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Die
vorliegende Erfindung bezieht sich auf das Gebiet der auf einem
thermodynamischen Kreisprozess beruhenden Kältetechnik und Klimatechnik einschliesslich
Wärmepumpensystemen.
Sie betrifft eine Anlage für
die Kälte-,
Heiz oder Klimatechnik gemäss
dem Oberbegriff des Anspruchs 1.
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Bekannt
ist in der Kältetechnik
zum Einen der Trockenexpansionsbetrieb, bei dem das Arbeitsmedium
bzw. Kältemittel über ein
Einspritzventil eine Druckreduktion erfährt und vom flüssigen Zustand
in ein Flüssigkeits-/Dampf-Gemisch übergeht,
im nachfolgenden Verdampfer vollständig verdampft, um dann mit
leicht überhitztem
Dampf den Verdampfer zu verlassen und so durch Wärmeaufnahme ein zweites Medium
(z.B. eine Sole) herunterkühlt.
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Zum
anderen kennt man den Thermosiphonbetrieb, bei dem das Kältemittel
aus einem Ausgleichs- und Abscheidegefäss dem Verdampfer entweder
mittels Schwerkraft oder mit Hilfe einer Pumpe als Flüssigkeit
zugeführt
wird. Beim Austritt aus dem Verdampfer können durchaus noch Flüssigkeitsanteile
im Dampf enthalten sein, so dass in der Regel keine Überhitzung
des Kältemittels
am Verdampferaustritt entsteht.
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Aus
der
US-A-5,243,837 ist
weiterhin eine Kälteanlage
bekannt (siehe die dortige
1), deren grundsätzlicher
Aufbau in
1 wiedergegeben ist. Die bekannte
Kälteanlage
10 der
1 umfasst
einen Kältemittelkreislauf,
in dem in Strömungsrichtung
hintereinander ein Verdichter
12, ein Kondensator
11,
ein Wärmetauscher
13 ein
Expansions- bzw. Einspritzventil
15 und ein Verdampfer
14 angeordnet sind.
Im Kondensator
11 wird das verdichtete Kältemittel
durch Wärmeaustausch
mit einem über
die Verbindungsleitungen
16 und
17 zu- bzw. abgeführten Medium
verflüssigt.
Als Medium kommt auch Luft in Betracht, die durch den Kondensator
11 strömt. Im Wärmetauscher
13 wird
das im Kondensator
11 verflüssigte Kältemittel durch Wärmeaustausch
mit dem zum Verdichter
12 strömenden Saugdampf unterkühlt, während der
Saugdampf seinerseits überhitzt wird.
Das unter Druck stehende flüssige,
unterkühlte Kältemittel
wird im Expansionsventil
15 kontrolliert entspannt, wobei
der Volumenstrom des Kältemittels geregelt
wird. Das entspannte Flüssig/Dampf-Gemisch
verdampft im Verdampfer
14 und kühlt dabei ein durch Verbindungsleitungen
18,
19 zu- bzw. abgeführtes Sekundärmedium
ab. Die Verdampfungskälte
kann aber auch direkt über
eine Kaltfläche
zur Kühlung
eines Raumes abgegeben werden. Das verdampfte Kältemittel verlässt den
Verdampfer
14 leicht überhitzt.
Die (interne) Unterkühlung
des flüssigen
Kältemittels
vor der Expansion im Expansionsventil
15 steigert den Wirkungsgrad
der Kälteanlage. Die
damit verbundene nachfolgende grosse Überhitzung des verdampften
Kältemittels
im Wärmetauscher
13 wirkt
sich jedoch negativ auf die Effizienz des Verdichtungsprozesses
aus.
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In
der genannten
US-A-5,243,837 ist
deshalb vorgeschlagen worden (siehe die dortige
2),
eine weitere Unterkühlung
des flüssigen
Kältemittels
direkt im Verdampfer vorzunehmen, der einen integrierten Unterkühler aufweist.
Eine solche Lösung
ist in
2 wiedergegeben, wo in der Kälteanlage
20 der Verdampfer
21 zusätzlich mit
einem internen Unterkühler
ausgestattet ist.
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Zur
Erhöhung
der Wirtschaftlichkeit derartiger Kälteanlagen ist in der
WO-A1-2004/020918 vom Anmelder
vorgeschlagen worden, modular aufgebaute Kältesysteme mit drehzahlveränderlichen
Verdichtern einzusetzen, bei denen je nach angeforderter Kälteleistung
einzelne Module zu- oder abgeschaltet werden bzw. individuell in
ihrer Leistung verändert
werden, um die durch das Zu- und Abschalten ganzer Module bedingten
Leistungssprünge
auszugleichen. Durch den modularen Aufbau des Kältesystems ergeben sich pro
einzelnem Modul besonders günstige,
kleine Kältemittelfüllungen.
Darüber
hinaus wird mit dem wechselnden Einsatz mehrerer Module eine Redundanz
erreicht, die Unterbrüche
in den auf die Kälteerzeugung
angewiesenen Verfahrensprozessen vermeiden hilft. Die einzelnen
Module haben dabei den in
3 gezeigten
Aufbau einer Kälteanlage
30 mit
einem Zweistufen-Verdampfer
22, der eine erste Verdampferstufe
23 und
eine nachgeschaltete zweite Verdampferstufe
24 in Form
eines Internen Wärmetauschers
(IWT) umfasst.
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Allen
diesen Systemen haften unter Praxisbedingungen mehr oder weniger
grosse Nachteile an: Trockenexpansionssysteme haben den Vorteil der
einfachen Bauart und kleinen Kältemittelinhalte. Der
Anlagenwirkungsgrad wird im Wesentlichen beeinflusst durch eine
möglichst
kleine Verdampfungsüberhitzung
und eine möglichst
hohe Verdampfungstemperatur. Für
den Verdichter ist dies aber von Nachteil und er verlangt eine entsprechend
hohe Überhitzung
(Liefergradverbesserung, Schmierung, etc.). Der Schnittpunkt dieser
beiden gegenläufigen Forderungen
(kleine Überhitzung
für den
Verdampfer, grosse Überhitzung
für den
Verdichter) gibt die optimale Anlagenkennlinie (wirtschaftlichster
Betrieb).
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Es
ist nun in der
WO-A1-2005/073645 vom Anmelder
vorgeschlagen worden, diese Abhängigkeit
zwischen kleinster Überhitzung
für den
Verdampfer und grosser Überhitzung
für den
Verdichter zu durchbrechen. Dabei wird versucht, den Prozess für eine gegebene
Kälteleistung
Q
0 mit dem dafür benötigten kleinsten physikalisch
möglichen
Massenstrom zu fahren, was zu erheblichen wirtschaftlichen und energetischen
Vorteilen führt.
Die dort vorgeschlagene Lösung
kann sowohl bei Trockenexpansionssystemen mit nachgeschaltetem Internen
Wärmeaustauscher
(gemäss
1),
also mit einem Wärmeaustausch
(
13) zwischen Kältemittelflüssigkeitsleitung vor
dem Expansionsventil
15 einerseits und dem Saugdampf nach
dem Verdampfer
14 andererseits, als auch bei Zweistufenverdampfungssystemen
gemäss
3 eingesetzt
werden.
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Allen
herkömmlichen
Systemen sind aber je nach Betriebsbedingungen kältemittelseitig relativ grosse
Temperaturschwankungen vor dem Expansionsventil (Einspritzventil) 15 und
vor dem Verdichter 12 eigen. Diese Temperaturen des Kältemittels
(vor dem Einspritzventil 15 und vor dem Verdichter 12) wurden
bis anhin nicht konstant gehalten oder exakt geregelt. Oft wurde,
wenn überhaupt,
nur der Hoch- oder Saugdruck geregelt und/oder konstant gehalten.
Dies führte
zu mehr oder weniger grossen Schwankungen und Rückkoppelungen (Aufschaukeln)
des Kältesystems
und somit zu unstabilen Regelkreisen und Verlusten im Wirkungsgrad.
Die hauptsächlichen
Faktoren für
diese Schwankungen sind einerseits der sich mit der veränderten
Temperatur des Kältemittels
veränderte
Eintrittsdampfgehalt in den Verdampfer, welcher Auswirkungen auf
die Einspritzventil- und Verdampferleistung sowie das Regelverhalten
des Einspritzventils und dessen Leistung, respektive den geförderten
Kältemittelmassenstrom
hat. Andererseits ergeben sich auch Wirkungen beim Saugdampf am
Eintritt in den Verdichter 12, wo die veränderte Temperatur
wegen des der jeweiligen Temperatur (und dem jeweiligen Druck) zugeordneten
spezifischen Volumens einen Einfluss auf das Fördervolumen des Verdichters 12,
also wiederum des geförderten
Massenstroms, hat. Diese sich infolge der Temperaturänderungen
ständig
verändernden Massenströme bringen
mehr oder weniger grosse Störfaktoren
in den Regelkreis der Kälteanlage
ein, was zu Schwankungen im Prozess und somit zu Leistungsverminderungen
führt.
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Ein
stabiler Betrieb der Anlage wird in der
WO-A1-2005/073645 dadurch
erreicht, dass:
- – Die Temperatur des Kältemittels
vor dem Einspritzventil 15 auf einen definierten Temperaturwert
konstant gehalten wird; oder
- – die
Temperatur des Kältemittels
vor dem Verdichter auf einen definierten Temperaturwert konstant
gehalten wird; wobei
- – diese
beiden Massnahmen für
sich alleine oder in Kombination miteinander eingesetzt werden.
- – Die
drei ersten Massnahmen mit einer Trockenexpansionsventilsteuerung
herkömmlich
nach MSS (minimalstem stabilem Signal) mit oder ohne IWT (interner
Wärmeaustauscher)
betrieben werden.
- – Das
Einspritzventil 12 mit der Temperatur zwischen Flüssigkeitsleitung
vor dem Einspritzventil 12 und Druckmessung nach dem Einspritzventil 12,
der so genannten Zweistufenverdampferregelung (gemäss der WO-A1-2004/020918 ),
geregelt wird.
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Diese
Massnahmen wie Kältemittelflüssigkeitstemperaturkonstanthaltung
vor dem Einspritzventil 12, Saugdampftemperaturkonstanthaltung
vor dem Verdichter 12, Zweistufenverdampferprozess (mit
entsprechender Regelung des Einspritzventils 12) führen alleine
oder in beliebiger Kombination zu einem stabilen Betrieb der Kälteanlagen
(auch bei grossen Leistungsänderungen).
Kommt dabei gemäss 3 ein
Zweistufen-Verdampfer 22 zum Einsatz, können zusätzlich kleinste Temperaturdifferenzen
zwischen dem zu kühlenden
Medium einerseits und der Verdampfungstemperatur T0 (bei
Saugdruck) andererseits erzielt werden. Diese Temperaturdifferenz
kann in jedem Fall kleiner sein, als wenn das Kältemittel bei Trockenexpansionsbetrieb
den Verdampfer 14 „überhitzt" verlässt.
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Durch
den gewonnenen stabileren Betrieb ergeben sich Energie- und Kostenersparnisse
und es wird möglich,
speziell in Kombination mit der Zweistufenverdampfungstechnik (3)
Prozesse mit wesentlich kleineren Temperaturdifferenzen der zu kühlenden
Medien zu den jeweiligen Verdampfungstemperaturen, zu fahren. Dadurch
können
Prozesse auf einfache und kostengünstige Weise gefahren werden,
welche heute in dieser Art nicht möglich sind.
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Die
bekannte Lösung
zur Stabilisierung des Kältesystems
erlaubt eine deutliche Verbesserung des Betriebsverhaltens und der
Effizienz, stellt aber zugleich auch Anforderungen an die Regelung
des Systems.
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Der
vorliegenden Erfindung liegt daher die Aufgabe zugrunde, eine Anlage
für die
Kälte-,
Heiz- oder Klimatechnik, insbesondere eine Kälteanlage, zu schaffen, bei
der auf besonders einfache Weise stabile Betriebsverhältnisse
erreicht werden können.
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Die
Aufgabe wird durch die Gesamtheit der Merkmale des Anspruchs 1 gelöst. Ein
wesentlicher Punkt der Erfindung besteht darin, dass zum Konstanthalten
der Temperatur des flüssigen
Arbeitsmediums bzw. Kältemittels
vor dem Expansionsventil Mittel vorgesehen sind, welche das zum
Expansionsventil strömende
flüssige
Arbeitsmedium thermisch an das vom Expansionsventil zum Verdampfer
strömende
Arbeitsmedium ankoppeln.
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Eine
bevorzugte Ausgestaltung der Erfindung zeichnet sich dadurch aus,
dass die Mittel zum Konstanthalten der Temperatur des flüssigen Arbeitsmediums
vor dem Expansionsventil einen Stabilisator in Form eines Wärmetauschers
umfassen, welcher auf der einen Seite von dem vom Expansionsventil
zum Verdampfer strömenden
Arbeitsmedium durchströmt
wird und auf der anderen Seite von dem zum Expansionsventil strömenden flüssigen Arbeitsmedium
durchströmt
wird. Insbesondere wird der Stabilisator von dem Arbeitsmedium im
Gleichstrom oder Gegenstrom durchströmt. Andere Arten der Führung der
Ströme
des Arbeitsmediums im Stabilisator sind aber ebenfalls denkbar.
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Gemäss einer
anderen Ausgestaltung der Erfindung ist dem Verdampfer ein Interner
Wärmetauscher
nachgeschaltet, in welchem auf der einen Seite das aus dem Verdampfer
kommende Arbeitsmedium nachverdampft und/oder überhitzt wird, und auf der
anderen Seite das aus dem Kondensator kommende Arbeitsmedium vor
dem Eintritt in den Stabilisator unterkühlt wird. Insbesondere ist
der Interne Wärmetauscher
als thermisch langer Wärmetauscher
ausgebildet.
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Die
Leistung der Anlage lässt
sich dadurch erhöhen,
dass zwischen dem Kondensator und dem Internen Wärmetauscher ein externer Unterkühler eingefügt ist und/oder
dass zwischen dem Verdichter und dem Kondensator ein Abwärmenutzungstauscher
angeordnet ist. Die im Abwärmenutzungstauscher
gewonnene Wärmeenergie
kommt dabei in der Regel einem zweiten Prozess zugute wie (z.B. Brauchwasser,
Heizung).
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Die
Erfindung soll nachfolgend anhand von Ausführungsbeispielen im Zusammenhang
mit der Zeichnung näher
erläutert
werden. Es zeigen
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1 eine
Kälteanlage
nach dem Stand der Technik für
Trockenexpansionsbetrieb mit nachfolgender Überhitzung/Unterkühlung;
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2 eine
auf 1 aufbauende, aus dem Stand der Technik bekannte
Kälteanlage
mit im Verdampfer integrierter zusätzlicher Unterkühlung;
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3 eine
Kälteanlage
nach dem Stand der Technik mit Zweistufen-Verdampfer;
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4 eine
Kälteanlage
gemäss
einem ersten Ausführungsbeispiel
der Erfindung mit einem direkt am Expansionsventil angeordneten
Stabilisator;
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5 eine
auf 4 aufbauende Kälteanlage
gemäss
einem zweiten Ausführungsbeispiel
der Erfindung mit zusätzlichem
Abwärmenutzungstauscher
und externem Unterkühler
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6 im
Druck-Enthalpie-Diagramm ein mit einer Anlage nach 5 gefahrener
Kreisprozess, bei dem der Interne Wärmetauscher (26) als
reiner Überhitzer
arbeitet; und
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7 im
Druck-Enthalpie-Diagramm ein mit einer Anlage nach 5 gefahrener
Kreisprozess, bei dem der Interne Wärmetauscher (26) als
dritte Verdampferstufe arbeitet.
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In 4 ist
eine Kälteanlage
gemäss
einem ersten Ausführungsbeispiel
der Erfindung in einem stark vereinfachten Schema wiedergegeben.
Die Kälteanlage 40 hat
einen Arbeitsmedium- bzw. Kältemittelkreis,
in dem in Strömungsrichtung
des Arbeitsmediums bzw. Käl temittels
hintereinander ein Verdichter 12, ein Kondensator 11,
ein Expansionsventil 15 und ein Verdampfer 14 angeordnet
sind. Das Kältemittel
(z.B. vom Typ R134a) wird in üblicher
Weise im Verdichter 12 komprimiert, dann im Kondensator durch
Wärmeaustausch
mit einem externen Medium (Luft, Wasser oder dgl.) verflüssigt und
dann zum (in der Regel steuerbaren) Expansionsventil 15 geführt, wo
es kontrolliert entspannt wird. Das entspannte flüssige Kältemittel,
das hier bereits Dampfanteile aufweisen kann, wird dem Verdampfer 14 zugeführt, wo
es durch Verdampfung Wärme
von einem über Verbindungsleitungen 18, 19 zu-
und weggeführten Sekundärmedium
aufnimmt bzw. dieses Medium abkühlt.
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Da
sich nach dem Entspannen des Kältemittels
im Expansionsventil 15 die relativ konstante Verdampfungstemperatur
des Kältemittels
bei dem dort herrschenden Druck einstellt, kann diese Temperatur herangezogen
werden, um die Temperatur des Kältemittels
vor dem Expansionsventil 15 zu stabilisieren. Hierzu wird
gemäss 4 zwischen
Expansionsventil 15 und dem Verdampfer ein Stabilisator 25 in
Form eines Wärmetauschers
eingefügt,
der den Kältemittelstrom
zum Expansionsventil 15 thermisch an den vom Expansionsventil 15 zum
Verdampfer 14 geführten
Kältemittelstrom
ankoppelt. Durch diese stabilisierende Ankoppelung können die
im System andernfalls auftretenden Regelschwankungen auf einfache
Weise weitgehend vermieden werden.
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Besonders
günstig
ist das Betriebsverhalten der Kälteanlage 40,
wenn dem Verdampfer 14 ein Interner Wärmetauscher (IWT) 26 nachgeschaltet
ist, der als zweite bzw. dritte Verdampfungsstufe (7) oder
reiner Überhitzer
(6) arbeiten kann. Das aus dem Verdampfer 14 kommende
Kältemittel (Dampf
oder Flüssigkeits-Dampf-Gemisch
mit niedrigem Flüssigkeitsanteil)
wird auf der einen Seite durch den Internen Wärmetauscher 26 zum
Verdichter 12 geschickt. Auf der anderen Seite des Internen
Wärmetauschers 26 fliesst
kondensiertes Kältemittel
zum Stabilisator 25 und wird dabei im Internen Wärmetauscher 26 unterkühlt.
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Im
Druck(p)-Enthalpie(h)-Diagramm der 6, in dem
die Phasengrenzkurve eines beispielhaften Kältemittels und (gestrichelt)
eine typische Kurve konstanter Temperatur eingezeichnet sind, ergeben
sich für
den zugehörigen
Kreisprozess A-B-C-D die folgenden Schritte: Im Prozessschritt A wird
das aus dem Internen Wärmetauscher 26 austretende überhitzte
Kältemittel
verdichtet. Im Prozessschritt B wird das verdichtete Kältemittel
enthitzt, kondensiert, extern und intern unterkühlt und zuletzt im Stabilisator 25 in
der Temperatur noch weiter abgesenkt. Im Prozessschritt C wird das
flüssige
Kältemittel
expandiert. Im letzten Prozessschritt D wird das expandierte Kältemittel
im Stabilisator 25 teilverdampft, im Verdampfer 14 vollständig verdampft
und leicht überhitzt,
und im Internen Wärmetauscher 26 weiter überhitzt,
um dann wieder zum Verdichter zu gelangen.
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Im
vergleichbaren Druck-Enthalpie-Diagramm der 7 wirkt
der Interne Wärmetauscher 26 demgegenüber als
dritte Verdampferstufe mit entsprechend geringerer Überhitzung,
was zu einer Verschiebung der Prozessschritte A' und B' führt.
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Der
Stabilisator 25 ist gewissermassen die erste Verdampferstufe
und immer in Betrieb und kühlt die
Kältemittelflüssigkeit
je nach Tauschergüte
(„thermischer
Länge") praktisch herunter
bis zur Verdampfungstemperatur (die „thermische Länge" des Warmetauschers
ist dabei ein Mass für
die Annäherung der
Ausgangstemperaturen auf der Primär- bzw. Sekundärseite des
Wärmetauschers
an die jeweiligen Eintrittstemperaturen der (entgegengesetzten)
Sekundär-
bzw. Primärseite;
bei einem Wärmetauscher mit
einer grossen thermischen Länge
sind diese beiden Temperaturen annähernd gleich). Die zweite Verdampferstufe
wird durch den Verdampfer 14 selbst gebildet. Eine dritte
Verdampferstufe ergibt sich, wenn der IWT 26 zur Verdampfung
von Restflüssigkeit
eingesetzt wird, wie dies im Diagramm der 7 gezeigt
ist.
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Durch
den Stabilisator 25 ist der Kältemittelstrom nach dem Expansionsventil 15 beim
Eintritt in die erste Verdampferstufe (Stabilisator 25)
praktisch ohne oder nur mit geringfügigem Dampfanteil durchsetzt.
Dieser Umstand bringt auch Vorteile in Bezug auf eine Fehlverteilung
bei z.B. Plattenwärmetauschern.
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Je
nach Eintrittstemperatur der Kältemittelflüssigkeit
in diese erste Verdampferstufe (abhängig vom vorangehenden Prozess,
resp. der Eintrittstemperatur in den IWT bzw. die dritte Verdampferstufe 26,
der Güte
des Wärmetauschers,
etc.) wird mehr oder weniger Flüssigkeit
für die
Stabilisierung verdampft. Dieser Verdampfungsprozess bringt keine
direkte Leistungssteigerung der Anlage und dient nur der Konstanthaltung
des Prozesses (indirekte Leistungssteigerung), welcher sonst durch
den Einsatz eines thermisch langen Wärmetauschers als IWT sehr unstabil
und kaum beherrschbar wird, speziell wenn in dieser Stufe verdampft
wird (dritte Verdampfungsstufe; 7).
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Selbstverständlich ist
diese Art der Stabilisierung nicht auf Systeme mit Zweistufenverdampfung (mit
dem IWT 26 als zweite Verdampfungsstufe) beschränkt, sondern
bietet auch bei allen herkömmlichen
Verdampfungsprozessen wie z.B. der Trockenexparision Vorteile.
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Die
zweite Verdampfungsstufe, der eigentliche Verdampfer 14,
welcher ein Sekundärmedium (Wasser,
Sole, Luft, etc.) herunterkühlt,
wird so mit einem je nach Prozess variierenden Anteil an bereits verdampftem
Kältemittel
(ca. 0–45%,
je nach Kältemittel)
angefahren. Die Austrittsbedingungen des Kältemittels aus dieser zweiten
Stufe können
je nach Kältemittelflüssigkeits-Eintrittstemperatur
in den IWT 26 unterschiedlich sein: Das austretende Kältemittel kann
gasförmig überhitzt
sein (6) oder in Form von Nassdampf vorliegen (7).
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Es
wird angestrebt, diese zweite Verdampferstufe 14 mit einer
minimalen Überhitzung
(1–8K) zu
verlassen, wenn nicht auf kleinste Temperaturdifferenzen des Sekundärmediums
(Sole etc.) zu achten ist und deshalb auch die Verdampfungstemperatur
nicht gesenkt wird (andernfalls wird auf der Grenzlinie aus dem
Verdampfer 14 ausgetreten mit ca. Sattdampf oh ne Überhitzung).
Die dritte Stufe, der IWT 26, dient dann ausschliesslich
der Überhitzung des
Arbeitsmediums bzw. Kältemittels
(6).
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Geht
dies wegen der vorgängig
erwähnten Einsatzbedingungen
der Verdichter oder zu hoher Heissgastemperaturen nicht, muss das
Kältemittel die
zweite Verdampferstufe (Verdampfer 14) mit einem Anteil
Flüssigkeit
verlassen, welcher in der dritten Stufe verdampft und so die Sauggaseintrittstemperatur
des Kältemittels
in den Verdichter 12 auf einen zulässigen Wert begrenzt (7).
Der Interne Wärmeaustauscher 26 bildet
jetzt zusammen mit dem eigentlichen Verdampfer 14 einen
Zweistufenverdampfer (ZSV). Zusammen mit dem Stabilisator 25 als
weiterer Verdampferstufe ergibt sich insgesamt ein Dreistufenverdampfer 25, 14, 26.
Der Anteil flüssigen
Kältemittels
in der letzten Verdampferstufe, dem IWT 26, ist dabei in
jedem Fall ein Verlust, da dieser Anteil der Verdampferleistung
nicht dem abzukühlenden
Sekundärmedium
(Sole etc.) zu gute kommt.
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Der
Betrieb der Anlage mit Stabilisator 25 und rein überhitzendem
Internem Wärmetauscher IWT
bzw. dritter Verdampfungsstufe 26 lässt sich wie folgt beschreiben:
In der ersten Verdampferstufe (Stabilisator 25) wird Kältemittel
verdampft, um die Kältemittelflüssigkeit
bis nahe an die Verdampfungstemperatur herunter zu kühlen und
so einen stabilen Betrieb zu erhalten. In der zweiten Verdampferstufe (Verdampfer 14)
wird dann Kältemittel
verdampft, um mit dem kleinstmöglichen
Massenstrom die grösstmögliche Leistung
zu übertragen
(definiert durch einen Prozess, bei welchem der gleiche Massenstrom durch
alle Leitungen fliesst). Dabei wird ein thermisch langer Interner
Wärmetauscher 26 benutzt,
um die Kältemittelflüssigkeit
durch die kalten Sauggase möglichst
tief hinunter zu kühlen.
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Erwärmen sich
dabei die Sauggase unzulässig
hoch, wird diese Erwärmung
begrenzt durch eine Restverdampfung des Kältemittels auf der Saugseite im
Wärmetauscher 26 (7),
was einen Einfluss auf die Kältemittelflüssigkeitstemperatur
hat, welche stärker
abgesenkt wird als ohne diese Restverdampfung, jedoch auch die Sauggastemperatur
begrenzt und im Prozess gegenüber
einer reinen Saugdampfüberhitzung
ohne Begrenzung der Sauggastemperatur einen Verlust an Kälteleistung
bedeutet. Da die Stabilisierung bereits durch den Stabilisator 25 erfolgt,
kann die Anlage in beiden Betriebsarten (6 oder 7)
gefahren werden: Je nach Anforderung kann der Wärmetauscher 26 als „trockener" Überhitzer oder als zusätzliche
dritte Verdampfungsstufe betrieben werden. Ob die erste oder zweite
Betriebsart vorliegt, wird nur durch die Kältemittelflüssigkeitseintrittstemperaturen
in den Wärmetauscher 26 und
die Sauggasaustrittstemperatur (Einsatzgrenzen der Verdichter, Öl, Heissgastemperatur)
bestimmt und kann sich deshalb z.B. im Tages- und/oder Jahresverlauf
und ebenso bei einer Betriebspunktumschaltung (z.B. Bedarf von Sole
einmal bei 0°C
und einmal bei –25°C) ständig ändern.
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Wird
zusätzlich
die Anlage aus mehreren einzelnen, weitgehend gleichartigen Modulen
aufgebaut, kann man mit demselben Modul ein Temperaturregime von
Wärmepumpen-,
Klima- bis Tiefkühltemperaturen
fahren (Verdichter mit starkem Motor, elektronischem Einspritzventil,
richtiger Bestimmung der Wärmetauscher)
und praktisch jedes Leistungsspektrum abdecken durch die Frequenzregelung
und die Anzahl der vorhandenen bzw. eingeschalteten Module und dies
mit der immer gleichen Technik (gleichartigen Modulen). Eine besonders
hohe Wirtschaftlichkeit lässt
sich dabei dadurch erreichen, dass in jedem der Module mit dem kleinstmöglichen Massenstrom
kälteseitig
die grösstmögliche Leistung im
Verdampfer 14 an das Sekundärmedium übertragen wird. Selbstverständlich kann
die Kälteanlage durch
zusätzliche
Komponenten erweitert werden, wie dies in 5 für die Kälteanlage 40' beispielhaft dargestellt
ist. in diesem Ausführungsbeispiel
ist zwischen dem Verdichter 12 und dem Kondensator 11 zusätzlich ein
Abwärmenutzungstauscher 27 eingefügt, der
durch Wärmeaustausch
mit einem über
die Verbindungsleitungen 29 und 31 zu- und weggeführten externen
Medium einen Teil der Kompressionswärme abführt. Desgleichen kann zwischen
dem Kondensator 11 und dem Internen Wärmetauscher 26 ein
externer Unterkühler 28 eingefügt sein,
der durch Wärmeaustausch
mit einem über
die Verbindungsleitungen 32 und 33 zu- und weggeführten externen
Medium eine erste Unterkühlung
des kondensierten Kältemittels
bewirkt.
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Diese
Mehrstufenunterkühlung
eröffnet durch
eine externe Begrenzung der Sauggastemperaturen die Möglichkeit,
die Sauggastemperatur als Sicherheit zu begrenzen. Jede weitere
Abkühlung der
Kältemittelflüssigkeit
nach dem Kondensator 11 und vor dem IWT 26 durch
einen oder mehrere externe Unterkühler 28 ist in jedem
Fall ein Leistungsgewinn und sollte – wenn möglich – vorgesehen werden. Die unteren
Grenzen werden wiederum durch die Einsatzgrenzen der Verdichter 12 bestimmt.
In Extremfällen
könnte
eine zu geringe Gesamtüberhitzung
erfolgen und der Verdichter 12 könnte durch Flüssigkeitsschläge zerstört werden.
Weiterhin sind auch immer die tiefstmöglichen Kondensationstemperaturen
anzustreben.
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Geht
man von einem Betrieb im Sommer aus, so wird oft an den heissesten
Tagen die grösste Kälteleistung
benötigt.
Die Aussentemperatur bestimmt bei luftgekühlten Verflüssigern den Verflüssigungsdruck
(Temperatur) und die Kältemittelflüssigkeitstemperatur
in dem IWT 26. Dabei können
die Sauggastemperaturen einen zu hohen Wert erreichen (Begrenzung
durch den externen Unterkühler 28 oder
Verdampfung im IWT 26 als dritter Verdampfungsstufe; bei
diesen hohen Sauggastemperaturen ist ein externer Unterkühler 28 am
wirkungsvollsten).
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Sinkt
die Lufttemperatur in der Nacht oder im Winter, kann oder soll mit
tieferen Kondensationstemperaturen gefahren werden, was automatisch
tiefere Kältemittelflüssigkeitstemperatur
in dem IWT 26 zur Folge hat, so dass die Sauggastemperatur
nicht mehr begrenzt werden muss und der IWT 26 als Wärmetauscher
ohne Verdampfung funktioniert. Auch der externe Unterkühler 28 kann
hier noch eine Leistungssteigerung bewirken, jedoch nie mehr in
dem Masse wie im Sommer. Dabei verdampft im Stabilisator 25 je
nach Sommer- oder Winter-, Tag- oder Nachtbetrieb, mit oder ohne
externen Unterkühler 28, unterschiedlich
viel Kältemittel.
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Es
versteht sich von selbst, dass sich die vorstehenden Erläuterungen
zwar nur auf eine Kälteanlage
bezogen haben, dass sich die dargestellten Lösungsprinzipien im Rahmen der
Erfindung jedoch ohne weiteres auf andere thermodynamische Anlage der
Klima- und Heiztechnik anwenden lassen. Die Bauarten der eingesetzten
Wärmetauscher
können dabei
beliebig sein (z.B. Plattenwärmeaustauscher oder
andere).
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Insgesamt
ergibt sich mit der Erfindung eine hocheffiziente thermodynamische
Anlage mit besonders stabilem Betriebsverhalten, die sich durch
einen sehr einfachen Aufbau auszeichnet.
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- 10,
20, 30, 40, 40'
- Kälteanlage
- 11
- Kondensator
- 12
- Verdichter
- 13
- Wärmetauscher
- 14
- Verdampfer
- 15
- Expansionsventil
(Einspritzventil)
- 16,
17
- Verbindungsleitung
- 18,
19
- Verbindungsleitung
- 21
- Verdampfer
- 22
- Zweistufen-Verdampfer
- 23
- erste
Verdampferstufe
- 24
- zweite
Verdampferstufe
- 25
- Stabilisator
- 26
- interner
Wärmetauscher
(IWT)
- 27
- Abwärmenutzungstauscher
- 28
- externer
Unterkühler
- 29,
31
- Verbindungsleitung
- 32,
33
- Verbindungsleitung