DE3343398A1 - Stufenlos regelbare waermepumpen-heizanlage mit kontinuierlich arbeitenden betriebssystemen - Google Patents

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Stufenlos regelbare Wärmepumpen-Heizanlage mit kontinuierlich und wirtschaftlich arbeitenden Betriebssystemen

1. Zum technischen Stand von Kompressionswärnepumpen-Heiζanlagen

1.1 Allgemeine Bemerkungen

Wärmepumpen-Heizanlagen werden zur Wärmeversorgung von Ein- und Mehrfamilienhäusern, Hallenschwimmbädern und größeren Gebäudeeinheiten eingesetzt. Sie überdecken den Heizleistungsbereich von etwa 10 kW bishin zu mehreren 1000 kW. Der Leistungsanteil der Wärmepumpe an der -installierten Gesamtanlagenheialeistung eines Wärmeversorgungssystems beträgt etwa 4O-LO%/ womit erfahrungsgemäß bis zu 90% des Jahresenergiebedarfs dieser Einrichtungen energetisch günstig mit der Wärmepumpe produziert werden können. Der fehlende Anteil am Gesamtbetrag des Jahresenergiebedarfs wird mit Spitzenlastkesseln erzeugt.

Für die ersten realisierten Kompressions-Wärmepumpenheizanlagen wurden als Verdichterantriebe Elektromotore verwendet. Bei größeren Anlagen werden in neuerer Zeit diese Antriebe von den energetisch günstigeren Verbrennungsmotoren, vor allem vom Gasmotor und vom Dieselmotor verdrängt.

Verbrennungsmotorisch eingetriebene Wärmepumpen nutzen auch die Motorabwärme als Wärmequelle und speisen diese Energie direkt in den Heizwasserkreislauf des Wärmeversorgupgssystems e± . Sie sind aus der Sicht der eingesetzten Primärenergie/ bezogen auf fossile Energieträger, für den Wärmepumpenbetrieb dem Elektromotorantrieb überlegen, erfordern aber einen höheren Aufwand an Anlagentechnik und Wartungsmaßnahmen. Außerdem emittieren sie mehr oder weniger umweltfreundliches Abgas in die Atmosphäre.

Bezogen auf die für die Wärmeerzeugung in den verschiedenartigen Heizanlagen für die mechanischen VerdicJhterantriebe und für die zur Spitzenlastkesselbefeuerung eingesetzten fossilen Energieträgermengen ergeben sich unterschiedliche Heizleistungsziffern.

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Sie wurden für ein Anlagenbeispiel mit einer Gesamtanlagen-Heizleistung von 2250 kW berechnet und in der Tabelle 1 zusammengestellt.

Tabelle 1:

Heizleistungsziffern verschiedener Heizanlagen mit einer Spitzenleistung von 2250 kW und einem Leistungsanteil der Wärmepumpe von 1000 kW

Heizanlagentyp	Heizleistungsziffer Qn/Qfos.
Heizkesselanlage (HK) HK + Elektromotor-WP HK + Gasmotor-WP HK + Dieselmotor-WP	0,75 - 0,85 1,00 '- 1,10 1,55 - 1,65 1,70 - 1,80

Die angegebenen Leistungsziffern der einzelnen Heizanlagen beziehen sich auf den Anlagenvollastpunkt. Sie wurden tür ein 70/50° C Heizsystem mit den Stoffwerten des Kältemittels| R 12 bei einer Verdampfertemperatur von 0° C ermittelt. In allen Heizanlagen sind die Betriebssysteme thermohydraulisch in Serie geschaltet.

Nicht berücksichtigt ist der mechanische Energiebedarf für die zahlreichen Förderpumpen und Gebläse in den einzelnen Anlagenbetriebssystemen.

Gemäß Tabelle 1 müßte eigentlich bei den errichteten größeres Wänsspasipenaiilagen der Dieselmotorantrieb aufgrund seiner höchsten Leistungsziffer dominieren. Die umweltbelastende Abgasemission (SO2 und NO_x) begrenzt jedoch seinen Einsatz. Bevorzugt wird deshalb der Gcismotor mit seinen besseren Abgaswerten verwendet.

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1«2 Betriebsweise von Wärmepumpen-Heizanlagen 1.2.1 Thermodynamischer Kreisprozeß

Kompressions-Wärmepumpen arbeiten nach dem gleichen Prinzip wie Kompressions-Kälteanlagen. Unterschiedlich sind die Kreislauftemperaturen und daraus resultierend das optimale Betriebsmedium.

Abb. 1 zeigt den Wärmepumpen-Kreisprozeß mit den Prozeßdaten einer Gasmotor-Wärmepumpe im Mollier-Diagramm des Kältemittels R 12 für ein 7O/5O°C Heizsystem und eine thermohydraulische Reihenschaltung der Heizanlagenbetriebssysteme.

Der Kreisprozeß arbeitet mit einer Kaltseitentemperatur von 0° C im Kältemittelverdampfer und einer Verflüssigertemperatur von 61,5° C.

Mit diesen Prozeßdaten läßt sich für eine gasmotorisch angetriebene Wärmepumpe unter Berücksichtigung der Komponentenwirkungsgrade (Motor, Verdichter und Motorabwärmenutzung) eine reale Heizleistungsziffer von 1,65 errechnen (siehe Tabelle 1).

Heucige, gasmotorisch und elektromotorisch angetriebene Wärmepumpen arbeiten mit diesem in Abb. 1 dargestellten Kreisprozeß, jedoch mit unterschiedlichen Sättigungstemperaturen im Kaltemittelverflüssiger. In diesem Kreisprozeß kann das Kältemittelkondensat im Verflüssiger vom Kühlmedien, dem eintretenden Heizwasserstrom, nur auf etwa 56* C abgekühlt werden.

Aus diesem Zustand wird das Kondensat im Expansionsventil auf den Kaltsextendruck mit konstanter Enthalpie entspannt.

Vergleicht man die Kältemittelzustände vor und nach dem j Expansionsventil, so hat sich das Kondensat (Sättigungstemperatur 56"C, Dampfgehalt 0) in ein Zweiphasengemisch mit einer Sättigungstemperatur von 0° C und einem Dampfgehalt von 0,366 umgewandelt.

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Mit einer einfachen Maßnahme, einer erweiterten zur Brauchwassererwärmung zunutzendeh Kondensatunterkühlung, ließe sich der parasitäre Dampfanteil in dem gesättigten Kältemittel nach dem Expansionsventil auf 10% senken und damit dxe Verdichterantriebsleistung bei gleicher Wärmepumpenheizleistung reduzieren. Die erweiterte Kondensatunterkühlung und der daraus resultierende verbesserte Wärmepumpen-Kreisprozeß ist in Abb. 1 gestrichtelt dargestellt.

Während bei den bisher realisierten Wärmeputnpenanlagen das Brauchwasser von Schwimmbädern mit Energie aus dem Heizwasserkreislauf aufgeheizt wurde und damit auch in der Kaltemxttelverflüssxgerleistung enthalten war, reduziert- sich in dem Kreisprozeß mit einer erweiterten Kcndensatunterkühlung nicht nur die Verdichterantriebsleistung, sondern auch die Leistung des Kältemittelverflüssigers.

Am Vollastpunkt dieser Anlage könnte Brauchwasser von 10° C bis auf 50° C in einem Gegenstrom-Kondensatunterkühler aufgheizt werden.

Die Kältemittelverdamperleistung ist in beiden Kreisprozessen die gleiche.

Die Heizleistungsziffer einer Gasmotorwäriaepumpe verbessert sich mit der Nutzung der erweiterten Kondensatunterkühlung von 1/65 auf 1,97. Sie bedeutet eine Kraftstoffeinsparung gegenüber den konventionellen Wärmepumpenanlagen von Λ° 4% am Vollastpunkt der Wärmepumpe, und zwar unabhängig von der Antriebsart.

1.2.2 Verfahrenstechnische Schaltung der Heizanlagen-Betriebssysteme und ihre Auswirkung auf den thermodynamischen Wärmepumpen-Kreisprozeß.

In ausgeführten Wärmepumpen-Heizanlagen findet man sowohl die thermohydraulische Serienschaltung der einzelnen Betriebssysteme als auch ihre Parallelschaltung.

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Während bei einer thermohydraulisciien Serienschaltung der Heizanlagen-Betriebssystesie, die Wärmepumpe ö.en unteren Temperaturhub im Heizwasserkreislauf übernimmt und mit den Spitzenlastkesseln das Heizwasser auf die erforderliche Eeizwasservorlauftemperatur von 7O° C nachgeheizt wird, arbeiten bei der thermohydraulisehen Parallelschaltung Wärmepumpe und Spitzenlastkessel mit dem gleichen Temperaturhub, und beide Betriebssysteme erzeugen ihre Heizwärme mit der geforderten Heizwasservorlauftemperatur von 7O° C am Heizaniagenvollai-tpunkt.

In Abb. 2 sind die Wärmeaustauschdiagrainme einer gasmotorisch angetriebenen Wärmepumpe für den Vollasthetriebszustand bei einer Reihenschaltung und bei einer Parallelschaltung der Heizanlagenbetriebssysteme dargestellt.

Beide Wärmepumpen arbeiten mit einer Verdampfertemperatur von 0° C und entziehen ihre Wärme einem Grundwasserstrom von 1O°C. Das Grundwasser wird auf 5-6° C im Kältemittel-Verdampfer abgekühlt.

Unterschiedlich sind dagegen die Kondensationstemperaturen beider Systeme im Verflüssiger und damit ihre vom Verdichter aufgenommene mechanische Antriebsleistungen. Die Kondensationstemperaturen im Kältemitte!verflüssiger werden in beiden Fällen vom kühlenden Heizwasserstrom aufgeprägt.

Unter der Voraussetzung gleicher Grädigkeiten zwischen den wärmeaiistauschmedieii {Kältemittel und Keizwasser) von 6K,-ergibt sich im Parallelbetrieb eine Verflüssigertemperatur von 68° C und im Serienbetrieb eine von 61/5° C.

Die Verdichterantriebsleistungen beider Wärmepumpen betragen bei einer Wärmepumpenheizleistung von 1000 kW ohne zusätzliche Kojidejisatunterkühlimg,212 kW für die Parallelanlage und 202 kW für die Serienanlage und 176 bzw. 167 kW bei einer Nutzung der erweiterten Kondensatunterkühlung.

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Um die Neigung der Äufheizgeraden des Heizwasserstromes bei den verbrennungsmotorisch angetriebenen Wärmepumpen festlegen zu können, werden die nutzbaren Motorabwärmemengen der Antriebe/ unterschiedlicher Leistung, auf die spezifische Enthalpie des Kältemittels umgerechnet und zur Enthalpie des Kältemittels addiert. Die Kreisprozeßdaten werden in beiden Fällen mit eineia iterativen Rechenprozeß graphisch ermittelt.

1.2.3 Leistungsanpassung in Wärmepumpen-Heizanlagen und ihre Auswirkungen auf die Wärmespeicherung und den Kraftbedarf des Kompressorantriebes.

Die Leistungsanpassung in Wärmepumpen-Heizanlagen wird bei den ausgeführten Heizanlagen nach zwei Methoden realisiert.

- mit dem taktenden Vollastbetrieö der monovalent arbeitenden Wärmepumpe im unteren Heizanlagen-Teillastbereich und mit einem Vollastdauerbetrieb der Wärmepumpe und einem taktenden Vollastbetrieb der Spitsenlastkessel ist bivalenten oberen Heizanlagen-Teillastbereich oder

- mit einer kontinuierlichen Lastanpassung der moncvalent arbeitenden Wärmepumpe im unteren Heizanlagen-Teillastbereich und mit einem Vollastdauerbetrieb der Wärmepumpe und mit modulierend arbeitenden Spitzenlastkesseln ! im bivalenten oberen Heizanlagen-Teillastbereich

Beim Taktbetrieb von Wärmepumpe oder Spitzenlastkessel muß die vom Bedarf abweichende überschußwärme ir« einem Wärmespeicher zwischengespeichert werden. Sobald der Speicher geladen ist, schaltet das erzeugende Betriebssystem ab, und die Wärmeversorgung übernimmt bis zu seiner Entleerung der Speicher. Anschließend geht das Betriebssystem wieder in Funktion, und der Zyklus beginnt von Neuem.

In den Vollasttaktbetriebsfällen arbeiten die Betriebssysteme mit konstanten j- maximalen, ihnen vorgegebenen Hsiz-^ wasservoriauf- und Rücklauftemperdturen (siehe Abb. 3).

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Die Anpassung der Heizwassertemperaturen wird vor der Heizwasserverteilerstatxon in einer Mischeinrichtung vorgenommen .

Beim Vollasttaktbetrieb arbeiten zwar beide wärmeerzeugenden Betriebssysteme mit ihrem höchsten Wirkungsgrad, die Wärmepumpe jedoch nur asu Vollastpunkt der Heizanlage mit dem auf diesen Betriebspunkt fixierten geringsten spezifischen Brennstoffverbrauch, da die Wärmepumpe ihre Heizenergie nur am Heizanlagenvollastpunkt bei der von den Verbrauchern verlang en Heizwasservor- und Rücklauftemperatur bereitstellt-

Der Vollasttaktbetrieb erfordert zudem große Wärmespeicherkapazitäten, um die Laufzeiten des Motors und des Spitzenlastkessels innerhalb der Taktsequenz auf ihre speziellen betriebstechnischen Anforderungen anpassen zu können.

Abb. 3 -zei-,t für drei verschiedene Betriebssögüchkeiten von Wärmöpunpen-Heizanlagen idealisiert dargestellte Betriebstemperaturverhältnisse im Heizanlagen-Teillastbereich, und zwar für den. thermohydraulischen Parallelbetrieb der Heizanlagenbetriebssysteme und für den thermohydraulischen Serienbetrieb.

Für beide Heizanlagentypen sind die Betriebstemperaturverhältnisse für am Vollastpunkt taktende Wärmepumpen dargestellt.

Für den vorteilhafteren thermohydraulischen Serienbetrieb wurde zusätzlich ein verbesserter kontinuierlicher Idealbetrieb der Wärmepumpe dargestellt, mit dem sich die erforderliche Wärmespeicherkapazität drastisch reduzieren ließe und mit dem die Wärmepumpe ihre Heizenergie immer mit den vom Heizsystem geforderten Heizwasservorlauftemperaturen und Haizwasserrücklauftemperaturen erzeugt; und zwar energetisch günstig über eine Anpassung des Verdichterenddruckes im Kältemittelverdichter und im Verflüssiger, kombiniert mit einer Kältemittelmengenregelung am Verdichter im monovalenten und bivalenten Wärmepumpen-Teillastbereich.

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Nach dem heutigen Stand der Technik wird die kontinuierliche Lastanpassung bei monovalent arbeitenden Wärmepumpen dadurch versucht, daß in einem begrenzten Teillastbereich der Wärmepumpen, nur der Kältemittelmengenstrom am Kältemittelverdichter kontinuierlich geregelt wird.

Technische Au_Uhrungen solcher Verdichter sind der Kolbenverdichter mit einer Kolbenabschaltung und der schiebergesteuert Schraubenverdichter.

Während am Kolbenverdichter die Mengenregelung mit der Kolbenabschaltung gestuft vorgenommen wird urjd die kontinuierliche Mengenregelung über eine Drehzahlanpassung des Antriebsmotors erreicht wird, arbeitet der schiebergesteuerte Schraubenverdichter direkt mit einer kontinuierlichen Mengenregelung und kommt deshalb ohne Drehzahlanpassung des Antriebsraotors aus. Schiebergesteuerte Schraubenverdichter werden deshalb in Wärmepumpen-Heizanlagen verwendet, die gleichzeitig ihre elektrische Energie für die Anlagenhilfsantriebe erzeugen.

Da beide Verdichterbauarten nach dem Verdrängungsprinzip und mit einem konstanten, festeingebauten Volume: verhältnis arbeiten, läßt sich mit beiden Bauarten zwar der geförderte Kältemittelmengenstrom im Kältemittelkreislauf kontinuierlich regeln _f nicht aber das Verdichtungsverhältnis des Verdichters auf die nach Abb. 3 erforderlichen Heizwasserbetriebstemperaturen im Heizanlagen-Teillastbereich anpassen. Das bedeutet, mit abnehmenden Temperatursollwerten im Wärmepumpenvor- und -rücklauf des Heizwasserkreislaufes paßt sich zwar im Heizanlagen-Teillastbereich der Verflüssigungsdruck im Kältemittelkondensator, nicht aber der Verdichtungsenddruck im Kältemittelverdichter den Prozeßbedingungen an, d.h. der Verdichter arbeitet weiterhin mit dem festen, für den Heizanlagenvollastpunkt gültigen Verdichtungsverhältnis. Der vom Verdichter aufzubringende Kraftbedarf ist deshalb im Wärmepumpen-Teillastbereich höher als er mit einem kontinuierlich angepaßten Verdichtungsverhältnis im Verdichter erforderlich wäre.

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Berücksichtigt man die abnehmende Wirkungsgrade vom Antriebsmotor und vom Verdichter in ihren Teillastbetriebsbereichen/ so arbeiten die heute realisierten, in einem begrenzten Wärmepuinpen-Teillastbereich kontinuierlich arbeitenden Wärmepumpenanlagen energetisch nicht günstiger als am Vollastpunkt taktende Wärmepumpen.

Als einziger Vorteil der in einem begrenzten Wärmepumpen-Teillastbereich kontinuierlich arbeitenden Anlagen verbleibt letztlich eine Reduzierung der erforderlichen Wärmespeicherkapazität, die sich in einem kaum merklichen reduzierten Änlageriinvestment niederschlägt.

Betriebstechnische Schwierigkeiten mit der Kolbenabschaltung am Kolbenverdichter, Schwingungsprobleme, zu hohe Wirkungsgradeinbußen aufgrund des überhöhten Kr^tbedarfs und ein übermäßiger Kraftbedarf für die Anlagenhilfsantriebs sind die Ursachen für die Teillastbegrenzung der heutigen Wärmepumpenheizanlagen .

Wegen der fehlenden kontinuierlichen Anpassung des Verdichtungsverhältnisses im Verdichter können die heutigen Wärmepumpenanlagen auch die vorteilhafte Druckanpassung im Verdampfer des Kältemittelkreislaufs bei wechselnden Wärmequellentemperaturen nicht wirkungsvoll nutzen.

Eine solche Druckanpassung ist bei Wärmepumpen-Heizanlagen von Vorteil, die mehrere Wärmequellen gleichzeitig oder alternativ nutzen, z.B. im Winterbetrieb lOgrädiges Grundwasser und ir Sommer 16-24grädiges Oberflächen- oder Seewasser und gleichzeitig die Iiuftentfeuchtung bei der Gebäude-! klimatisierung ausführen oder bei ümgebungsluft nutzenden Wärmepumpen.

Eine andere Anwendung dieser Druckanpassung ist der kombinierte Kälte- und Wärmepumpenprozeß bei gleichzeitigem Betrieb einer Eissportanlage und eines Hallenschwimmbades, bei dem nicht nur die Kalt- und Heißseitentemperatur im kombinierten Prozeß variieren, sondern auch die Zwischentempe-r raturen, wenn die Abwärmemenge der Exsanlage für den Wärmepumpenbetrieb zu gering oder zu hoch ist und deshalb aus demf?

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unteren Teilprozeß Wärme abgeführt oder dem oberen Teilprozeß zugeführt werden muß.

Aufgabenstellung und Problemlösungen

Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, eine energetisch und betriebstechnisch verbesserte Wärmepumpen-Heiz-Anlage mit folgenden Problemlösungen zu realisieren:

- verbesserte Ausnutzung des thermodynamischen Wärmepumpen-Kreisprozesses

- Reduktion des Kraftbedarfs am Kältemittelverdichter im kontinuierlichen Teillastbetrieb und die Erweiterung des energetisch verbesserten Teillastbetriebsbereichs ^

- Reduktion des Kraftbedarfs der Anlagenhilfsantriebe

- Reduktion der Investitionskosten

Eine verbesserte Ausnutzung des thermodynamischen Wärmepumpen-Kreisprozesses wird erfindungsgemäß dadurch erreicht, daß gemäß Abb. 1 die bisher zu Heizzwecken nicht genutzte Kondensatunterkühlung zwischen 56° C u. 16° C, beispielsweise bei einem 70/50° C Heizsystem in einem separaten Gegenstromwärmetauscher zur Brauchwassererwärmung genutzt wird.

Durch diese vorteilhafte Maßnahme reduziert sich bei gleichbleibender Wärmepumpenheizleistung nicht nur die installierte Verflüssigerleistung, sondern auch die Verdichterantriebsleistung der Wärmepumpe am Heizanlagen-Vollastpunkt um über 18% gegenüber den heutigen Wärmepumpen .

Ein weiterer erfindungsgemäßer Gedanke und eine die Reduktion der Verdichterantriebsleistung im Wärmepuinpen-Teillastbereich bewirkende Maßnahme ist, die gemeinsame | kontinuierliche Anpassung des Verdichtungsverhältnisses im Verdichter auf die im Wärmepumpen-Teillastbereich reduzierten Sättigungsdrücke im Kältemittelverflüssiger, gemäß Abb. 3 c und des vom Verdichter zu fördernden

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Kältemitteimengenstroms an diese Wärmepumpen-Lastzustände.

Dieser Gedanke wird dadurch realisiert, daß der Kältemittelverdichter eine Vorrichtung zur kontinuierlichen Kälteinittelmengenregelung und eine Vorrichtung zur kontinuierlichen internen Volumenverhältnisanpassung enthält. Dieser Verdichter kann beispielsweise ein schiebergesteuerter Schraubenverdichter mit einer vom Gegendruck gesteuerten, beweglichen Auslaßbrille sein.

Ein solcher Verdichter erlaubt zudem auch die Anpassung des Verdampferdruckes an die Wärmequellentemperatur und reduziert damit zusätzlich die Antriebsleistungen im unteren Teillast-Bereich von Wärmepumpen, z.B. während der Sommerzeit. Zudem verbessert er die Wirtschaftlichkeit von Kälteanlagen und kombinierten Kälte-- und Wärmepumpenanlagen .

Hit dieser Maßnahme läßt sich zum einen die wirtschaftliche Betriebsweise auf den Gesamtanlagen-Teillastbereich von 100-10% ausdehnen und zum anderen, gegenüber den heutigen, am Vollastpunkt taktenden Wärmepumpen im Jahresmittel eine Energieeinsparung von nahezu 10% erzielen, und zwar zusätzlich zur genutzten erweiterten Kondensatunterkühlung; Außerdem bewirkt diese Maßnahme eine drastische Reduktion der Wärmespeicherkapazität, wodurch sich die Investitionskosten in einem erheblichen Maße reduzieren dürften.

Mit der stufenlosen Betriebsweise einer solchen Wärmepumpen-Heizanlage und dem ausgedehnten Teillastbereich der Wärmepumpe ist erstmals eine sinnvolle Festlegung von in Serie gefertigten Leistungsgrößen möglich. Hierdurch reduzieren sich nicht nur die Herstellkosten, sondern auch die Kosten für die Anlagenplanung und für das Detailengineerin Die Einsatzflexibilität dieser Anlage ist ungleich höher als die der bisher errichteten taktenden Wärmepumpen-Heizanlagen.

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Positiv auswirken wird sich außerdem der kontinuierliche Anlagenbetrieb auf die Lebensdauer der kritischen Anlagen— komponenten (Verdichter und Verbrennungsmotor) und auf den Aufwand für die Wartung und Instandhaltung der Anlage»

Für die Reduktion des Kraftbedarfs der Anlagenhilfsantriebe im kontinuierlichen Anlagenteillastbetrieb ist es besonders vorteilhaft, wann die Anlagenbetriebssysteme thermohydraulisch in Serie geschaltet sind und die Heizwasserströme gemäß den verfahrenstechnischen Fließbildern nach Abb. 4 und Abb. 6 geschaltet werden.

Durch diese Maßnahme werden die Druckverluste auf der Heizwasserseite minimiert und gleichzeitig eine für den Verbrennungsmotor schonende Betriebsweise realisiert.

Zu einer Reduktion der Anlageninvestitionskosten tragen vor allem der aus dem kontinuierlichen Wärmepumpenbetrieb resultierende erheblich geringere Aufwand für die Wärmezwischenspeicherung (Speicherraum und Speicherstellfläche) und die reduzierten Herstellkosten der in Serie gefertigten Leistungsgrößen bei.

Eine weitere Maßnahme zur Senkung der Investitionskosten ist die Integration und der Betrieb dieser Anlagen in einem Standard-Container. Hierdurch verbilligen sich die bautechnischen Maßnahmen am Anlagenstandort erheblich (kostengünstige freie Aufstellung der Anlage und kostengünstige Rohrleitungsführung).

Außerdem erlaubt die Containerbauweise erstmals die kostengünstige Heizanlagen-Sanierung in bestehenden Gebäuden, die bauseits keine internen Stellflächen bereitstellen können.

3. Technisches Konzept der stufenlos regelbaren Wärmepumpen-Heizanlage mit kontinuierlich und wirtschaftlich arbeitenden Betriebssystemen

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3.1 Aufbau und Funktionsweise

Die Heizanlage besteht aus einer kontinuierlich arbeitenden, verbrennungsmotorisch-angetriebenen Wärmepumpe, einem Wärmespeicher, einem oder zwei Spitzenlastkesseln mit modulierend arbeitenden Brennern sowie aus einer oder aus mehreren Heizwasserverteiler- und Rücklaufsatrnne!Stationen. Die Betriebssysteme sind vorteilhaft so miteinander verschaltet, daß die Wärmeversorgung der Verbraucher über die Heizwasserverteilerstationen von den Heizanlagen-Betriebssystemen gemeinsam oder einzeln übernommen werden kann. Mit dieser verfahrenstechnischen Schaltweise ist auch bei Ausfall eines der Erzeugungssysteme (Wärmepumpe oder Kessel) ein weitreichender Teillastbetrieb der Heizanlage möglich.

Besonders vorteilhaft ist es, wenn bei der gemeinsamen Wärmeerzeugung alle Heizungswärmetauscher der Wärmepumpe und die Spitzenlast-kess el oder der Wärmespeicher thermohydraulisch in Serie arbeiten, wobei die Wärmepumpe den unteren Temperaturhub und die Spitzenlastkessel bzw. der Speicher die Nachheizung auf die geforderten Keizwasservorlauftemperaturen übernehmen.

Abb. 4 zeigt das verfahrenstechnische Fließbild mit den regelungstechnischen Einrichtungen der einzelnen Heizanlagen-Betriebssysteme .

3.2 Betriebszustände und Lastanpassung

Die möglichen Betriebsfälle der kontinuierlich arbeitenden Wärmepumpen-Heizanlage zeigen die Abb. 5a -5f:

Der Vollastbetrieb der Heizanlage ist schematisch in Abb.5a dargestellt. Wärmepumpe und beide Spitzenlastkessel arbeiten thermohydraulisch in Serie gemeinsam auf die Verteilerstation.

Ein Teilstrom des Heizwassers wird nach der Wärmepumpe aus dem Heizwasserkreislauf abgezweigt und über ein Verteilerventil dem Wasserkreislauf der Spitzenlastheizkessel zugeführt, in den Kesseln auf 120° C aufgeheizt und über das geregelte Mischventil der Verteilerstaticm zugeführt.

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Die Mischtemperaturen des Heizwassers in der Verteilerstation und in der Sammelstation entsprechen bei Heizanlagen-Vollast den nominellen Heizanlagen—Auslegungstemperatüren von 7O° C im Vorlauf und 50° C im Heizwasserrücklauf. f

liehen Heizleistung von 250 kW zu takten. Er erzeugt gleichzeitig die Wärme für die Nachheizung des Heizwassers von der Wärmepumpen-Vorlauftemperatur auf die erforderliche Heizanlagenvorlauftemperatur und für die Ladung des Speichers. Diesen Ladebetrieb des Speichers zeigt Abb. 5b.

Sinkt die Wärmeabnahme der Verbraucher, so reduzieren beide Heizkessel entsprechend ihre Heizleistung. Die Heiz- | anlage arbeitet mit der Wärmepumpe an ihrem Vollastpunkt j von 1000 kW und mit den Spitzenlastkesseln im kontipjierlichen Gleitbetrieb bis zu einer unteren Heizanlagenleistung von 1600 kW. Die Wärmepumpe paßt für jeden Lastfall der Heizanlage über ein spezielles Regelelement am Kältemittelverdichter den Verdichtungsenddruck des Kompressors und damit den Kondensationsdruck im Verflüssiger den geforderten Temperaturverhältnissen am Wärmepumpenaustritt des Heizwasserkreislaufs an. '

Unterhalb einer Heizleistung von 16OO kW geht der kleinere der Spitzenlastkessel außer Betriebe Die Nachheizung des von der Wärmepumpe kommenden Heizwassers übernimmt der größere der beiden Heizkessel bis zu seiner unteren kontinuierlichen Teillast von 400 kW.

Bei einer Heizleistung unterhalb 1450 kW übernimmt wieder der kleinere der beiden Heizkessel die Nachheizung des WP-Heizwassers auf die geforderte Heizanlagen-Sollwerttemperatur und der größere Kessel geht außer Betrieb.

Die Wärmepumpe arbeitet weiterhin mit ihrer maximalen Heizleistung von 1000 kW, jedoch mit im Verflüssiger eingepaßter Wärmepumpenvorlauftemperatur des Heizwassers.

Unterhalb einer Heizanlagenleistung von 1250 kW beginnt Λα*· Vlai ηηνα ΤΙαί vVaecal τη·ί ■§- CuinoT

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Die überschüssige Wärme des Kessels wird mit Kesselwasservorlauftemperatur von der Speicherladepumpe in den Speicher gesaugt. Der gleiche Mengenstrom Kaltwasser wird mit der Ladepumpe vom unteren Speicherende in den Rücklauf des Kesselwasserkreislauf gefördert.

Sobald der Speicher vollständig geladen ist, schaltet sich der Spitzenlastkessel ab.

Die Nachheizung des aus der Wärmepumpe kommenden Heizwassers auf die erforderliche i.^izwasservorlauftemperatur übernimmt jetzt mit gleichen Bedingungen das Speichersystem.

Abb. 5 c zeigt diesen Betriebsfall. Mit der Speicherbetriebs pumpe wird jötzt der bisher vom Kessel abgezweigte? Teilmengenstrom vom oberen Speicherende abgesaugt und über das Mischventil der Heizwasserverteilerstation zugeführt. Der nach der Wärmepumpe abgezweigte Teilmengenstrom des Heiz wassers, der zuvor dem Kessel zugeführt wurde, wird jetzt am unteren Ende in den Speicher befördert. Die Speicherbetriebspumpe paßt ihren Fördermengenstrom kontinuierlich dem Bedarf am Mischventil an.

Bei entladenem Speicher nimmt wieder der kleinere Spitzenlastkessel seinen Betrieb auf und der Zyklus beginnt von Neuem. Sinkt die Wärmeabnahiae der Verbraucher unter die Heizanlagenleistung von 1000 kW, so gehen Speicher und Spitzenlastkessel außer Betrieb. Die Wärmeerzeugung übernimmt jetzt vollständig die Wärmepumpe. Abb. 5 d zeigt diesen Betriebsfall.

Im Heizanlagenleistungsbereich zwischen 1000 und 250 kW

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am Kältemittelkompressor paßt über eine kontinuierliche Regelung des Kältemittelmengenstroms den Heizleistungsbedarf dem Verbrauch an und stellt den Verdichtungsenddruck im Kompressor und folglich den Kondensationsdruck im Verflüssiger auf die erforderliche Wärmepumpenvorlauftemperatur im Heiawasserkreislauf ein.

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Unterhalb einer Heizanlagenleistung von 250 kW geht die Wärmepumpe außer Betrieb und der Spitzenlastkessel mit der kleineren Leistung übernimmt im alternierenden Taktbetrieb mit dem Speicher die Wärmeversorgung der Verbraucher.

Diesen Lastfall zeigt die Abb. 5 e. Ein Teilstrom des Heizwasser rücklrvrs wird am Mischventil mit 120grädigem Kesselwasser getischt und der Heizwasserverteilerstation zugeführt. Der hierfür abgezweigte Teilmengenstrom des Kes=elwassers wird direkt aus der Heizwasserrücklauf sairunelstatior in den Kesselrücklauf eingespeist und auf 120° C aufgeheizt. Mit der überschüssigen Kesselheizenergie wird parallel zum Heizbetrieb der Speicher geladen.

Der Kessel schaltet sich ab, sobald der Speicher geladen ist, und die Versorgung der Verbraucher übernimmt bis zu seiner Entleerung der Speicher. Anschließend beginnt der Zyklus von Neuem.

Abb» 5 f zeigt den Betriebsfall der Speicherentleerung bei niedrigster Heizanlagenleistung.

Mit dieser Schaltung ist es der Heizanlage möglich, jeden auch noch so kleinen Verbraucherbedarf mit dem geforderten Temperaturniveau int kontinuierlichen Betrieb zu decken= Die Wärmepumpenstillstandszeit im Sommerschwachlastbetrieb der Heizanlage bietet eine definierte Möglichkeit zur Ausführung planmäßiger Revisionsarbeiten und zur vorsorgenden Instandhaltung.

Nach den Darstellungen in Abb. 5 e und Abu. 5 f kann auch der Kcsscinctbstrisb bsi Karsaspuispenausfall realisiert werden. Mit der installierten Kesselleistung von 1250 kW kann zusammen mit dem Speicher jeder Verbrauclwrbedarf kontinuierlich zwischen 1250 und Mindestabnahme bereitgestellt werden.

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3.3 Aufbau und Betriebsweise der Heizanlagen-Betriebssysteme

3,3.1 Spitzenlastkessel

Als Spitzenlastkessel dienen zwei parallel geschaltete konventionelle Heizkessel mit unterschiedlichen Heizleistungen (800 und 45Ο kW). Ihre Brenner arbeiten im Teillastbereich zwischen 100 und 40% Heizkesselleistung gleitend und mit nahezu ^l konstantem Wirkungsgrad.

Die Aufteilung der Kesselheizleistungen ist so gewählt, daß eine kontinuierliche Leistungsanpassung zwischen 2250 und 1000 kW und im Sommerbetrieb zwischen 250 kW und Mindestlast realisiert werden kann.

Die Heizkessel arbeiten im oberen Teillastbereich der Heizanlage parallel und einzeln im kontinuierlichen Gleitbetrieb thermohydraulisch in Serie mit der Wäriaepuiüp^. Den Heizanlagenleistungsbereich zwischen 1250 und 100O kW -übernimmt der kleinere der beiden Heizkessel zusammen mit der Wärmepumpe im Heizkesseltaktbetrieb alternierend mit dem Wärmespeicher. Ebenso übernimmt der kleinere Spitzenlastkessel den Sommerbetrieb der Heizanlage bei Wärmepumpenstillstand im alternierenden Taktbetrieb mit dem Wärmespeicher.

3.3.2 Wärmespeicher

Als Wärmespeicher ist ein Schichtwasserspeicher vorgesehen. I Er enthält eine Innenstruktur, die eine Durchmischung des zugespeisten Warm- und Kaltwassers unterbindet und mit ihr auch seine Stratifikationswirkung im Stillstand beibehält. Der Speicher anleitet im Winter im Temperaturintervall | zwischen 12O° C und 55° C und im Sommer zv/ischen 120° C und I 45° C.

Er hat ein Inhalt von 5 iu3 Wasser und hat damit eine Speicherkapazität von 38Ο kWh im Winter und 44Ο kWh im Sommer.

Die Speicherladepumpe saugt bei Heizkesselbetrieb über das obere Speicherende 120grädiges Wasser aus dem Kesselwasserkreislauf und fördert vom Speicherboden 55- bzw. 45grädiges Wasser in den Kesseiwasserrücklauf.

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Der Förderstrom der Speicherladepumpe ist konstant. Die Ladegeschwindigkeit wird durch die Leistungsanpassung des Heizkessels festgelegt.

Die Speicherbetriebspumpe saugt 12Ogrädiges Wasser vom oberen Speicherende ab und speist es definiert dem Mischventil zu. Für die Mengendosierung wird die Speicherbetriebspumpe über ihre Drehzahl geregelt. Der über die Speicherbetriebspumpe dem Mischventil zugeführte 120gradige Teilmengenstrom wird bei Wärmepumpenbetrieb am Wärmepumpen-Heizwasservorlauf über ein Dreiwegeumschaltventil abgezweigt und dem Speicher am Speicherboden zugeführt.

Im Speicherheizbetrieb bei Heizanlagen-Schwachlast, d.h. bei Wärmepumpenstillstand, fördert die Speicherbetriebspumpe eine geregelte Menge 12Ogrädiges Speicherwasser zum Mischventil, die gleiche Wassermenge fließt dem Speicher am Boden aus dem Heizwasserrücklauf direkt zu.

3.3.3 Verbrennungsmotorisch angetriebene Wärmepumpe

Die verbrennungsmotorisch-angetriebene Wärmepumpe arbeitet vorteilhaft stufenlos-geregelt über einen Heizleistungsbereich von 250 bis 1000 kW sowohl monovalent als auch bivalent thermohydraulisch in Serie mit den Spitzenlastkesseln oder mit dem Wärmespeicher der Heizanlage.

Die Wärmepumpe paßt über eine doppelt wirkende Schiebersteuerung am Kältemittelkompressor zum einen ihre Wärmeerzeugungslexstung dem Bedarf an, zum anderen stimmt die Schiebersteuerung durch eine Anpassung des Verdichterenddruckes im Kältemittelverdichter die Temperaturverhältnisse im Kältemittel-Verflüssiger auf die geforderten Wärmepumpenvor-; laurtesiperaturen im Heizwasserkreis lauf ab.

Mit der genannten Steuerung ist die Wärmepumpe zudem in der Lage, die Verdichterleistung und den Verdichterenddruck bei verändertem Ansaugdruck im Kältemittelsammelbehälter den Be- j triebsanforderungen energetisch günstig anzupassen. Diese Maßnahme ist z.B. beim Wärmepumpenstart und bei wechselnden

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Wärmequellentemperaturen z.B. bei einer alternierenden Grundwasser-Seewassernutzung oder bei kombinierten Anlagen zur Eis- und Wärmeerzeugung wertvoll.

Als Wärmepumpenbetriebsmittel kommen je nach Einsatzfall und Temperaturbedingungen des Heizsystems die hierfür bekannten Kältemittel zur Anwendung.

Als Wärmequellen können alternativ Grundwasser im Winter und Seewasser im Sommer, bei der Luftentfeuchtung anfallende Abwärme der Lüftungsanlage sowie die Abwärme des Verbrennungsmotors genutzt werden.

Für eine effiziente Nutzung der Verbrennungsmotorabwärme und eine umweltfreundliche Abgasemission bieten sich mehrere alternative Verbrennungskraftmaschinen für den Antrieb des Kältekompressors an:

- Ein Gasmotor, der mit Erdgas oder Flüssiggas betrieben werden kann.

- Der Gas/Dieselmotor/ dem zum Erdgas 5% Dieselkraftstoff zur Selbstentzündung beigegeben wird und der damit nicht nur einen besseren Wirkungsgrad aufweist, sondern gleichzeitig auf die wartungsintensive elektrische Zündanlage des Gasmotors verzichten kann.

~ Der Methanolmotor, der gegenüber den zuerst genannter. Motortypen nicht nur den höchsten Wirkungsgrad aufweist und wie der Gas-Dieselmotor keine elektrische Zündanlage benötigt, sondern auch das umweltfreundlichste Abgas produziert.

- Der Erdgas-befeuerte Stirlingmotor mit einem ähnlich hohen Wirkungsgrad v/ie der Methanolmotor, jedoch mit dem überragenden Vorteil, daß seine Abwärme bei einem Temperaturniveau anfallt, mit dem ein separater Heizwasserkreisiauf druckverlustgünstig bei 120° C betrieben und die Wärme im vorhandenen Wärmespeicher zwischengespeichert werden kann. Er kann aufgrund seines ausgezeichneten Teillastverhaltens damit den Heizkesselhetri?ib im Sommer ersetzen und den Wärmepumpenbetrieb über das gesamte Jahr ausdehnen.

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- Ein Dieselmotor, wenn seine schädlichen Abgaswerte drastisch gesenkt werden können.

Abb. 6 zeigt eine thermohydraulisch vorteilhafte Schaltung für die Heizwasserführung innerhalb der Wärmepumpe mit den getrennt geregelten Motorkühlkreisläufen.

Der Kältemittelverflüssiger wird vom gesamten Heizwasser durchströmt. Motorwärmetauscher und Abgaswärmetauscher arbeiten dagegen jeweils mit einem separaten Heizwasserkreis-I.auf mit angepaßtem konstantem Wasserdurchsatz und speisen ihre Heizenergie über geregelte Verteilerventile in den zum Mischventil führenden Heizwasserstrom ein.

Diese Schaltung bietet einen energetisch vorteilhaften Pumpenbetrieb und einen Betrieb des Motors bei seiner günstigsten Kühlmitteltemperatur. Durch eine Anbindung des Motorkreislaufs an den Kesselwasserkreislauf läßt sich der Motorblock vor der Inbetriebnahme auf die erforderliche Betriebstemperatur vorwärmen.

Abb. 7 zeigt das Verfahrensfließbild des Wärmepumpen-Betriebssystems .

Das Wärmepumpen-Betriebssystem besteht aus folgenden Komponenten :

- Wärmequellenwärmetauscher

- Luftentfeuchter (2 Stück) . Grundwasser/Seewasser-Wärmetauscher . Motorwärmetauscher . Abgaswärmetauscher

- Kältemittelsammelbehälter

- geregelter Kältekompressor

- Kältemittelverflüssiger

- Kältemittelunterkühler

- geregeltes Expansionsventil

- Motor mit Abgassystem und Betriebsmittelversorgung

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- geregelte Kältemittelumwälzpumpen für die Wärmequellen-Umlauf verdampf er

- geregelte Pumpen für die Grundwasser- und Seewasserförderung

- geregelte Heizwasserumwälzpumpe

- geregelte Verteilerventile

geregelte Lüfter der Entfeuchtungskühler

Die Arbeitsweise des Kältemittelkompressionskreislaufs ist folgende:

Der mengen- und gegendruckgeregelte Kältemittelverdichter saugt Niederdruck-Kältemitteldampf vom Sammelbehälter an und verdichtet den Dampf auf das erforderliche Sättigungsdruckniveau des Kältemittelverflüssigers. Der verdichtete Kältemitteldampf kondensiert im Verflüssiger und gibt seine Kondensationswärme an das Heizwasser ab. Das flüssige Kondensat sammelt sich im Hotwell des Verflüssigers und strömt durch den Kondensatunterkühler und das Expansionsventil zurück in den Kältemittelsammelbehälter.

Im Kondensatunterkühler wird das flüssige Kältemittel bis auf | 16° C abgekühlt. Mit der abgeführten Wärme wird im Gegenstrom I

i Brauchwasser von 1O° C bis auf max. 50° C aufgeheizt. Das ge- | regelte Expansionsventil reduziert anschließend den Sättigungs-* druck des Kondensats auf den im Sammelbehälter vorliegenden i

Dampfdruck. *

Zwei Kältemittelumwälzpumpen entnehmen aus dem Sammelbehälter ί flüssiges Kältemittel und fördern es zur Kühlung der Luftströme durch die Entf euchttingskuhl er- Ap.r T.iif tl?ngsanlage Während der Dampf abgeschieden wird und zurück zum Sammelbehälter strömt, zirkuliert das flüssige Kältemittel durch die Entfeuchtungskühler.

Um die relative Luftfeuchtigkeit der Raumatmosphäre konstant halten zu können, werden die Luf'tströme in den Entfeuchtungskühlem mengenmäßig über drehzahlgeregelte Lüfter angepaßt.

Eine dritte umwälzpumpe versorgt den alternativ mit Grundwasser oder Seewasser-beheizten Kai teniitte !umlaufverdampf er mit flüssigem Kältemittel. Im umlaufverdampfer verdampft ein Teil des Kältemittels. Der Dampf wird ebenfalls abgeschieden und in den Sammelbehälter eingespeist. Das siedende Kältemittel zirkuliert in dem Verdampfer.

Die Kältemittelumwälzpumpen sind drehzahlgeregelt. Ihr Betrieb ist so aufeinander abgestimmt, daß die Luftentfeuchtung gesichert ist und über die Wärmequelle Wasser der fehlende Wärmebetrag für den Wärmepumpenbetrieb abgedeckt wird.

Die Förderpumpen für Grundwasser bzw. Seewasser werden ebenfalls drehzahlgeiregelt. Ihre'Förderleistungen werden so angepaßt, daß bei stetiger Dampfentnahme des Kompressors im Sammelbehälter ein definierter Dampfdruck gehalten wird. Der Dampfdruck im Sammelbehälter wird zur Verbesserung der Energie bilanz dsr Wanseguellsnteniperatur an^e^aßt*

Die Leistungsanpassung der Wärmepumpe wird besonders vorteilhaft gemeinsam über die Schiebersteuerung am Kälteverdichter und über die Motordrehzahl vorgenommen. Der Motor paßt seinen Ladedruck und seine Drehzahl so an, daß Motor und Verdichter an jedem Lastpunkt mit dem höchsten Gesamtwirkungsgrad laufen.

Damit arbeitet die Wärmepumpe in ihrem gesamten Betriebsbereich mit dem geringsten Kraftstoffverbrauch.

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4. Betriebsvergleich

⁴-1 Betriebsvergleich alternativer Wärmeversorgungssysteme

Der Betriebsvergleich wird auf der Basis, der für das Hallenbad und das Landratsamt Starnberg ermittelten Jahresenergiebedarfskurve für drei Gasmotor-Wärmepumpen-Heizanlagen und für eine Heizkesselanleige durchgeführt.

Die einzelnen Gasmotor-Wärmepumpen unterscheiden sich in ihrer thermohydraul^. chen Schaltungsweise mit den Spitzenlastkesseln der Heizanlage, in ihrer Betriebsweise (Vollast Taktbetrieb oder kontinuierlicher Betrieb) und in der Brauchwassererwärmungsmethode (Erwärmung durch Heizwasser oder durch eine Nutzung' der Kondensatunterkühlung im Kältemittelkreislauf) .

Darüber hinaus nutzt die kontinuierlich arbeitende Wärmepumpe im Sommer seewasser oberhalb einer wassertemperatur von 14° C-, während alls anderen Wärmepumpen das ganze Jahr über Grundwasser nutzen.

Die installierte Gesamtheizleistung ist bei allen Wärmeversorgungssystemen gleich. Sie beträgt 2250 kW, der Heizleistungsanteil der Wärmepumpen 1000 kW.

Der Jahresenergiebedarf für die Beheizung der genannten Objekte wurde mit insgesamt 6,2114 χ ΙΟ** kWh aus der Jahresenergiebedarfskurve ermittelt.

Abb. 8 zeigt die Jahresenergiebedarfskurve und die Betriebscharakteristiken der bei Vollast-taktenden Wärmepumpen (Abb. 8a) und der kontinuierlich arbeitenden Wärmepumpe (Abb 8b).

Während mit den Vollast-Wärmepumpen 91,5% des Jahresenergiebedarfs erzeugt werden, kann die kontinuierlich arbeitende Wärmepumpe nur 90,4 % des Jahrssenergiebedarfs decken. Der Fehlbetrag von 8,5 % bzw. 9,6 % wird mit Spitzenlastkesseln erzeugt.

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Mit den Betriebszeiten der Wärmepumpen wurde der Anteil der im Jahresdurchschnitt zwischenzuspeichernden Energiemengen abgeschätzt.

Die bei Vollast-taktenden Wärmepumpen müssen etwa 26-28% des gesamten Jahresenergiebedarfs zwischenspeichern, dö-^gen beträgt der Speicheranteil der kontinuierlich arbeitenden Wärmepumpe nur etwa 1% des Jahresenerqi^Bedarfs. Für die Viärmespeicherung benötigt die Vollac^-Wärmepumpe ein Speichervolumen von mindestens 75 m³- Die kontinuierlich arbeitende Wärmept^ape kommt mit einem Speichervolumen von 5 m3 aus. Bei dieser Wärmepumpenheizanlage wird nur Heizwärme des Spitzenlastkessels mit einer Kesselwasservorlauftemperatur von 120* C gespeichert.

Vergleicht man die erforderlichen Speicherkapazitäten beider Volumina unter Berücksichtigung der Wärmeentnahmeleistungen, so müßten die bei Vollast taktenden Wärmepumpen mit einem Speichervolumen von 96 m ausgerüstet werden.

Tabelle 2 zeigt den Betriebsvergleich der einzelr "m Warmeversorgungssysteme. Bezugsbasis für die Ermittlung der Einsparungen ist die konventionelle Heizkesselanlage.

Die Werte der kontinuierlich arbeitenden Wärmepumpe wurden unter Verwendung realistischer, eher pessimistischer Teillastwirkungsgrade von Motor, Verdichter und Abwärmenutzung ermittelt.

Vergleicht man letztlich die Einsparungen an Brennstoffkosten und WärmeanschlußViert der verschiedenen Wärmepumpen untereinander, so ist die Kondensatunterkühlung die wirkungsvollste Maßnahme und zwar unabhängig von thermohydraulischer Schaltart und Betriebsweise der Wärmepumpen-Heizanlagen . Im Mittel können alle Wärmepumpenaniagen etwa DM 31.000 p.a. durch eine Nutzung der Kondensatkühlung einsparen.

warmevarsorgungs- system	Brennstoff- verbrauch 10G kWh	Brenns Eir %	toffkosten- isparung DM/a	Wärmeanschlußwert Einsparung DM/a	Betriebszeit h	Heizleistungssiffer (Jahresmittelwert)
HGizkessclanlacjQ (KKA)	7,9633	0	0	0	2760	0,78
GM - wärmepumpe + ΗΚΛ Parallolsch./ Vollast ohne Kondensatunterk. mit Kondensatunterk.	4,350 3,719	45,4 53,3	180.665 212.215	9.490 11.334 *	5781	1,428 1,670
GM - Wärmepumpe + HKA Serienschalt./Vollast ohne Kondensatunterk. mit Kondensatunterk.	4,175 3,562	47,6 55,3	189.415 220.065	10.000 11.795	5781	1,488 1,744
GM - wärmepumpe + HKA Serienschalt./kontin. mit Kondensatunterk.	3,3485	58,0	230.740	11.795	7870	1,855

Tabelle 2 Betriebsvergleich alternativer WSrmeversorgungssysteme

(Basis Jahresenergiebedarfskurve Hallenbad-Landratsamt Starnberg Erdgas Arbeitspreis: 5 Pf/kWh, Leistungspreis 16,9 DM/kW p.a.

CD OO

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Bin Kostenvorteil von DM 8.750 p.a. ergibt sich für die thermohydraulisch in Serie geschaltete Anlage int Vergleich zur Parallelanlage bei den Vollast-Wärmepumpen .

Mit der kontinuierlichen Betriebsweise lassen sich nochmals DM 10.675,— jährlich einsparen.

Insgesamt beträgt die Betriebskosteneinsparung der kontinuierlich arbeitenden Wärmepumpe gegenüber der bei Vollast taktenden Wärmepumpe ohne Kondensatunterkühlung bei thermohydraulisch in Serie geschalteten Heizanlagenbetriebssystemen DM 41.325 p.a. (Vergleich zukünftige Anlagen mit bisher ausgeführten Anlagen).

Wesentlich deutlicher werden die Vorteile der kontinuierlich arbeitenden Wärmepumpe bei einer Berücksichtigung der erforderlichen Speicherkapazitäten und des daraus resultierenden Gesamtanlagenxnvestments.

4.2 Einfluß des Verbrennungsmotors auf die Betriebskosten

Tabelle 3 zeigt den Betriebsvergleich von 5 alternativen Antriebsmotorarten für die kontinuierlich arbeitende Wärmepumpenheizanlage mit Nutzung der Kondensatkühlung.

Basis für den Brennstoffverbrauch ist wieder die Jahresenergiebedarfskurve für das Hallenbad und das Landratsamt Starnberg.

Vergleicht man die Antriebe und berücksichtigt ihre Verfügbarkeit und die der alternativen Brennstoffe sowie die Brennstoffbevorratung, so bleiben als einzige Antriebs alternativen der Gasmotor und der Gas-Dieselmotor mit 5%iger Dieselkraftstoffeinspritzung übrig.

Der Gas-Dieselmotor ist nicht nur wegen seiner Kostenvorteile bezüglich der Brennstoffeinsparung interessant. Er kann auf die elektrische Zündanlage und deren Wartung verzichten. Die katalytische Abgasreinigung sollte, wenn sie nicht überhaupt überflüssig ist, so doch einfacher als beim Dieselmotor sein.

WP-Antrieb	Brennstoffverbrauch 10$ kWh/a	Erdgaswärme- anschlußwert JcW	Betriebskosten Brennstoff DM	Kostenein sparung DM	.Kraftstoff- speicherunv. m1
Gasmotor	3,3485	2012	201.428	0	0
Gas-Diesel motor	3,0339	1913	185.238	16.190	11 X 1
Dieselmotor	3,0196	1506	194.840	6.588	50 χ 4
Methanolmotor	2,8277	1506	561.628	- 360.200	200 x 6
Stirlingmotor	2,9373	1946	179.752	21.676	0

Tabelle 3 kontinuierlich arbeitende Verbrennungsmotorwärmepumpe Vergleich unterschiedlicher Verbrennungsmotoren

Brennstoffpreise

3rdgas: 5,0 Pf./kWh Leistungspreis: 16,9 DM/kW p.a.

Dieselöl; 5,8 Pf./kWh

Methanol: 25,4 Pf./kWh Verkaufspreis bei 1000 t/a. Abnahme ohne Transport

(D

OO CO CO OO

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Die Vorteile des Dieselmotors sind nur scheinbar, da die Aufwendungen für die Kraftstoffbevorratung und für die Maßnahmen zur Senkung der umweltschädlichen Abgasemission mit Sicherheit höher sein werden«

Der Stirlingmotor gewinnt erst an Interesse, wenn seine Verfügbarkeit gegeben ist und,v?enn sein spezifischer Preis auf Werte unter DM 800ZkW_1nQ₀J₁^ gesenkt werden kann.

Der Methanolmotor scheitert letztlich am Brennstoffpreis sowie an der Verfügbarkeit des Brennstoffs und an der Brennstoffbevorratung (Jahresbedarf 1000 t.)

Claims (1)

1. Patentansprüche

   Stufenlos regelbare Wärmepumpen-Heizanlage mit kontinuierlich arbeitenden Betriebssystemen dadurch gekennzeichnet, daß 6±e Heizanlage aus einer kontinuierlich arbeitenden Verbrennungsmotor-betriebenen Wärmepumpe/ einem Wärmespeicher, aus einem oder mehreren mit modulierenden Brennern ausgerüsteten Spitzenlastkesseln und aus einer oder mehreren Heizwasserverteiler- und Sammelstationen besteht, daß die Wärmepumpe mit einem stufenlos regelbaren Verdichter ausgerüstet ist und,daß der Verdichter eine Vorrichtung aufweist, womit sowohl der Kältemittelmengenstrom wie auch der Verdichterenddruck dem Bedarf angepaßt wird.

   Anspruch 2

   Heizanlage nach Anspruch 1 dadurch gekennzeichnet, daß ein Warmepumpenkreisprczeß angewandt wird, bei dem unter Ausnutzung einer maximalen Kondensatunterkühlung der parasitäre Dampfkreislauf in der Wärmepumpe und damit die Verdichterantriebsleistung erheblich reduziert wird.

   Heizanlage nach den Ansprüchen 1 und 2 dadurch gekennzeichnet, daß die Betriebssysteme und die Heizwasserwärmetauscher innerhalb der Verbrennungsmotor-Wärmepumpe in der beschriebenen Weise thermohydraulisch in Serie geschaltet sind.

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   Anspruch 4

   Stufenlos regelbare Kompressios-Kälteanlage dadurch gekennzeichnet, daß die Kälteanlage mit einem oder mehreren Verdichtern ausgerüs_wt ist und, daß der oder die Verdichter eine Vorrichtung aufweisen, womit sowohl der Kältemittelmengenstrom wie t- ^h das Verdichtungsdruckverhältnis dem Bedarf angepaßt werden.

   Anspruch 5

   Kombinierte Kompression—Kälte — und Heizanlage nach den Ansprüchen 1, 2, 3 und 4 dadurch gekennzeichnet, daß beide Kreisprozesse thermisch in Serie geschaltet sind und,daß-. die Kälteanlage sowie die Wärmepumpe der Heizanlage mit dem selben oder mit unterschiedlichen Kältemitteln arbeiten.