DE3705795A1

DE3705795A1 - Kaeltetechnische anlage

Info

Publication number: DE3705795A1
Application number: DE19873705795
Authority: DE
Inventors: Sueleyman Kayhan Akdogan
Original assignee: Individual
Current assignee: Individual
Priority date: 1986-11-29
Filing date: 1987-02-24
Publication date: 1988-06-09
Also published as: EP0270015A3; EP0270015A2

Description

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

Durch die erfindungsgemäße Ausbildung der Kälteanlage bzw. der Wärmepumpenanlage ist eine erhebliche Einsparung an Energie erreichbar. Die Bauelemente der Anlagen können wesentlich einfacher ausgelegt und dimensioniert werden. Es ist eine wesentlich höhere Leistungszahl erreichbar als bei herkömmlich konzipierten Anlagen.

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

Es zeigen

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

Fig. 3 eine erfindungsgemäß ausgebildete Kälteanlage und

Fig. 4 eine erfindungsgemäß ausgebildete Wärmepumpenanlage.

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

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

Die Wärmepumpenanlage nach Fig. 4 weist einen Verdampfer 30, einen Verdichter 32, einen Verflüssiger 34 und ein Expansionventil 36 auf. Das Expansionventil 36 ist strömungsmäßig unmittelbar hinter dem Verflüssiger 34 bzw. dem Verflüssigerraum 34′ angeordnet. Der Verdichter 32 befindet sich strömungsmäßig unmittelbar vor dem Verflüssiger 34 bzw. dem Verflüssigerraum 34′.

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

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

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

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

Durch die beschriebene Ausbildung der Kälteanlage kann der Verdichter 10 leistungsmäßig schwächer ausgelegt werden. Am Ausgang des Verdichters erhält man niedrigere Temperaturen, was bedeutet, daß im Verflüssiger 14 weniger Kälteenergie benötigt wird. Der Verdichter wird temperaturmäßig weniger belastet.

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

In der nachfolgenden Tabelle sind die bei den üblichen Arbeitsmedien theoretischen Leistungsziffern angegeben. In den weiteren Tabellen Seiten 29/30 sind die praktisch erreichbaren Zahlen angegeben für R 22, wenn kältetechnische Anlagen nach den Fig. 3 und 4 eingesetzt werden.

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

Tabelle

I. Beispiele

1) Es ist eine einstufige Kompressionskälteanlage für eine Leistung von 11,3 kW (40 620 kJ) zu projektieren. Als Kältemittel wird R 22 (Chlordifluormethan CHCl F₂) verwendet.

Kälteleistung 11,3 kW (40 620 kJ) Q₀,
Verdampfertemperatur +2°C (t₀),
Verflüssigertemperatur +55°C (t).

Gemäß Dampftafel für R 22 ist:

a) Verdampferdruck p₀=5,3179 bar bei t₀ = +2°C
b) Verflüssigerdruck p=21,73 bar bei t = +55°C

Enthalpie Austritt Verflüssigerh₁ = 902,70 kJ/kg Enthalpie Eintritt Verdampferh₂ = 902,70 kJ/kg Enthalpie Austritt Verdampferh₃ = 1037,338 kJ/kg Enthalpie Austritt Verdichterh₄ = 1047,4715 kJ/kg Spez. Volumen Saugseite Verdichterv₃ = 0,04364 m³/kg

Die Leistungsziffer des theoretischen Prozesses beträgt nach Gl.: 13,3

Als Gütegrad für den Verdichter angenommen η _g = 0,90, Richtwerte für η _g = 0,80 bis 0,94 je nach Größe des Kompressors.

Dampftemperatur nach polytroper Verdichtung nach:

t _ü = +61,11°C. Diese beweist, daß die Annahme η _g = 0,90 richtig ist.

Damit bestimmt sich die Enthalpiezunahme durch die polytrope Verdichtung zu

Die Enthalpie nach der polytropen Verdichtung beträgt:

h _4pol = h₃ + Δ h _pol = 1037,338 + 11,259 = 1048,597 kJ/kg

Die Leistungszahl des wirklichen Prozesses beträgt dann

Damit ist wieder

Die spezifische Kälteleistung beträgt:

K _k = ε _k · 860 = 11,958 · 3595 = 42989 kJ/kW

Indizierte Verdichterleistung:

Effektive Verdichterleistung:

η _m = Mechanischer Wirkungsgrad
Richtwerte für η _m = 0,80 bis 0,90 je nach Größe des Kompressors.

Volumetrische Verdichterleistung:

Ansaugvolumen des Verdichters:

Kondensatorleistung:

m _k = Kältemittel:

Damit ist
Q= 301,7 · (h₄_pol-h₁)
= 301,7 · (1048,597-902,70)
= 301,7 · 145,897 = 44020 kJ/h

2) Anlage nach 1) ist als Wärmepumpenanlage zu projektieren.

Wärmeleistung: 11,3 kW (40620 kJ) Q
Verdampfertemperatur +2°C(t₀)
Verflüssigertemperatur +55°C (t)

Gemäß Dampftafel für R 22 ist:

Ermittlung der Temperatur:t _ü = 60,9°C Nach isotoper Zustandsänderung:Δ h = 10,1335 kJ/kg
Δ h _pol = 11,2594 kJ/kg
Δ t = t-t₀ = 55°-2°C = 53°k
Δ t _ü = ?

Nach:

Nach der logarithmischen Lösung:

n 1,15

Die Leistungsziffer des theoretischen Prozesses beträgt:

Als Gütegrad für den Verdichter angenommen η _m = 0,90.

Richtwert für η _m = 0,80 bis 0,94 je nach Größe des Kompressors Dampftemperatur nach polytroper Verdichtung:

t _ü ≅ +61,11°C.

Diese beweist, daß die Annahme h _m = 0,90 richtig ist.

Damit bestimmt sich die Enthalpiezunahme durch die polytrope Verdichtung zu

Die Enthalpie nach der polytropen Verdichtung beträgt

h₄_pol = h₃ + Δ h _pol = 1037,338 + 11,259 = 1048,597 kJ/kg

Die Leistungszahl des wirklichen Prozesses beträgt dann:

Damit ist

(besser als angenommen).

Die spezifische Wärmeleistung beträgt:

K _w = e _k · 860 = 12,958 · 3595 = 46584 kJ/kW

Indizierte Verdichterleistung:

Effektive Verdichterleistung:

η _m = Mechanischer Wirkungsgrad
Richtwerte für h _m = 0,80 bis 0,90 je nach Größe des Kompressors.

Volumetrische Verdichterleistungen:

Ansaugvolumen des Verdichters:

Damit ist die Auslegung des Kompressors möglich.

Die Wärmemittelmenge bestimmt sich zu:

Damit ist die Auslegung der Verdampferleistung möglich:

Q₀ = m _w · q₀= m _w · (h₃-h₂)
= 278,42 (1037,338-902,70)
= 278,42 · 134,638
= 37 486 · kJ/h

1) Beispiel Nr. 1 (Seite 11), R 22, Kälteanlage nach Vergleichs prozeß, einstufig:

Tatsächlicher Leistungsziffer der Kälteanlage:

Der Kondensator soll mittels eines Ventilators gekühlt werden.

Lufttemperatur t _L = 38°C, Erwärmung Δ t _L = 12° K
1 m³ Luft hat c _pm = 0,31 kcal/o K ≅ 1,296 kJ/° K
1 m³ Luft nimmt bei Δ t _L = 12° K
Q₁ = Δ t _L · C _pm = 12×1,296 ≅ 15,55 kJ/m³

Stromaufnahme des Ventilators mit Luftfilter bei V _L = 2850 m³/h und

Δ p ext = 180 Pascal Δ p ges = 300 Pascal

P _M = 0,42 kW

Tatsächlicher Leistungsziffer der Kälteanlage beträgt dann:

2) Beispiel Nr. 2 (Seite 13), R 22, Wärmepumpenanlage Luft/ Wasser nach Vergleichsprozeß, einstufig:

Tatsächlicher Leistungsziffer der Wärmepumpenanlage

Der Verdampfer soll mittels eines Ventilators (Motor mit Förderluft gekühlt) mit Wärme aus der Luft versorgt werden. Lufttemperatur t _L = + 4°C, Luftkühlung Δ t _L = 3° K
Relative Luftfeuchtigkeit ϕ = 80%
1 kg Luft i₁ - i₂ = 15,0-9,66 = 5,34 kJ/kg
Gemäß Mollier - i - x - Diagramm
1 m³ Luft: 5,34×1,27 ≅ 6,78 kJ/m³

Stromaufnahme des Ventilators mit Luftfilter bei V _L = 5600 m³/h und

Δ p ext= 180 PascalΔ p ges= 300 PascalP _M = 0,81 kW

*) mechan. Wirkungsgrad: liegt in Wirklichkeit niedriger.

Tatsächliche Leistungsziffer der Wärmepumpenanlage beträgt dann:

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

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

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

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

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

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

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

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

III. Vergleichsprozeß, einstufig, mit Unterkühlung

Wird das Kältemittel am Austritt des Verflüssigers unter seine Siedetemperatur abgekühlt, so wird bei gleichbleibender Verdichterleistung die Kälte- bzw. Wärmeleistung vergrößert. Die Grenzen der Unterkühlung liegen in der Temperatur der Kühlmittel für den Verflüssiger. Unter diesem Gesichtspunkt und zur Übersicht werden die Beispiele Nr. 1, Seite 11, Beispiel Nr. 2, Seite 13, nochmal bearbeitet.

1) Beispiel Nr. 1 (Seite 11): Es ist eine einstufige Kompressions kälteanlage für eine Leistung von 11,3 kW (40620 kJ) zu projektieren. Als Kältemittel wird R 22 (Chlordifluormethan CHCl F₂) verwendet.

Kälteleistung 11,3 kW (40620 kJ) [Q₀]
Verdampfertemperatur +2°C (t₀)
Verflüssigertemperatur +55°C (t)
Temperatur nach der Unterkühlung +50°C (t _u)

Gemäß Dampftafel für R 22 ist:

a) Verdampferdruck p₀ = 5,3179 bar bei t₀ = +2°C
b) Verflüssigerdruck p = 21,73 bar bei t₀ = 55°C
c) Druck nach der Unterkühlung p _u = 19,398 bar bei t _u = +50°C

(p _u ist der kritische Druck, der nicht erreicht werden darf, da die Flüssigkeit wieder zu Dampf übergehen würde.)

Enthalpie Austritt Verflüssigerh₁ = 902,70 kJ/kg Enthalpie nach der Unterkühlungh _u = 895,864 kJ/kg Enthalpie Eintritt Verdampferh₂ = 895,864 kJ/kg Enthalpie Austritt Verdampferh₃ = 1037,338 kJ/kg Enthalpie Austritt Verdichterh₄ =1047,4715 kJ/kg spez. Volumen Saugseite Verdichterh₃ =0,04364 m³/kg

Die Leistungsziffer des theoretischen Prozesses beträgt

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

Diese entspricht der Annahme η _g = 0,90.

Damit bestimmt sich die Enthalpiezunahme durch die polytrope Verdichtung

Die Enthalpie nach der polytropen Verdichtung beträgt: h₄_pol = h₃ + Δ h _pol = 1037,338 + 11,259 = 1048,597 kJ/kg

Die Leistungszahl des wirklichen Prozesses beträgt dann

Damit ist wieder

Die spezifische Kälteleistung beträgt

K _k = ε _k · 860 = 12,565 · 3595 = 45171 kJ/kW.

Indizierte Verdichterleistung

Effektive Verdichterleistung:

η _m = Mechanischer Wirkungsgrad, Richtwerte für
η _m = 0,80 bis 0,90 je nach Größe des Kompressors.

Volumetrische Verdichterleistung nach Gl.

Ansaugvolumen des Verdichters:

Kondensatorleistung:

m _k = Kältemittel nach Gleichung:

Damit ist

Q = 287,12. (k₄_pol-h _u)
= 287,12. (1048,597-895,864)
= 287,12. 152,733 = 43853 kJ/h

Tatsächliche Leistungsziffer der Kälteanlage:

Wenn die Anlage wie auf Seite 16 erwähnt und berechnet mit einem luftgekühlten Kondensator betrieben wird, beträgt dann die tat sächliche Leistungsziffer:

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

2) Beispiel Nr. 2 (Seite 9):
Es ist eine einstufige Kompressionswärmepumpenanlage für eine von 11,3 kW (40620 kJ) zu projektieren. Als Kältemittel ist R 22 (Chlordifluormethan CHCl F₂) zu verwenden.

Wärmeleistung 11,3 kW (40620 kJ) [Q]
Verdampfertemperatur +2°C (t₀)
Verflüssigertemperatur +55°C (t)
Temperatur nach der Unterkühlung +50°C (t _u)

Gemäß Dampftafel für R 22 ist:

Die Dampfdrucke sind wie in 1) erwähnt.

Die Leistungsziffer des theoretischen Prozesses beträgt

Als Gütegrad für den Verdichter wird angenommen h _g = 0,90
Richtwerte für η _g = 0,80 bis 0,94 je nach Größe des Kompressors.

Dampftemperatur nach polytropischer Verdichtung

Dieses entspricht der Annahme η _g = 0,90.

Damit bestimmt sich ddie Enthalpiezunahme durch die polytrope Verdichtung:

Die Enthalpie nach der polytropen Verdichtung beträgt:
h₄_pol = h₃ + Δ h _pol = 1037,338+11,259 = 1048,597 kJ/kg.

Die Leistungszahl des wirklichen Prozesses beträgt dann

Damit ist

Die spezifische Wärmeleistung beträgt

K _W = ε _k · 860 = 13,565 · 3595 = 48766 kJ/kW

Indizierte Verdichterleistung

Effektive Verdichterleistung:

Volumetrische Verdichterleistung

Ansaugvolumen des Verdichters:

Damit ist die Auslegung des Kompressors möglich.

Die Wärmemittelmenge bestimmt sich zu

Damit ist die Auslegung der Verdampferleistung möglich:

Q₀=m _{w · q₀} · (h₃-h _u)
= 265,95. (1037,338-895,864)
= 265,95. 141,474
= 37625 kJ/h

Tatsächliche Leistungsziffer der Wärmepumpanlage:

Wenn die Anlage, wie auf Seite 17 erwähnt und berechnet, mit einem luftgekühlten Verdampfer betrieben wird, beträgt die tatsächliche Leistungsziffer:

Bei den auf der Seite 18 erwähnten Energierückgewinnungsmaßnahmen sogar bis ε _t ≅ 7,9.

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

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

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

IV Vergleichsprozeß

1) Beispiel Nr. 1 (Seite 11), R 22, Kälteanlage nach Vergleichsprozeß, einstufig:

Tatsächliche Leistungsziffer der Kälteanlage:

Der Kondensator soll mittels eines Grundwassers gekühlt werden.

Wassertemperatur t _W = 10°C, Erwärmung Δ t _W = 4° K
1 m³ Wasser hat c _pm 1000 kcal/°K ≅ 4180 kJ/°K
1 m³ Wasser nimmt bei Δ t _W = 4° K
Q _W=Δ t _W · 4180 = 4×4180 = 16720 kJ/m³

Stromaufnahme der Umwälzpumpe Fab. Wilo, Typ RS 30/80 V bei V _W = 2,64 m³/h und Δ p ext = 50 000 Pascal (5000 mm WS ist ein extrem hochgetriebener Wert, 3000 mm ist in der Praxis mehr als reichlich)

P₁ = 0,195 kW max lt. Wilo

Tatsächliche Leistungsziffer der Kälteanlage beträgt dann:

2) Beispiel Nr. 2 (Seite 13), R 22, Wärmepumpenanlage Wasser/Wasser nach Vergleichsprozeß, einstufig:

Tatsächliche Leistungsziffer der Wärmepumpenanlage

Der Verdampfer soll mittels einer Umwälzpumpe Fabr. Wilo, Typ RS 30/80 V mit Wärme aus dem Grundwasser versorgt werden, Wassertemperatur t _W = 10°C, Wasserkühlung Δ t _W = 4°K
1 m³ Wasser hat c _pm 1000 kcal/°K ≅ 4180 kJ/°K
bei Δ t _W = 4° K hat 1 m³ Wasser = 4180 · 4 = 16720 kJ/m³

Stromaufnahme der Umwälzpumpe bei V _W = 2,64 m³/h und Δ p ext = 40 000 Pascal
P₁ = 0,125 kW lt. Wilo (s. techn. Angaben)

Tatsächliche Leistungsziffer der Wärmepumpenanlage beträgt dann:

3) Beispiel Nr. 1 (Seite 20)

Tatsächliche Leistungsziffer der Kälteanlage:

Wenn die Anlage wie auf der Seite 27 erwähnt und berechnet mit einem wassergekühlten Kondensator betrieben wird, beträgt die tatsächliche Leistungsziffer dann:

4) Beispiel Nr. 2 (Seite 23):

Tatsächliche Leistungsziffer der Wärmepumpenanlage:

Wenn die Anlage, wie auf Seite 27 erwähnt und berechnet, mit einem wassergekühlten Verdampfer betrieben wird, beträgt die tatsächliche Leistungsziffer dann:

Fortsetzung der Zusammenfassung von Seite 29

Claims

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

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

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

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

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

6. Anlage nach Anspruch 5, dadurch gekennzeichnet, daß in Strömungsrichtung unmittelbar vor dem Verdampfer (30) bzw. dem Verdampferraum (30′) ein von der Arbeitsweise des Verdichters (32) gesteuertes Magnetventil (4) angeordnet ist, das bei Betrieb des Verdichters geöffnet und sonst geschlossen ist.

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

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

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

10. Anlage nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß das Regelventil (20, 40) ein elektronischer Mengenregler ist.