen sie zur Wärmegewinnung als Wärmepumpen, wobei die Wärme die im Niederdruckbereich aufgenommen wird, zusätzlich mit der zugeführten Kompressorenergie als nutzbare Wärme bei entsprechend hoher Temperatur abgegeben wird. Ideal ist der Einsatz bei doppeltem Nutzen, sowohl zu Kühl- als auch Heiz- zwecken. Der Wirkungsgrad dieser Anlagen definiert sich nach dem Verhältnis der aufgenomme- nen Wärme im Niederdruckbereich zur eingesetzten Kompressorenergie.
Um die Effizienz möglichst hoch zu halten, ist man bestrebt das flüssige Kältemittel vor Eintritt in die Drossel möglichst weit zu unterkühlen und somit die Wärmeaufnahme zu erhöhen. Des weiteren ist man bestrebt die Kompressorarbeit möglichst niedrig zu halten. Im allgemeinen bietet sich an, die Temperatur des flüssigen Kältemittels vor Eintritt in die Drossel durch Kühlung im dampfförmigen Kältemittelstrom nach Verdampferaustritt weiter zu senken, sowie die Kompression über ein oder mehrere Zwischenkühler zu bewerkstelligen. Diese Massnahmen erfordern aufwendi- ge Wärmetauscher und werden daher nur selten realisiert.
Dabei ist zu berücksichtigen dass bei noch so guter Wärmetauscherauslegung die Zwischenkühlung maximal bis ins Nassdampfgebiet bzw. bis zur Kühlmitteltemperatur erfolgen kann und die Abkühlung des flüssigen Kältemittels vor Eintritt in die Drossel nicht bis zur Kältemitteltemperatur im Niederdruckbereich erfolgen kann, da das flüssige Kältemittel in etwa die doppelte Wärmekapazität besitzt als das gasförmige Kältemit- tel.
Aufgabe der vorliegenden Erfindung ist es nun, eine Anlage ohne die oben genannten prozess- technischen Einschränkungen zu schaffen und vergleichsweise eine verbesserte Energieausbeute bei kompakter Bauweise zu erzielen.
Dies wird dadurch erreicht, dass die Kompressionskälteanlage mit Baueinheiten einer Absorpti- onskälteanlage gekoppelt wird. Die Verschaltung erfolgt erfindungsgemäss in der Weise, dass ein oder mehrere Teilströme des Kältemitteldampfes von der Kompressoreinheit abgezweigt werden und jeweils in einen Anlageteil gehen, in dem eine Beimischung von Absorbermittel stattfindet und eine vollständige Verflüssigung erfolgt. Die Auskopplung der einzelnen Teilströme aus der Kom- pressoreinheit erfolgt erfindungsgemäss nicht unbedingt bei niedrigstem Druckniveau, sondern kann betriebsbedingt bei höheren Druckstufen erfolgen. Der übrige Anteil an Kältemitteldampf durchläuft die Kompressoreinheit bis zum Hochdruckniveau und wird in eine Mischkammer im Austreiber geleitet.
Der von der Kompressoreinheit vor Hochdruck abgezweigte Kältemitteldampf geht in minde- stens eine, nach dem allgemeinem Stand der Technik für Absorptionskälteanlagen bekannte, in weiterer Folge als Absorbereinheit bezeichnete Anordnung, bestehend aus Mischkammer und Wärmetauscher. In der Mischkammer wird dem Kältemitteldampf Kondensat mit hoher Absorber- mittelkonzentration beigemischt. Im nachfolgenden Wärmetauscher erfolgt eine Wärmeabgabe an das Kühlmedium bis zur vollständigen Verflüssigung. Nach dem für Absorptionskälteanlagen allgemein bekannten Funktionsprinzip wird dieses Kondensat durch Pumpen auf Hochdruck ge- bracht und in den Austreiber geleitet. Üblicherweise geht ein Teil dieses Kondensats in die Misch- kammer des Austreibers, wobei zuvor ein Wärmeaustausch mit dem austretenden Kondensat mit hoher Absorbermittelkonzentration stattfindet.
Der restliche Anteil geht über den Deflegmator, ein Wärmetauscher zur Dampfrückkühlung, in den Austreiber.
Nach dem für Absorptionskälteanlagen üblichen Stand der Technik bestehen solche Austrei- bermodule grundsätzlich aus den vier Funktionseinheiten, Deflegmator, Rektifikator, Mischkammer und Kocher. Deflegmator und Rektifikator dienen zur Reinigung des Kältemitteldampfes von
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Absorptionsmittel vor Austritt aus dem Austreiber. Die Mischkammer soll idealerweise ein Gleich- gewicht von flüssiger und gasförmiger Phase herstellen. Im Kocher wird Wärme zur Verdampfung des Gemisches aus Kälte- und Absorbermittel zugeführt. Diese Wärmezufuhr ist grundsätzlich die treibende Energie für den Betrieb einer Absorptionskälteanlage. Generell erfolgt im Austreiber eine
Trennung von Absorber- und Kältemittel.
Dies darf nicht im engen Sinne einer vollständigen Sepa- rierung gesehen werden sondern ist auf einen konzentrationsmässigen Schwerpunkt ausgerichtet.
Dabei wird angestrebt, dass einerseits möglichst reiner Kältemitteldampf und andererseits ein
Gemisch mit hoher Konzentration an Absorbermittel den Austreiber verlässt. Üblicherweise wird
Kondensat mit mittlerem Konzentrationsverhältnis von Kälte- und Absorbermittel eingeleitet.
Erfindungsgemäss unterscheidet sich der Austreiber gegenüber der oben beschriebenen Aus- führung durch die zusätzliche Möglichkeit der Einleitung von Kältemitteldampf bei Hochdruck. Im
Gegensatz zu üblichen Absorptionskälteanlagen kann bei dieser Anlage der als Kocher bezeichne- te Wärmetauscher zur Wärmezufuhr gänzlich wegfallen, und die Anlage ausschliesslich durch
Zufuhr von technischer Arbeit betrieben werden. In diesem Fall ist, was die Leistungskennwerte der Anlage betrifft, ein direkter Vergleich zu einer reinen Kompressionskälteanlage zulässig. Da- durch, dass vergleichsweise weniger Kältemitteldampf auf Hochdruckniveau gebracht wird, sinkt der Anteil an technischer Arbeit beträchtlich.
Zur zusätzlichen Senkung der Kompressorleistung gibt es das allgemein bekannte Verfahren, durch Kondensateinspritzung zwischen mindestens zwei Kompressorstufen den überhitzten Dampf vor der weiteren Kompression auf Sattdampfzustand zu bringen. Trotz Massenzunahme führt dies aufgrund der Temperaturabsenkung zu einer Verminderung der technischen Arbeit für die weitere
Kompression des Dampfes auf Hochdruck. Im Gegensatz zu einer Kompressionskälteanlage mit dem Nachteil, kein Kondensat prozesstechnisch günstig für diese Massnahme abzuzweigen zu können, kann dank der beschriebenen, erfindungsgemässen Kompressorverschaltung Kondensat aus den für Absorptionskälteanlagen typischen Anlageteilen entnommen werden. Idealerweise entnimmt man dazu Kondensat aus dem Austreiber unmittelbar nach Austritt aus dem Rektifikator.
Verglichen mit den Massnahmen zur Zwischenkühlung bei Kompressionskälteanlagen ist dieser Aufwand relativ gering.
Zur Erhöhung der Wärmeaufnahme aus dem zu kühlenden Medium, bei Wärmepumpen als Sole bezeichnet, wird allgemein üblich versucht das flüssige Kältemittel so weit als möglich vor Eintritt in die Drossel zu unterkühlen. Dies lässt sich durch zusätzliche Abkühlung im Kältemittel- dampf bei Niederdruck erreichen. Bei Kompressionskälteanlagen nach dem Stand der Technik ist diese Massnahme nicht allzu effizient, da beim Wärmeaustausch zwar gleich grosse Massenströme von Flüssigkeit und Dampf vorliegen, der Kältemitteldampf aber nur in etwa die halbe Wärmekapa- zität besitzt. Dies bedeutet einerseits, dass das flüssige Kältemittel nicht allzuweit abgekühlt werden kann, andererseits steigt die Kompressorleistung aufgrund des überhitzten Eintrittszustands des Dampfes.
Nun gibt es das allgemein bekannte Verfahren, Kondensat zur Erhöhung der Wärmeauf- nahme beizumischen. Idealerweise wird dieses Kondensat stetig während der Wärmeaufnahme zur Verdampfung beigemischt, wobei angestrebt wird, stets geringfügig im Nassdampfgebiet zu sein. Durch diese Massnahme steigt die Wärmeaufnahmefähigkeit so weit, dass das flüssige Kälte- mittel beinahe bis zur Sattdampftemperatur bei Niederdruck abgekühlt werden kann. Zudem wird der Aufwand für den Wärmetauscher mit Kondensateinspritzung gegenüber dem Wärmetauscher mit Dampfüberhitzung aufgrund des besseren Wärmeübertragungsverhalten entscheidend verrin- gert.
Im Gegensatz zu einer Kompressionskälteanlage mit dem Nachteil, kein Kondensat prozess- technisch günstig für diese Massnahme abzweigen zu können, kann dank der beschriebenen, erfindungsgemässen Kompressorverschaltung Kondensat aus den für Absorptionskälteanlagen typischen Anlageteilen entnommen werden. Idealerweise entnimmt man das Kondensat, das nach der Verflüssigung aus der Absorbereinheit, bei mehreren Absorbereinheiten aus jener mit dem niedrigsten Druckniveau, anfällt.
Prozesstechnisch ist der Massenanteil des auf Hochdruck verdichteten Dampfes im Verhältnis zur Masse des bei niedrigerem Druck abgezweigten Dampfes durch den jeweiligen Betriebszu- stand genau festgelegt. Je niedriger das Verhältnis von höchstem zu niedrigstem Druck ist, desto geringer wird die aus der Kompressoreinheit auszukoppelnde Dampfmenge zur Verflüssigung. Da ein Teil dieses Kondensates für die Reinigung des Kältemitteldampfes vor Austritt aus dem Austreiber genutzt wird, indem es durch Deflegmator und Rektifikator geleitet wird, muss eine
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Mindestmenge durch diese Einheiten durchgeleitet werden. Wie sich nach genauer Berechnung zeigt, ist es sinnvoll eine bestimmte Menge des flüssigen Kältemittels aus dem Verdampfer zu entnehmen und dem Kondensat, das zum Deflegmator geht, beizumischen.
Dadurch ergeben sich im wesentlichen zwei positive Effekte. Da zum einen mehr Masse durch Deflegmator und Rektifika- tor geleitet wird, wobei diese eine höhere Konzentration an Kältemittel hat, findet im Austreiber eine bessere Reinigung des austretenden Kältemitteldampfes von Absorbermittel statt. Zum ande- ren bewirkt die Abzapfung von Kondensat aus dem Verdampfer entsprechend der Massenbilanz von ein- und abfliessendem Kälte- und Absorbermittel eine nochmalige Abscheidung von Absor- bermittel aus dem Kältemitteldampf, da Dampf und Kondensat im Gleichgewicht eine unterschied- liche Konzentration an Absorbermittel beinhalten. Während der Dampf fast ausschliesslich Kältemit- tel enthält, beinhaltet das Kondensat eine beträchtliche Menge an Absorbermittel. Je nach Be- triebszustand lässt sich eine optimale Abzapfmenge festlegen.
Der augenscheinliche Nachteil einer geringeren verdampfbaren Kältemittelmenge im Niederdruck, mit der damit verbundenen geringe- ren Wärmeaufnahmefähigkeit, wird durch die oben beschriebenen positiven Effekte aufgehoben.
Die Massnahme der Abzapfung führt gesamtgesehen zu besseren Leistungsdaten der Anlage.
Durch die erfindungsgemässe Verschaltung der Kompressionskälteanlage mit den für Absorpti- onskälteanlagen typischen Baueinheiten und der zusätzlichen Nutzung der dadurch gegebenen Möglichkeiten zur Senkung der Kompressorarbeit sowie Erhöhung der Wärmeaufnahmefähigkeit durch die oben beschriebenen Massnahmen, sind die wesentlichen Kriterien für die Erhöhung der Anlageneffizienz bei verhältnismässig geringem Mehraufwand in kompakter Bauweise erfüllt. Der gegenüber normalen Kompressionskälteanlagen zusätzliche bauliche Aufwand für die angekoppel- ten Anlagenteile wird zum Grossteil durch die kompaktere Ausführung des Dampfwärmetauschers mit Kondensateinspritzung sowie durch Wegfall der aufwendigen Kompressorzwischenkühlung kompensiert.
Diese Anlage ist einer Kompressionskälteanlage mit bester Ausführung weit überle- gen, insbesondere dann, wenn zwischen Wärmeabgabe und Wärmeaufnahme hohe Temperatur- differenzen vorliegen.
Eine günstige Variante einer solchen Anlage sieht vor, dass die Rückkondensation des in der Mischkammer mit Absorbermittel angereicherten Kältemittels bei zwei unterschiedlichen Druckstu- fen stattfindet. Dies kann erfindungsgemäss realisiert werden indem von der Kompressoreinheit zwei Massenströme bei unterschiedlichen Druckstufen abgezweigt werden. Die Beimischung von Kondensat mit hoher Absorbermittelkonzentration und die anschliessende Verflüssigung erfolgt jeweils in zwei getrennten Absorbereinheiten. Idealerweise wird jenes Kondensat das bei höherem Druck anfällt über Deflegmator und Rektifikator in den Austreiber zurückgeleitet.
Eine besonders günstige Ausführung sieht vor, die Wärmetauscher in den Absorbereinheiten so auszulegen, dass das Kühlmittel möglichst hohe Temperaturen erreichen kann. Dazu dienen eigene Kondensationswärmetauscher mit Möglichkeit zur Nutzung des Temperaturgefälles wäh- rend der Kondensation, sowie eine spezielle Einrichtung zur Vorwärmung des Kondensats vor Eintritt in die Mischkammer. Die Erwärmung erfolgt erfindungsgemäss in der Weise, dass das Kon- densat parallel zum Kühlmittel die Wärmetauscherkanäle durchströmt und dem Dampf/Kondensat- Gemisch Energie entzieht, welche es schliesslich wieder in die Mischkammer einbringt. Nach Aussen betrachtet bleibt die über das Kühlmittel abgeführte Energie die selbe.
Es steigt lediglich der Temperaturunterschied von Kondensationsbeginn bis Kondensationsende und somit die Möglich- keit zur Maximierung der Kühlmittelaustrittstemperatur.
Eine Abwandlung der obigen Variante sieht erfindungsgemäss eine Auskopplung bei einer ein- zigen Kompressorstufe aus der Hauptkompressoreinheit vor, wobei in der ersten Absorbereinheit keine vollständige Verflüssigung erfolgt. Die weitere Kondensation bis zur vollständigen Verflüssi- gung erfolgt in einer zweiten Absorbereinheit bei höherem Druck. In die Mischkammer dieser Absorbereinheit wird über eine Pumpe Kondensat aus der ersten Druckstufe eingeleitet. Der restli- che noch nicht kondensierte Dampf aus der ersten Druckstufe wird über eine weitere Kompressor- einheit auf entsprechend hohen Druck gebracht und ebenfalls in diese Mischkammer eingeleitet.
Prinzipiell bringt diese Anordnung gegenüber der zuvor beschriebenen Ausführung prozesstech- nisch keinen erkennenswerten Vorteil und ist baulich eher aufwendiger. Dies einerseits durch die zusätzlich erforderliche Pumpe sowie durch die grössere Auslegung der ersten Absorbereinheit, da mehr Dampfvolumen durchgeht. Die Abspaltung dieser Kompressoreinheit aus der Hauptkompres- soreinheit ist eine aus der obigen Beschreibung zur erfindungsgemässen Verschaltung der
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Kompressoreinheit mit Baueinheiten einer Absorptionskälteanlage naheliegende Abänderung, die grundsätzlich auf der selben prozessgestaltenden Idee, des Einsatzes von zwei Absorbereinheiten bei unterschiedlichem Druck, beruht.
Anlagen der oben beschriebenen Art sind sowohl für Kleinanlagen in der Haustechnik als auch für Grossanlagen ideal ausführbar. Aufgrund des ausserordentlich hohen Wirkungsgrades bietet sich ein besonders wirtschaftlicher Einsatz in kalten Gebieten als Wärmepumpe, vorzugsweise mit dem
Zweistoffgemisch Ammoniak/Wasser. Denkbar ist eine vermehrte Nutzung von Aussenluft zur
Wärmeentnahme.
Eine günstige Variante sieht darüber hinaus vor, zusätzlich zur technischen Arbeit auch Wärme in den Prozess einzubringen. Die Anlage ist weder als Kompressionskälteanlage noch als Absorpti- onskälteanlage zu betrachten. Dazu wird, wie allgemein bei Absorptionskälteanlagen üblich, der als Kocher bezeichnete Wärmetauscher im Austreiber angeordnet. Ähnlich wie bei der Kondensa- tion liegt bei der Verdampfung des Ein oder Mehrstoffgemisches ein Temperaturgefälle vor, das idealerweise durch entsprechende bauliche Ausführung des Wärmetauschers genutzt wird. Je mehr Wärme dem Prozess zugeführt wird desto weniger Dampf wird auf Hochdruck komprimiert und an die Mischkammer im Austreiber geleitet.
Im Grenzfall arbeitet die Anlage ohne Hochdruck- kompression, wobei sämtlicher Kätemitteldampf in die Absorbereinheit (en) geht.Ideal vorstellbar ist der Einsatz solcher Anlagen zur Nutzung thermischer, aus Sonnenkollektoren bereitgestellter
Energie, wobei die üblichen Lastschwankungen des Wärmeangebotes durch die Möglichkeit des variablen Einsatzes von Wärme und technischer Energie ideal ausgeglichen werden können. Diese
Variante, mit Ankopplung von Sonnenkollektoren, lässt sich besonders nutzbringend in Grossanla- gen zur Versorgung von Kälte zur grossräumigen Gebäudeklimatisierung bei gleichzeitiger Nutzung der abgeführten Wärme zum Betrieb von Meerwasserentsalzungsanlagen einsetzen.
Gegenüber üblichen Ausführungen von Absorptionskälteanlagen ist bei diesen kombinierten Anlagen ein durchgehender Betrieb mit Ausgleich der Schwankungen der zugeführten Wärme gewährleistet.
Durch die speziellen Massnahmen zur Erhöhung der Wärmeabgabetemperatur kann die abgeführte
Wärme nutzbringend anderweitig eingesetzt werden, wobei die Gesamtanlageneffizienz weit über der von üblichen Absorptionskälteanlagen liegt.
Weitere Merkmale und Einzelheiten der vorliegenden Erfindung ergeben sich aus der nachfol- genden Figurenbeschreibung. Dabei zeigt:
Fig. 1 eine schematische Darstellung einer allgemein bekannten Kompressionskälteanlage mit der besonderen Ausführung eines zusätzlichen Wärmetauschers zur Kühlung des aus dem
Hochdruckverflüssiger kommenden Kondensats.
Fig. 2 eine Prozessdarstellung dieser Anlage im Entropie/Temperatur- Diagramm.
Fig. 3 eine einfache Ausführungsvariante mit Ankopplung von den für Absorptionskälteanlagen typischen Baueinheiten, Austreiber und Absorbereinheit, an die in Fig. 1 gezeigte Ausführung einer Kompressionskälteanlage.
Fig. 4 eine erweiterte Variante der in Fig. 3 gezeigten Ausführung mit Einsatz von zwei Absor- bereinheiten.
Fig. 5 eine verbesserte Variante der in Fig. 4 gezeigten Ausführung mit zusätzlichen effizienz- steigernden Massnahmen wie : aus dem Verdampfer, Beimischung von Kon- densat in den Dampfwärmetauscher, Kondensateinspritzung zwischen den Kompressionsstufen, besondere Ausführung der Wärmetauscher zur Hebung der Kühlmittelaustrittstemperatur. Zusätz- lich wird die Variante in Fig. 4 durch den Einbau eines Wärmetauschers zur Wärmezufuhr von Aussen erweitert.
Fig. 6 eine leicht abgeänderte Ausführungsvariante der in Fig. 5 gezeigten Ausführung mit Unterteilung der Kompressoreinheit.
Fig. 7 einen konstruktiven Vorschlag für die Bauweise eines Kondensationswärmetauschers in einer Absorbereinheit mit Nutzung des Temperaturgefälles während der Verflüssigung.
Fig. 8 ein Diagramm mit dem Wärme/Temperatur- Verlauf von Kondensat und Kühlmittel.
Fig. 9 ein konstruktiver Vorschlag für die Bauweise des Wärmetauschers zur externen Wärme- zufuhr im Austreiber.
Der in Fig. 1 dargestellte Stand der Technik ist ein allgemein bekannter Kälteprozess einer Kompressionskälteanlage mit den grundlegenden Funktionseinheiten, Kompressoreinheit 1, Verflüssiger 2, Drossel 3 und Verdampfer 4, sowie den druckfesten Leitungen für Hochdruckdampf
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21, Hochdruckflüssigkeit 15 und Niederdruckdampf 31. Unter Kompressoreinheit kann im weitesten
Sinne eine Einheit aus mehreren Kompressoren mit ein oder mehreren Druckstufen in allen mögli- chen Kombinationen von parallelen und seriellen Verschaltungen verstanden werden. In diesem
Beispiel ist, zum besseren Verständnis für die weitere Argumentation ein Dampfwärmetauscher 5 zur Kühlung des aus dem Verflüssiger kommenden Hochdruckkondensats 15 vorgesehen.
Dieser Wärmetauschers bringt prozesstechnisch keinen besonderen Vorteil, ist in Relation zum Aufwand eher unwirtschaftlich und wird meist gar nicht, oder nur schwach ausgelegt, eingesetzt.
In Fig. 2 wird der in Fig. 1 dargestellte Prozess im Temperatur/Entropie- Diagramm gezeigt. Be- ginnend bei Kompressoreintritt a erfolgt die Kompression des Kältemitteldampfes 31 von a nach b.
Nach Kompressoraustritt b erfolgt durch Wärmeabgabe an das Kühlmedium eine Abkühlung vom überhitzten Zustand bis zum Eintritt in das Nassdampfgebiet c. Des weiteren erfolgt eine vollständi- ge Verflüssigung bis d und eventuell noch eine Kondensatunterkühlung bis e. Im Dampfwärmetau- scher 5 findet eine weitere Abkühlung von e nach f statt. Über eine Drosseleinrichtung 3 erfolgt eine Druckabsenkung von f nach g, wobei die Temperatur sinkt und ein Teil des Kältemittels ver- dampft. Nun erfolgt im Verdampfer 4 die Wärmeaufnahme von h nach i bis hin zur vollständigen Verdampfung. Nach einer Dampfüberhitzung im Dampfwärmetauscher 5 von i nach a beginnt der Kreislauf von neuem. Wie man sieht, kann das flüssige Kältemittel im Dampfwärmetauscher 5 von e nach f nicht allzuweit abgekühlt werden, andererseits steigt die Kompressorarbeit durch die Dampfüberhitzung.
Der Aufwand der Kondensatabkühlung vor Eintritt in die Drossel 3 bringt durch die damit verbundene Dampfüberhitzung selbst bei bester Wärmetauscherauslegung gesamt gesehen nur eine geringfügige Effizienzsteigerung.
Fig. 3 zeigt eine einfache Ausführungsvariante mit Ankopplung der für Absorptionskälteanlagen typischen Baueinheiten, Austreiber 7 und Absorbereinheit 6, an eine wie in Fig. 1 dargestellte Kompressionskälteanlage. Erfindungsgemäss wird aus der Kompressoreinheit ein Teilstrom 10 bei niederem oder mittlerem Druckniveau abgezweigt und an eine Absorbereinheit 6, bestehend aus Mischkammer 8 und Kondensationswärmetauscher 9 weitergeleitet. Idealerweise sind an der Kompressoreinheit, wie hier schematisch dargestellt, mehrere Ausgänge für die Dampfabzweigung 10 bei verschiedenem Druckniveau vorgesehen. Der übrige Dampfstrom 11 wird auf Hockdruck komprimiert und in eine Mischkammer 12 im Austreiber geleitet.
Nach dem allgemeinen Verschal- tungsprinzip von Absorptionskälteanlagen wird das Kondensat 16 das aus der Absorbereinheit über eine Pumpe 32 auf Hochdruck gebracht und in den Austreiber 7 zurückgeführt. Ein Teilstrom dieses Kondensats 18 wird durch den Deflegmator 14, ein Wärmetauscher zur Dampfrückkühlung, und weiter durch den Rektifikator 13, eine Vorrichtung zur Dampfwäsche, durchgeleitet. Beide Vorrichtungen dienen grundsätzlich zur Reinigung des Kältemitteldampfes von Absorbermittel bevor dieser an den Verflüssiger 2 weitergeleitet wird. Der restliche Teilstrom 17 geht, vorzugswei- se nach Wärmeaustausch 22 mit Kondensat 20, das den Austreiber verlässt, zurück in die Misch- kammer 12 des Austreibers 7.
Das Kondensat 20 aus dem Austreiber 7 hat einen hohen Konzen- trationsanteil an Absorbermittel und erwirkt nach Einleitung in die Mischkammer 8 der Absorber- einheit 6 einen beträchtlichen Temperaturanstieg des Dampf/Flüssigkeits- Gemisches. Naturge- mäss für Zwei- oder Mehrstoffgemische weist das Nassdampfgebiet ein Temperaturgefälle auf. Dies kann bei entsprechender Auslegung des Kondensationswärmetauschers 9 dazu genutzt werden, möglichst hohe Kühlmittelaustrittstemperaturen zu erreichen.
Entscheidend für die Funktion der Kälteanlage ist die Tatsache, dass das Kältemittel/Absorbermittel- Gemisch im flüssigen Zustand eine Verdampfungstemperatur hat, die in Abhängigkeit vom Konzentrationsgehalt an Absorbermit- tel entsprechend über jener des reinen Kältemittels liegt und dadurch die Möglichkeit zur Wärme- abfuhr an des Kühlmittel bis hin zur vollständigen Kondensation gegeben ist. Dies ist das grundle- gende Funktionsprinzip für Absorptionskälteanlagen, wobei anstatt der Anhebung des Druckes eine Anreicherung an Absorbermittel stattfindet um die Wärme bei genügend hoher Temperatur nach aussen abgeben zu können.
Während bei reinen Absorptionskälteanlagen der zu bewältigen- de Temperaturbereich zwischen Wärmeabgabe und Wärmeaufnahme nicht allzu hoch ist, kann erfindungsgemäss durch Ableitung des Kältemitteldampfes 10 bei einer höheren Druckstufe dieser Nachteil behoben werden. Die Menge an Kältemitteldampf 11, die durch die Hochdruckkompressi- on geht ist prozesstechnisch durch die über den Austreiber 7 erhobene Energiebilanz von aus- und eingehenden Massenströmen mit den entsprechenden Enthalpien genau festgelegt.
Nachdem sich die zu- und abfliessenden Kondensatströme 17,18, 20, energiemässig in etwa ausgleichen, und
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überhitzter Kältemitteldampf 11mit hoher spezifischer Enthalpie einströmt, während Kältemittel- dampf 21 im Sättigungszustand bei wesentlich niedrigerer spezifischer Enthalpie den Austreiber verlässt, ist ersichtlich, dass die einzubringende Menge an überhitztem, energiereichem Kältemittel- dampf 11geringer als jene des hinausgehenden Kältemitteldampfes 21 ist. Nachdem die Kom- pressorarbeit der entscheidende Faktor für den Aufwand an technischer Energie ist, ergeben sich gegenüber der in Fig. 1 gezeigten Kompressionskälteanlage wesentlich bessere Leistungsdaten.
Die Massnahme der Kühlung des flüssigen Kältemittels mit der damit verbundenen Dampfüberhit- zung im Dampfwärmetauscher 5 führt zu keiner wesentlichen Erhöhung der Kompressorarbeit, da dadurch weniger Masse auf Hochdruck komprimiert werden muss. Im Gegensatz zur der in Fig. 1 beschriebenen Kompressionskälteanlage führt der Einsatz des Dampfwärmetauschers 5 hier zu einer entscheidenden Prozessverbesserung.
Fig. 4 zeigt erfindungsgemäss eine erweiterte Variante der in Fig. 3 gezeigten Ausführung mit
Einsatz von zwei Absorbereinheiten 6 und 26. Die Auskopplung der Massenströme 10 und 23 erfolgt bei unterschiedlichen Druckstufen. Dabei wird das Kondensat 18 aus der Absorbereinheit 26 mit dem höheren Druck über Deflegmator 14 und Rektifikator 13 in den Austreiber 7 zurückge- leitet, während das Kondensat 16 aus der Absorbereinheit 6 mit dem niedrigeren Druck in die
Mischkammer 12 des Austreibers 7 zurückgeht. Durch die Massnahme der zweistufigen Kondensa- tion können von der Anlage höhere Temperaturdifferenzen zwischen Wärmeabgabe an das Kühl- medium und Wärmeaufnahme aus der Sole bewältigt werden, wobei die Kompressorarbeit mög- lichst gering gehalten wird.
In dieser Ausführung sind für die Dampfauskopplung 10 zu den einzel- nen Absorbereinheiten jeweils drei Ausgänge bei unterschiedlichen Druckstufen vorgesehen, wobei je nach Betriebsanforderung die optimale Stufe geöffnet werden kann. Prozesstechnisch von besonderem Vorteil ist dabei, dass das Kondensat 23 aus der Absorbereinheit 26 mit der höheren Druckstufe eine geringere Konzentration an Absorbermittel aufweist und besser für die Rektifikati- on geeignet ist. Zudem ergibt sich, wie die Bilanz der in den Austreiber ein- und ausgehenden Massenströme von Absorbermittel und Kältemittel zeigt, für das aus dem Austreiber 7 weggehende Kondensat 20 eine geringere Konzentration an Absorbermittel, was zu niedrigeren Temperaturen im Austreiber 7 führt.
Eine diesbezügliche Temperaturbegrenzung kann wichtig sein, wenn zu verhindern ist, dass das Kältemittelgemisch eine chemische Veränderungen eingeht, was ab einer bestimmten Grenztemperatur möglich sein kann. Ein weiterer Vorteil ist gegeben, wenn im Austrei- ber 7 ein Wärmetauscher Fig. 5,35 für eine Wärmezufuhr von Aussen vorgesehen ist, da diese Wärmezufuhr bei niedrigerer Temperatur erfolgen kann.
Fig. 5 zeigt eine verbesserte Variante der in Fig. 4 gezeigten Ausführung mit zusätzlichen effi- zienzsteigernden Massnahmen wie, Kondensatabzapfung aus dem Verdampfer 4, Beimischung von Kondensat 27 in den Dampfwärmetauscher 5, Kondensateinspritzung zwischen den Kompressi- onsstufen 34, besondere Ausführung 28 der Kondensationswärmetauscher 9 zur Anhebung der Kühlmittelaustrittstemperatur und zusätzlichem Wärmerückgewinnungstauscher 25. Eine besonde- re Variante in Erweiterung zu Fig. 4 sieht einen Wärmetauscher 35 zum Zwecke der Wärmezufuhr von Aussen vor.
Kurzgefasst dient die Kondensatabzapfung zur Reinigung des Kältemitteldampfes 30 im Ver- dampfer 4 von, wenn, auch nur in geringem Ausmass vorhandenem, Absorbermittel. Da schon geringste Anteile an Absorbermittel eine starke Erhöhung der Verdampfungstemperatur hervorru- fen, reagiert der Prozess äusserst sensibel auf diese Verunreinigung an Absorbermittel und fordert eine entsprechende Drucksenkung im Verdampfer 4 um die Wärme aus der Sole aufnehmen zu können. Dies führt zu einer erhöhten Kompressorleistung und somit schlechteren Leistungsdaten der Anlage. Da bereits sehr geringe Abzapfmengen eine grosse Reinigungswirkung haben, wird der Nachteil, dass dadurch weniger Kondensat zur Verdampfung zur Verfügung steht und dadurch weniger Wärme aus der Sole entzogen werden kann, durch die positiven Auswirkung bei weitem aufgehoben.
Eine weitere, sehr effiziente Massnahme zur Verbesserung der Leistungsdaten der Anlage besteht darin, Kondensat 27 in den Dampfwärmetauscher 5 einzuspritzen. Mit dieser zusätzlichen Verdampfungswärme kann das Hochdruckkondensat 15 weiter abgekühlt werden und somit mehr Wärme aus der Sole entzogen werden. Zudem ergibt sich prozesstechnisch der Vorteil, dass der Dampfeintritt in die Kompressoreinheit 1 im Sattdampfzustand erfolgt, was trotz Massen- zunahme die Kompressorarbeit verringert. Eine zusätzliche Möglichkeit zur Senkung der Kompres- sorarbeit ergibt sich durch weitere Kondensateinspritzung zwischen den höheren Druckstufen.
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Idealerweise entnimmt man jenes Kondensat 34, unmittelbar bei Austritt aus dem Rektifikator 13.
Die besonderen Ausführungen 28 der Kondensationswärmetauscher 9 in den Absorbereinheiten 6, 26 dienen dazu um höhere Kühlmitteaustrittstemperaturen zu erzielen, und führen zu keiner direk- ten Erhöhung der Leistungsdaten der Kälteanlage, sondern zu einer besseren Nutzbarkeit der abgeführten Wärme. Bei bestimmten Betriebsbedingungen, insbesondere bei grossen Unterschie- den von Kondensationstemperatur im Verflüssiger 2 zu Verdampfungstemperatur im Verdampfer 4 ist es sinnvoll einen Wärmetauscher 25 mit Wärmeentnahme aus dem Verflüssiger 2 zur Erwär- mung des Kondensates 19 vor Eintritt in den Austreiber 7 einzusetzen. Dieser Wärmetauscher 25 dient ebenso wie der Wärmetauscher 22 zur Energierückgewinnung und senkt den in die Anlage einzubringenden Energiebedarf.
Bei geringeren Temperaturunterschieden ist zu beachten, dass weniger Dampf aus der Kompressoreinheit ausgekoppelt wird und in weiterer Folge eine geringere Kondensatmenge durch Deflegmator 14 und Rektifikator geleitet werden kann. Dadurch ergibt sich das Problem, dass durch die Kondensaterwärmung 25 die Rückkühlung im Deflegmator 14 sehr schlecht wird und der Gesamtprozess durch diese Massnahme schlechter statt besser werden kann.
Je nach Einsatzzweck kann es sinnvoll sein, eine Anlagenvariante mit einem Wärmetauscher 35 im Austreiber 7 vorzusehen. Dadurch ist ein Mischbetrieb mit mehr oder weniger Kompressorarbeit bei entsprechender Wärmezufuhr möglich. Dies kann so weit gehen, dass die Anlage hauptsächlich mit Wärmeenergie bei geringer oder gar keiner Kompressorarbeit betrieben werden kann.
Fig. 6 zeigt eine abgeänderte Variante der in Fig. 4 gezeigten Ausführung mit getrennten Kom- pressoreinheiten, welche bezüglich der Betrachtung als Gesamtkompressoreinheit jeweils mit 1 bezeichnet sind. Prozesstechnisch wird mit der zweistufigen Kondensation bei unterschiedlichen Druckstufen genau das selbe Ziel wie in Fig. 5 mit den damit verbundenen, oben genannten Vortei- len verfolgt. Baulich gesehen ist kein Vorteil erkennbar sondern durch die zusätzliche Pumpe 36 eher ein Mehraufwand gegeben. Diese Verschaltung beruht grundsätzlich auf dem selben erfin- dungsgemässen Prinzip, der Auskopplung von Kältemitteldampf aus einer Kompressoreinheit und Weiterleitung an eine Absorbereinheit. Die Absorbereinheit besteht in diesem Fall aus zwei Unter- einheiten, 6 und 26, mit jeweils einer Mischkammer und einem Kondensationswärmetauscher.
Diese beiden Untereinheiten sind in der Weise verschaltet, dass ein Teil des Kondensats 16, sowie der restliche Dampf 23 aus der ersten Einheit 6 in die zweite Einheit 26 geleitet wird, wo die weite- re vollständige Verflüssigung stattfindet. Da zwischen den Absorberuntereinheiten 6 und 26 ein Druckunterschied vorliegt, ist ein Kompressor 1 und eine Pumpe 36 zwischengeschaltet.
Fig. 7 zeigt eine mögliche Ausführung eines Kondensationswärmetauschers 9. Im wesentlichen wird das Ziel verfolgt, die Wärme bei möglichst hoher Temperatur an das Kühlmedium abzugeben.
Um dies zu erreichen, muss, um den Gleichgewichtszustand der Phasen sicherzustellen, das Dampf/Kondensat- Gemisch während der Kondensation stets gut durchmischt sein, und darf keinesfalls in eine vorhergehende Kondensationsstufe rückgemischt werden. Wie allgemein üblich durchläuft das Dampf/Kondensat- Gemisch eine grosse Anzahl von Böden, wo es die Wärme an die Leitbleche 42 abgibt, welche diese Wärme an die Rohrbündel 43 mit dem Kühlmedium weiterleiten.
Diese mit den Leitblechen verbundenen Rohrbündeleinheiten 43 samt Verteiler und Sammler sind üblicherweise in einem Druckbehälter 41 untergebracht. Die Besonderheit dieses Wärmetauschers liegt darin, dass zwei unterschiedliche Kühlmedien durch separate Rohrbündeleinheiten 43 mit den entsprechenden Verteiler und Sammlereinheiten 44,45 durchgeleitet werden. Während das Kühl- medium aus der Wärmeschiene einen geschlossenen Kreislauf durchläuft und über den Aus- lassstutzen 47 den Druckbehälter wieder verlässt, geht das zweite Medium, ein Kondensat aus dem Austreiber mit hoher Konzentration an Absorbermittel, in die direkt darüber liegende Mischkammer 8. Dieses Kondensat aus Kälte- und Absorbermittel dient für den Kondensationsprozess als Kühl- medium, wobei durch die Erwärmung eine höhere Energie in die Mischkammer 8 eingebracht wird.
Da die Wärmeabgabe nun im Nassdampfgebiet bei einem höheren Energiezustand beginnt, muss zur vollständigen Verflüssigung mehr Wärme entzogen werden, wobei die Temperatur bei Konden- sationsbeginn höher ist. Die Wärmemenge, die tatsächlich nach aussen geht, bleibt laut Energiebi- lanz unverändert, da die zusätzliche Kondensationswärme über das Kondensat zurück in die Mischkammer 8 gebracht wird. Der eigentliche Vorteil dieser erfindungsgemässen Verschaltung liegt darin, dass das Kühlmedium aus der Wärmeschiene auf eine höhere Austrittstemperatur gebracht werden kann.
Fig. 8 zeigt ein Diagramm mit dem Wärmeverlauf von Kondensat und Kühlmittel. Dabei wird ein
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Wärmetauscher ohne die erfindungsgemässe Kondensatvorwärmung mit der Temperatur b' zu Kondensationsbeginn und einer mit der entsprechenden Verschaltung mit der Temperatur b zu Kondensationsbeginn betrachtet. Wie man sieht kann durch die besondere Verschaltung die Kühl- mittelaustrittstemperatur von d' auf d angehoben werden.
Fig. 9 zeigt die mögliche Ausführung eines Wärmetauschers zur Verdampfung von Zwei- oder Mehrstoffgemischen, wobei die Konzentrations- und die damit verbundenen Temperaturänderun- gen während der Verdampfung gezielt genutzt werden um die Wärmezufuhr bei möglichst niedri- gen Temperaturen bewerkstelligen zu können. Im wesentlichen geht es bei der Verdampfung darum, den ausgeschiedenen Dampf nicht in das Kondensat einer vorhergehenden Verdamp- fungsstufe durchgehen zu lassen. Dies wird dadurch erreicht, dass das Kondensat über eine An- ordnung von Böden 52 mit Kondensatauffangvorrichtungen 56 geleitet wird, wobei der Dampf am Rand zur Behälterummantelung 51 ausströmt und sich in den Dampf, der sich weiter unten ausge- schieden hat, dazumischt. Ein Rückfluss in weiter oben liegende Wärmetauscherkanäle ist durch diese Anordnung nicht möglich.
Die Wärmeabgabe an die Leitbleche 52 erfolgt über Rohrbündel 53 mit Sammler- und Verteilereinheiten 54. Dieser, wie in Fig. 9 gezeigte Wärmetauscher eignet sich besonders für den Einsatz in Kälteanlagen mit Nutzung des Absorptionsprinzips und ist an Stelle des üblicherweise eingebauten Kochers, ein Wärmetauscher mit einer direkt im siedenden Kondensat liegenden Heizvorrichtung ohne entsprechende Nutzung des Temperaturgefälles, im Austreiber 7 angeordnet.
Bei den in allen Figuren schematisch dargestellten erfindungsgemässen Merkmalen ist darauf hinzuweisen, dass die einzelnen Bauteile sowie Zuleitungen in allen möglichen verschiedenen, beim Stand der Technik bekannten Ausführungsvarianten gefertigt sein können.
PATENTANSPRÜCHE :
1. Kälteanlage -, betrieben mit einem Zwei- oder Mehrstoffgemisch, mit mindestens einer
Kompressoreinheit (1), mindestens einem Verflüssiger (2), mindestens einem Verdampfer (4), mindestens einer Absorbereinheit (6), vorzugsweise unterteilt in Mischkammer (8) und
Kondensationseinheit (9), einem Austreiber (7), vorzugsweise bestehend aus den drei
Funktionseinheiten, Deflegmator (14), Rektifikator (13) und Mischkammer (12), dadurch gekennzeichnet, dass aus der Kompressoreinheit (1) ein oder mehrere Teilströme (10,23) von Dampf mit hoher Kältemittelkonzentration bei einem Druck, der unter dem Hochdruck- niveau der Anlage liegt, abgezweigt werden und jeweils in ein oder mehrere Absorberein- heiten (6,26) geleitet werden, in denen eine Beimischung von Absorbermittel und eine
Verflüssigung stattfindet, und dass der von der Kompressoreinheit (1 )
auf Hochdruck kom- primierte Dampfstrom (11) in den Austreiber (7) geleitet wird, in welchem eine Trennung von Kälte- und Absorbermittel in der Weise stattfindet, dass ein aus dem Austreiber (7) an- nähernd reiner Kältemitteldampf (21) im Sattdampfzustand austritt.
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The present invention relates to a refrigeration system with at least one compressor unit, a condenser in the high-pressure region, an evaporator in the low-pressure region and gas and liquid flow-through pressure-resistant connecting lines.
Generic systems are known in the prior art and are generally as
Referred to compression refrigeration systems. In general, in this case, the refrigerant is brought in the vaporized state of low to high pressure, by heat extraction from overheated state
Wet steam inlet temperature brought, liquefied at a constant wet steam temperature and possibly a little undercooled. The liquid refrigerant goes through a throttle to a low
Pressure level, the temperature drops and a part evaporates. Now heat is absorbed until complete evaporation and the cycle begins again. Refrigeration systems of this type can be used in multiple ways. Due to the heat supply at low temperature, they are excellent as cooling systems.
On the other hand, they are used for heat recovery as heat pumps, the heat is absorbed in the low pressure area, in addition to the supplied compressor energy as usable heat at a correspondingly high temperature is released. It is ideal for dual use, both for cooling and heating purposes. The efficiency of these systems is defined by the ratio of the heat absorbed in the low pressure range to the compressor energy used.
In order to keep the efficiency as high as possible, it is endeavored to cool the liquid refrigerant before entering the throttle as far as possible and thus to increase the heat absorption. Furthermore, one strives to keep the compressor work as low as possible. In general, it is advisable to further reduce the temperature of the liquid refrigerant before entering the throttle by cooling in the vapor refrigerant flow after evaporator exit, as well as to accomplish the compression via one or more intercooler. These measures require expensive heat exchangers and are therefore seldom realized.
It should be noted that even with such a good heat exchanger design, the maximum cooling to wet steam area or to the coolant temperature can be done and the cooling of the liquid refrigerant before entering the throttle can not be up to the refrigerant temperature in the low pressure region, since the liquid refrigerant in about the has twice the heat capacity than the gaseous refrigerant.
The object of the present invention is now to create a plant without the abovementioned process-technical limitations and to achieve a comparatively improved energy yield with a compact construction.
This is achieved by coupling the compression refrigeration system with units of an absorption refrigeration system. The interconnection is carried out according to the invention in such a way that one or more partial streams of the refrigerant vapor are branched off from the compressor unit and in each case go into a plant part in which an admixture of absorber takes place and a complete liquefaction takes place. According to the invention, the decoupling of the individual partial flows from the compressor unit does not necessarily take place at the lowest pressure level, but can be carried out at higher pressure stages for operational reasons. The remaining portion of refrigerant vapor passes through the compressor unit to the high pressure level and is directed into a mixing chamber in the expeller.
The refrigerant vapor branched off from the compressor unit upstream of high pressure passes into at least one arrangement which is known from the general state of the art for absorption refrigeration systems and is subsequently referred to as the absorber unit, comprising a mixing chamber and heat exchanger. In the mixing chamber condensate with high absorber medium concentration is added to the refrigerant vapor. In the subsequent heat exchanger, heat is transferred to the cooling medium until complete liquefaction. According to the operating principle which is generally known for absorption refrigeration systems, this condensate is pumped to high pressure and passed into the expeller. Usually, a part of this condensate goes into the mixing chamber of the expeller, wherein before a heat exchange with the exiting condensate takes place with high absorber concentration.
The remainder goes through the Deflegmator, a heat exchanger for steam recooling, in the expeller.
According to the prior art customary for absorption refrigeration systems, such expander modules fundamentally consist of the four functional units, deflegmator, rectifier, mixing chamber and cooker. Deflegmator and rectifier are used to clean the refrigerant vapor from
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Absorbent before exiting the expeller. The mixing chamber should ideally produce an equilibrium of liquid and gaseous phase. In the digester heat is supplied to evaporate the mixture of refrigerant and absorber. This heat supply is basically the driving energy for the operation of an absorption refrigeration system. Generally, in the expeller, a
Separation of absorber and refrigerant.
This should not be seen in the strict sense of a complete separation but is geared towards a concentration-centered focus.
The aim is that on the one hand as pure as possible refrigerant vapor and on the other hand
Mixture with high concentration of absorber leaves the expeller. Usually will
Condensate initiated with medium concentration ratio of refrigerant and absorber.
According to the invention, the expeller differs from the embodiment described above by the additional possibility of introducing refrigerant vapor at high pressure. in the
In contrast to conventional absorption refrigeration systems, the heat exchanger for heat supply, which is referred to as a cooker, can be completely eliminated in this system, and the system can be replaced exclusively by
Supply of technical work to be operated. In this case, as far as the performance characteristics of the system are concerned, a direct comparison to a pure compression refrigeration system is permitted. Due to the fact that comparatively less refrigerant vapor is brought to high pressure level, the proportion of technical work drops considerably.
To additionally reduce the compressor power, there is the well-known method to bring the superheated steam to saturated steam state by condensate injection between at least two compressor stages prior to further compression. Despite mass increase this leads due to the temperature reduction to a reduction of the technical work for the others
Compression of the steam to high pressure. In contrast to a compression refrigeration system with the disadvantage that it is not possible to divert condensate from this process in a favorable manner for the process, condensate can be withdrawn from the system components typical of absorption refrigeration systems, thanks to the described compressor connection according to the invention. Ideally, condensate is removed from the generator immediately after leaving the rectifier.
Compared with the measures for intermediate cooling in compression refrigeration systems, this effort is relatively low.
To increase the heat absorption from the medium to be cooled, referred to in heat pumps as brine, it is common practice to subcool the liquid refrigerant as far as possible before entering the throttle. This can be achieved by additional cooling in the refrigerant vapor at low pressure. In compression refrigeration systems according to the prior art, this measure is not very efficient, since the heat exchange while equal mass flows of liquid and steam are present, the refrigerant vapor but only in about half the heat capacity has. This means, on the one hand, that the liquid refrigerant can not be cooled too far, on the other hand, the compressor performance increases due to the superheated state of entry of the vapor.
Now there is the well-known method to mix condensate to increase the heat absorption. Ideally, this condensate is continuously admixed during the heat absorption for evaporation, whereby it is always desirable to be slightly in the wet steam region. As a result of this measure, the heat absorption capacity increases to such an extent that the liquid refrigerant can be cooled almost to the saturated steam temperature at low pressure. In addition, the expense for the heat exchanger with condensate injection compared to the heat exchanger with steam superheating is significantly reduced due to the better heat transfer behavior.
In contrast to a compression refrigeration system with the disadvantage that it is not possible to branch off any condensate process-technically favorably for this measure, condensate can be taken from the system components typical of absorption refrigeration systems thanks to the described compressor connection according to the invention. Ideally, one removes the condensate obtained after the liquefaction from the absorber unit, with multiple absorber units from that with the lowest pressure level.
In terms of process technology, the mass fraction of the steam compressed to high pressure in relation to the mass of the steam branched off at lower pressure is precisely defined by the respective operating state. The lower the ratio of highest to lowest pressure, the lower becomes the amount of steam to be coupled out of the compressor unit for liquefaction. Since part of this condensate is used to clean the refrigerant vapor before it exits the expeller, passing it through deflegmator and rectifier, one must
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Minimum amount to be passed through these units. As can be seen after detailed calculation, it makes sense to remove a certain amount of the liquid refrigerant from the evaporator and mix the condensate that goes to Deflegmator.
This results in essentially two positive effects. Since more mass is passed through Deflegmator and Rectifier, which has a higher concentration of refrigerant, a better cleaning of the exiting refrigerant vapor from the absorber agent takes place in the expeller. On the other hand, the tapping off of condensate from the evaporator, in accordance with the mass balance of incoming and outflowing refrigerant and absorber means, causes a further separation of absorber agent from the refrigerant vapor, since vapor and condensate in equilibrium contain a different concentration of absorber agent. While the vapor almost exclusively contains refrigerant, the condensate contains a considerable amount of absorber. Depending on the operating condition, it is possible to determine an optimum bleed quantity.
The apparent disadvantage of a lower vaporizable amount of refrigerant in the low pressure, with the associated lower heat absorption capacity, is offset by the positive effects described above.
The measure of the tapping leads overall to better performance of the system.
The inventive interconnection of the compression refrigeration system with the units typical for absorption refrigeration systems and the additional use of the possibilities given thereby to reduce the compressor work and increase the heat capacity by the measures described above, the essential criteria for increasing the efficiency of the system with relatively little overhead in compact design met. Compared with normal compression refrigeration systems, additional construction costs for the docked plant components are largely compensated by the more compact version of the steam heat exchanger with condensate injection and by the elimination of costly compressor intercooling.
This system is far superior to a compression refrigeration system of the best design, especially when there are high temperature differences between heat dissipation and heat absorption.
A favorable variant of such a system provides that the recondensation of the enriched in the mixing chamber with absorber refrigerant at two different Druckstu- fen takes place. This can be realized according to the invention by diverting two mass flows at different pressure stages from the compressor unit. The admixture of condensate with high absorber agent concentration and the subsequent liquefaction takes place in each case in two separate absorber units. Ideally, the condensate that accumulates at higher pressure is returned to the expeller via Deflegmator and Rektifikator.
A particularly favorable embodiment provides that the heat exchanger in the absorber units designed so that the coolant can reach the highest possible temperatures. This is done by means of their own condensation heat exchangers with the possibility of using the temperature gradient during condensation, as well as a special device for preheating the condensate before it enters the mixing chamber. According to the invention, the heating takes place in such a way that the condensate flows through the heat exchanger channels parallel to the coolant and extracts energy from the steam / condensate mixture, which finally brings it back into the mixing chamber. Seen from the outside, the energy dissipated via the coolant remains the same.
Only the temperature difference increases from the start of condensation to the end of condensation and thus the possibility of maximizing the coolant outlet temperature.
A modification of the above variant according to the invention provides for a decoupling in a single compressor stage from the main compressor unit, wherein in the first absorber unit no complete liquefaction takes place. Further condensation until complete liquefaction takes place in a second absorber unit at higher pressure. Condensate from the first pressure stage is introduced into the mixing chamber of this absorber unit via a pump. The remaining uncondensed steam from the first pressure stage is brought to a correspondingly high pressure via another compressor unit and likewise introduced into this mixing chamber.
In principle, this arrangement does not bring any noticeable advantage over the previously described embodiment in terms of process technology and is structurally rather expensive. This on the one hand by the additionally required pump and by the larger design of the first absorber unit, as more vapor volume passes. The splitting off of this compressor unit from the main compressor unit is one of the above description of the interconnection according to the invention
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Compressor unit with units of an absorption refrigeration system obvious change, which is based basically on the same process-forming idea, the use of two absorber units at different pressures.
Systems of the type described above are ideally executable both for small systems in domestic technology and for large systems. Due to the exceptionally high efficiency, a particularly economical use in cold areas offers as a heat pump, preferably with the
Dual-substance mixture ammonia / water. It is conceivable an increased use of outside air for
Heat extraction.
Another favorable option is to introduce heat into the process in addition to the technical work. The system should not be regarded as a compression refrigeration system or as an absorption refrigeration system. For this purpose, as is common practice in absorption refrigeration systems, designated as a cooker heat exchanger arranged in the expeller. As in the case of condensation, there is a temperature gradient during the evaporation of the mono- or multicomponent mixture, which is ideally used by appropriate construction of the heat exchanger. The more heat is added to the process, the less steam is compressed to high pressure and directed to the mixing chamber in the expeller.
In the limiting case, the system operates without high-pressure compression, with all the refrigerant vapor entering the absorber unit (s). It is conceivable to use such systems for the use of thermal solar collectors
Energy, whereby the usual load fluctuations of the heat supply can be ideally balanced by the possibility of the variable use of heat and technical energy. This
Variant, with coupling of solar collectors, can be used particularly profitably in large systems for the supply of cold for large-scale building air conditioning with simultaneous use of the dissipated heat for the operation of seawater desalination plants.
Compared with conventional versions of absorption refrigeration systems continuous operation with compensation for fluctuations in the heat supplied is guaranteed in these combined systems.
Due to the special measures to increase the heat output temperature, the discharged
Heat can be beneficially used elsewhere, with overall plant efficiency far above that of conventional absorption refrigeration systems.
Further features and details of the present invention will become apparent from the following description of the figures. Showing:
Fig. 1 is a schematic representation of a well-known compression refrigeration system with the particular embodiment of an additional heat exchanger for cooling of the
High pressure condenser coming condensate.
Fig. 2 is a process view of this system in the entropy / temperature diagram.
Fig. 3 shows a simple embodiment with coupling of the typical for absorption refrigeration units units, expeller and absorber unit, to the embodiment shown in Fig. 1 of a compression refrigeration system.
4 shows an expanded variant of the embodiment shown in FIG. 3 with the use of two absorber units.
5 shows an improved variant of the embodiment shown in FIG. 4 with additional efficiency-increasing measures such as: from the evaporator, admixing of condensate in the steam heat exchanger, condensate injection between the compression stages, special design of the heat exchanger for raising the coolant outlet temperature. In addition, the variant in FIG. 4 is expanded by the installation of a heat exchanger for supplying heat from outside.
Fig. 6 is a slightly modified embodiment of the embodiment shown in Fig. 5 with subdivision of the compressor unit.
Fig. 7 shows a constructive proposal for the construction of a condensation heat exchanger in an absorber unit with use of the temperature gradient during liquefaction.
Fig. 8 is a diagram with the heat / temperature curve of condensate and coolant.
9 is a constructive proposal for the design of the heat exchanger for external heat supply in the expeller.
The prior art shown in Fig. 1 is a well-known refrigeration process of a compression refrigeration system with the basic functional units, compressor unit 1, condenser 2, throttle 3 and evaporator 4, and the pressure-resistant lines for high-pressure steam
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21, high-pressure fluid 15 and low-pressure steam 31. Under compressor unit can be the farthest
Meaning a unit of several compressors with one or more pressure levels in all possible combinations of parallel and serial interconnections are understood. In this
Example, for better understanding of the further argument, a steam heat exchanger 5 is provided for cooling the high-pressure condensate 15 coming from the condenser.
This heat exchanger brings process technology no particular advantage, is rather uneconomical in relation to the effort and is usually not at all, or only weakly designed used.
FIG. 2 shows the process illustrated in FIG. 1 in the temperature / entropy diagram. Beginning with compressor inlet a, the compression of the refrigerant vapor 31 takes place from a to b.
After compressor discharge b, cooling takes place from the superheated state to the entry into the wet steam area c by dissipating heat to the cooling medium. Furthermore, a complete liquefaction to d and possibly even a condensate subcooling to e. In the steam heat exchanger 5, a further cooling from e to f takes place. A pressure reduction from f to g takes place via a throttle device 3, the temperature decreasing and a part of the refrigerant evaporating. Now takes place in the evaporator 4, the heat absorption from h to i up to complete evaporation. After steam superheating in the steam heat exchanger 5 from i to a, the cycle begins again. As can be seen, the liquid refrigerant in the steam heat exchanger 5 can not be cooled too much from e to f, on the other hand, the compressor work by the steam superheating increases.
The cost of condensate cooling before entering the throttle 3 brings by the associated steam overheating even with the best heat exchanger design seen overall only a slight increase in efficiency.
FIG. 3 shows a simple embodiment variant with coupling of the building units, expeller 7 and absorber unit 6 typical for absorption refrigeration systems, to a compression refrigeration system as shown in FIG. 1. According to the invention, a partial flow 10 is branched off at low or medium pressure level from the compressor unit and forwarded to an absorber unit 6, consisting of mixing chamber 8 and condensation heat exchanger 9. Ideally, several outputs for the steam branch 10 at different pressure levels are provided on the compressor unit, as shown schematically here. The remaining vapor stream 11 is compressed to high pressure and passed into a mixing chamber 12 in the expeller.
According to the general wiring principle of absorption refrigeration systems, the condensate 16 is brought from the absorber unit via a pump 32 to high pressure and returned to the expeller 7. A partial flow of this condensate 18 is passed through the Deflegmator 14, a heat exchanger for steam recooling, and further through the rectifier 13, a device for steam washing. Both devices are basically used to clean the refrigerant vapor from the absorber before it is forwarded to the condenser 2. The remaining partial flow 17, preferably after heat exchange 22 with condensate 20 leaving the expeller, returns to the mixing chamber 12 of the expeller 7.
The condensate 20 from the expeller 7 has a high concentration proportion of absorber agent and, after being introduced into the mixing chamber 8 of the absorber unit 6, obtains a considerable increase in the temperature of the vapor / liquid mixture. Naturally, for two- or multi-component mixtures, the wet steam zone has a temperature gradient. This can be used with appropriate design of the condensation heat exchanger 9 to achieve the highest possible coolant outlet temperatures.
Decisive for the function of the refrigeration system is the fact that the refrigerant / absorber medium mixture in the liquid state has an evaporation temperature which, depending on the concentration content of absorber, is correspondingly higher than that of the pure refrigerant and thus the possibility of heat removal at the Coolant is given to complete condensation. This is the basic operating principle for absorption refrigeration systems, whereby instead of increasing the pressure, an accumulation of absorption medium takes place in order to be able to deliver the heat to the outside at a sufficiently high temperature.
While in the case of pure absorption refrigeration systems the temperature range to be overcome between heat release and heat absorption is not very high, this disadvantage can be remedied by diverting the refrigerant vapor 10 at a higher pressure stage. The amount of refrigerant vapor 11 that passes through the high-pressure compression is determined in terms of process technology by the energy balance of outgoing and incoming mass flows via the expeller 7 with the corresponding enthalpies.
After the inflowing and outflowing condensate flows 17,18, 20, approximately in terms of energy balance, and
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superheated refrigerant vapor 11 with high specific enthalpy flows in while refrigerant vapor 21 leaves the generator in the saturation state at much lower specific enthalpy, it can be seen that the amount of superheated, high-energy refrigerant vapor 11 to be introduced is lower than that of the outgoing refrigerant vapor 21. Since the compressor work is the decisive factor for the expenditure of technical energy, significantly better performance data result compared with the compression refrigeration system shown in FIG.
The measure of the cooling of the liquid refrigerant with the associated Dampfüberhit- tion in the steam heat exchanger 5 does not lead to a significant increase in compressor work, as this less mass must be compressed to high pressure. In contrast to the compression refrigeration system described in FIG. 1, the use of the steam heat exchanger 5 here leads to a decisive process improvement.
4 shows, according to the invention, an extended variant of the embodiment shown in FIG
Use of two absorber units 6 and 26. The decoupling of the mass flows 10 and 23 takes place at different pressure levels. In this case, the condensate 18 from the absorber unit 26 at the higher pressure via Deflegmator 14 and rectifier 13 is fed back into the expeller 7, while the condensate 16 from the absorber unit 6 with the lower pressure in the
Mixing chamber 12 of the expeller 7 goes back. By adopting the two-stage condensation process, the system can handle higher temperature differences between heat dissipation to the cooling medium and heat absorption from the brine, keeping the compressor work as low as possible.
In this embodiment, three outputs at different pressure stages are provided for the steam extraction 10 to the individual Absorbereinheiten each, depending on the operating requirement, the optimum level can be opened. In terms of process technology, it is particularly advantageous that the condensate 23 from the absorber unit 26 with the higher pressure stage has a lower concentration of absorber agent and is better suited for rectification. In addition, as shown by the balance of the mass flows of absorber agent and refrigerant entering and exiting the expeller, condensate 20 leaving the expeller 7 has a lower concentration of absorber agent, which leads to lower temperatures in the expeller 7.
A related temperature limitation may be important if it is to prevent the refrigerant mixture from undergoing chemical changes, which may be possible from a certain limit temperature. A further advantage is provided if a heat exchanger Fig. 5.35 for external heat supply is provided in the Austrei- 7, since this heat can be supplied at a lower temperature.
FIG. 5 shows an improved variant of the embodiment shown in FIG. 4 with additional efficiency-increasing measures such as condensate extraction from the evaporator 4, admixing of condensate 27 in the steam heat exchanger 5, condensate injection between the compression stages 34, special embodiment 28 of the condensation heat exchanger 9 for raising the coolant outlet temperature and additional heat recovery exchanger 25. A particular variant in extension to Fig. 4 provides a heat exchanger 35 for the purpose of heat supply from the outside.
Briefly, the condensate bleed serves to clean the refrigerant vapor 30 in the evaporator 4, even if, to a lesser extent, the absorber medium. Since even the lowest proportions of absorber agent cause a strong increase in the evaporation temperature, the process reacts extremely sensitively to this impurity in the absorber means and calls for a corresponding reduction in pressure in the evaporator 4 in order to be able to absorb the heat from the brine. This leads to increased compressor performance and thus poorer performance of the system. Since even very small bleed quantities have a great cleaning effect, the disadvantage that there is less condensate available for evaporation and therefore less heat can be removed from the brine is offset by the positive effect by far.
Another very effective measure to improve the performance of the system is to inject condensate 27 in the steam heat exchanger 5. With this additional heat of evaporation, the high-pressure condensate 15 can be further cooled and thus more heat can be removed from the brine. In addition, there is the technical advantage that the steam enters the compressor unit 1 in the saturated steam state, which reduces the compressor work despite the increase in mass. An additional possibility for reducing the compressor work results from further condensate injection between the higher pressure stages.
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Ideally, one removes that condensate 34, immediately at the exit from the rectifier 13.
The particular embodiments 28 of the condensation heat exchanger 9 in the absorber units 6, 26 serve to achieve higher coolant outlet temperatures, and do not lead to a direct increase in the performance of the refrigeration system, but to a better usability of the heat dissipated. Under certain operating conditions, in particular with large differences in condensation temperature in the condenser 2 to evaporation temperature in the evaporator 4, it makes sense to use a heat exchanger 25 with heat removal from the condenser 2 for heating the condensate 19 before entering the expeller 7. This heat exchanger 25 serves as the heat exchanger 22 for energy recovery and lowers the energy requirement to be introduced into the system.
At lower temperature differences, it should be noted that less steam is decoupled from the compressor unit and subsequently a smaller amount of condensate can be passed through Deflegmator 14 and rectifier. This results in the problem that due to the condensate heating 25, the re-cooling in Deflegmator 14 is very bad and the overall process by this measure can be worse instead of better.
Depending on the purpose, it may be useful to provide a system variant with a heat exchanger 35 in the expeller 7. This allows a mixed operation with more or less compressor work with appropriate heat. This can go so far that the plant can be operated mainly with heat energy with little or no compressor work.
FIG. 6 shows a modified variant of the embodiment shown in FIG. 4 with separate compressor units, which in each case are denoted by 1 as regards the total compressor unit. In terms of process technology, with the two-stage condensation at different pressure stages, exactly the same goal as in FIG. 5 with the associated advantages mentioned above is pursued. Structurally seen is no advantage recognizable but given by the additional pump 36 rather more overhead. This interconnection is basically based on the same inventive principle, the decoupling of refrigerant vapor from a compressor unit and forwarding to an absorber unit. In this case, the absorber unit consists of two subunits, 6 and 26, each with a mixing chamber and a condensation heat exchanger.
These two subunits are connected in such a way that part of the condensate 16, as well as the remaining vapor 23, is conducted from the first unit 6 into the second unit 26, where the further complete liquefaction takes place. Since there is a pressure difference between the absorber subunits 6 and 26, a compressor 1 and a pump 36 are interposed.
Fig. 7 shows a possible embodiment of a condensation heat exchanger 9. Essentially, the goal is pursued to deliver the heat at the highest possible temperature to the cooling medium.
In order to achieve this, in order to ensure the state of equilibrium of the phases, the vapor / condensate mixture must always be thoroughly mixed during the condensation and must never be remixed into a preceding condensation stage. As is common practice, the steam / condensate mixture passes through a large number of trays where it delivers the heat to the baffles 42, which pass this heat to the tube bundles 43 with the cooling medium.
These connected to the baffles tube bundle units 43 together with manifold and collector are usually housed in a pressure vessel 41. The peculiarity of this heat exchanger is that two different cooling media are passed through separate tube bundle units 43 with the corresponding manifolds and collector units 44,45. While the cooling medium is passing through a closed circuit from the heating rail and leaving the pressure vessel via the outlet connection 47, the second medium, a condensate from the expeller with a high concentration of absorption medium, goes into the mixing chamber 8 directly above it From cooling and absorbing agent is used for the condensation process as a cooling medium, with a higher energy is introduced into the mixing chamber 8 by the heating.
Since the heat release now begins in the wet steam area at a higher energy state, more heat must be withdrawn for complete liquefaction, the temperature at the start of the condensation is higher. The amount of heat that actually goes outside remains unchanged according to the energy balance, since the additional heat of condensation is brought back into the mixing chamber 8 via the condensate. The actual advantage of this interconnection according to the invention is that the cooling medium from the heat rail can be brought to a higher outlet temperature.
Fig. 8 shows a diagram with the heat history of condensate and coolant. This is a
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Heat exchanger without the condensate preheating according to the invention with the temperature b 'at the beginning of the condensation and one with the corresponding interconnection with the temperature b at the beginning of the condensation. As you can see, the coolant outlet temperature can be increased from d 'to d due to the special wiring.
9 shows the possible embodiment of a heat exchanger for the vaporization of mixtures of two or more substances, wherein the concentration and the associated temperature changes during the evaporation are used selectively in order to be able to effect the heat supply at the lowest possible temperatures. Essentially, the purpose of the evaporation is not to allow the excreted steam to pass through into the condensate of a previous evaporation stage. This is achieved by passing the condensate over an array of trays 52 with condensate traps 56, with the steam flowing out to the container casing 51 at the edge and mixing into the vapor that has settled further down. Reflux in higher-lying heat exchanger channels is not possible by this arrangement.
The heat transfer to the baffles 52 via tube bundle 53 with collector and distributor units 54. This, as shown in Fig. 9 heat exchanger is particularly suitable for use in refrigeration systems using the absorption principle and is in place of the usually built-in cooker, a heat exchanger with a lying directly in the boiling condensate heater without appropriate use of the temperature gradient, arranged in the expeller 7.
In the case of the features according to the invention which are shown schematically in all figures, it should be pointed out that the individual components as well as supply lines can be manufactured in all possible different embodiments known from the prior art.
PATENT CLAIMS:
1. Refrigeration system -, operated with a two- or multi-substance mixture, with at least one
Compressor unit (1), at least one condenser (2), at least one evaporator (4), at least one absorber unit (6), preferably divided into mixing chamber (8) and
Condensation unit (9), an expeller (7), preferably consisting of the three
Function units, Deflegmator (14), rectifier (13) and mixing chamber (12), characterized in that from the compressor unit (1) one or more partial streams (10,23) of high refrigerant concentration at a pressure under the high pressure level of the plant, are diverted and in each case in one or more absorber units (6.26) are passed, in which an admixture of absorber and a
Liquefaction takes place, and that of the compressor unit (1)
steam flow (11) compressed to high pressure is conducted into the expeller (7), in which a separation of refrigerant and absorber means takes place in such a way that a refrigerant vapor (21), which is almost pure from the expeller (7), is in the saturated steam state exit.