DE8632066U1 - Kältetechnisches Gerät - Google Patents

Description

Käitetechnisches Gerät

Die Erfindung betrifft ein kältetechnisches Gerät, wie Kältegerät oder Wärmepumpengerät, gemäß Oberbegriff des Anspruchs 1.

Kältegeräte und Wärmepumpenge; ^ite sind bekannt. Die in der Anlage beigefügte Zeichnung zeigt in den Fig. 1 und 2 die bisher ausschließlich verwendete Grundanordnung bei solchen kältetechnischen Geräten, wobei die Fig. 1 ein Kältegerät und die Fig. 2 ein Wärmepumpengerät 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 einem Kältegerät entstehen bei einer solchen Ausbildung Energieverluste, wodurch die Leistungszahl verringert wird, weil sich in Strömungsrichtung (Pfeil 9) hinter dem Expansionsventil 4 in der Leitung 6 das Arbeitsmedium (Kältemittel) trotz Isolierung der Leitung erwärmt und weil sich auf dem weiteren Strömungsweg bis zum Verdichter 2 die Temperatur auch wieder erhöht auch bei Isolierung der Rohrleitung 7. Bei einer Wärmepumpe verliert das Arbeitsmedium auf dem Weg zum Expansionsventil 4 trotz Isolierung der Leitung Wärme, die an die Umgebung abgegeben wird. Ebenso geht Wärme auf dem Weg vom Verdichter 2 zum Verflüssiger 3 verloren. Hierdurch sinkt die Leistungszahl der Wärmepumpe.

Dr.K·/H.

-2-

i ; t t ( t < :

-2-

Die Aufgabe der vorliegenden Erfindung besteht darin

das kältetechnische Gerät der eingangs genannten Art so auszubilden, daß eine höhere Leistungszahl erreichbar ist. Diese Aufgabe wird bei einem Kältegerät durch die im Kennzeichen des Anspruchs 1 angegebene Ausbildung und bei einem Wärmepumpengerät durch die im Kennzeichen des Anspruchs 5 angegebene Ausbildung gelöst. J Die erfindungsgemäße Ausbildung sieht bei einem Kälte- f; gerät vor, das Expansionsventil unmittelbar vor dem Verdämpfer, 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. eingangs-

15 seitig des \ferflüssigers anzuordnen.

Durch die erfindungsgemäße Ausbildung wird eine nachteilige Erwärmung des Arbeitsmediums bei einem Kältegerät bzw. die nachteilige Ableitung von Wärme bei einem Wärmepumpengerät minimiert, wodurch eine Erhöhung der Leistungs-

20 zahl erreichbar ist.

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

Durch die Weiterbildungen nach den Amsprüchen 2 bzw. 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 überwachbar ist. Auf diese Weise kann sicher verhindert werden, daß beispielsweise Naßdampf angesaugt wird. Das Ansaugen von Naßdampf läßt darauf schließen, daß nicht das gesamte Arbeitsmedium verdampft worden ist, bedingt durch zu hohen Zufluß an Arbeitsmedium.

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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 einem Wärmepumpengerät 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 des Kältegerätes bzw. des Wärmepumpengerätes ist eine erhebliche Einsparung an Energie erreichbar. Die Bauelemente der Geräte 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

_₀ 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 ange-

₃₅ ordnet.

Zwischen dem Expansionsventil 16 und dem Verdampfer sowie zwischen dem Verdampfer 10 und dem Verdichter 15 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 Expansionsventil 36 auf. Das Expansionsventil 36 ist strömungsmäßig unmittelbar hinter dem Verflüssiger 34 bzw. dom 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 den Verdampfer bzw. dem Verdampferraum ist ein weiteres Schauglas 44 vorgesehen. Verdichter und Expansionsventil sind wärmemäßig isoliert.

Die Magnetventile 20 und 42 werden über eine Leitung 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 verhin-

20 dert.

Die Regelventile 12 bzw. 40 sind manuell bedienbar und dienen der Einstellung der Menge an Arbeitsmedium, wobei die Einstellung mit Hilfe der Schaugläser überwachbar ist. .'tuf 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.

Druckmessung
Eine Temperatur- und / 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

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herkömmlichen Anlagen die Umgebung nicht mehr in nachteiliger Weise gekühlt.

Durch die beschriebene Ausbildung der Kälteanlage kann der Verdichter 1O 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 Expansionsventil 36 auf. Strömungsmäßig hinter dem Expansionsventil erfolgt dagegen eine Erwärmung des Arbeitsmediums, da keine Isolierung der Leitung vorgesehen ist. Hierdurch ist eine einfachere Auslegung des Verdampfers möglich, da dieser bereits erwärmtes Arbeitsmedium erhält. Das Arbeitsmedium wird auf dem Weg zum Verdichter bereits erwärmt, was vorteilhaft ist für den Prozeß. Hinter dem Verdichter treten keine oder nur vernachlässigbare Wärmeverluste auf.

In der nachfolgenden Tabelle sind die bei den üblichen Arbeitsmedien errreichbaren Leistungsziffern angegeben, wenn kältetechnische Anlagen nach den Fig. 3 und 4 eingesetzt werden.

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TABELLE Kältemittel

RH

R12

R22

R113

R114

R502

Enthalpie Dampf h4(+55°C)(kJ/kg)	719,69	272,40	1.047,4715	695,13	985,804	661,03
Druck &rgr;(bar)	2,7436	13,6833	21,73	1,2851	5,0491	23,2334
Enthalpie Dampf h3(+2eC)(kJ/kg)	692,21	253,61	1.037,338	660,64	953,219	647,25
Druck &rgr;(bar)	0,4360	3,2933	5,3179	0,1630	0,93133	5,9957
Enthalpie Flussigk u.Dampf h2(+2°C)	54?,50	154,58	902,70	551,80	869,8495	565,79
Druck &rgr;(bar)	0,4360	3,2933	5,3179	0,1630	0,93133	5,9957

Enthalpie Flussigk.

h,(+55⁰C) 549,50

Druck &rgr;(bar)

2,7435

154,58 13,6833

902,70 21,73

551,80 1,2851

869,8495 5,0491

krit. Druck

44,0 bar ^h1 =^h2

41,2

49,8

34,1

565,79 23,2334

h3-h2	142,71	99,03	134,638	108,84	83,3695	81,46
h4 * h1	170,19	117,82	144,7715	143,33	115,955	95,24
h4 - h3	27,48	18,79	10,1335	34,49	32,585	13,78
Eth (Kälte)	5,193	5,27	13,2864	3,1557	2,5585	5,91
Eth (Wärme)	6,193	6,27	14,2864	4,1557	3,5585	6,91
krit.Temp.	+ 198°C	112,0	96,0	214,0	146,&uacgr;	82,0*

32,6 40,8 * niedriger als bei R 22

I. BEISPIELE

1) Ss ist eine einstufige Kompressionskälteanlage für eine Leistung

von¹¹»⁵ kV/ ( 40620 kj) zu "projektieren.. Als Kältemittel R 22 wire , ( Chlordifluormethan CHCl Fp ) verwendet.

Kälteleistung 11 #3 kW (⁴P⁶²⁰ kJ ) Q_Q Verdampf er temperatur +2⁰C ( t_Q )
Verflüsaigertemperatur +55I⁰C ( t )

Gemäß Dampftafel für ' R 22 ist :

a) Verdampferdruck p_o - 5,3179 bar bei " t_fl - ⁺²°C

b) Verflüssigerdruck &rgr; - ²1 »73· bar bei t = + 55 °c

Enthalpie Austritt Verflüssiger h., - 902,70 kJ/kg

» Ei*rtrivt Verdampfer h₂ = 902,70 » ' ■·

ⁿ Austritt » ^h3 - 1°37,338 » " &igr;.

¹¹ " Verdichter. h₄ = 1047,4715" "

Spez. Volumen Saugseite Verdichter v,= 0,04364 m'/kg

Die LeistungaZiffer des theoretischen. Prozeßes beträgt nach Gl. :

q_o h, -Yi₀ 1037,338 -1902,70 134,638. _B &mdash;SL &ldquor; &Lgr; £- _a L·-= :-*_ _s 13,286

w_t h.-h-· 1047,4715- 1031,338 10,1335

Als Gütegrad für den Verdichter angenommen &Oacgr;_&sgr; » 0,90 ^:, Richtwerte &iacgr;

0,80 bis 0,9-4 je nach' Größe des Kompressors

Dampf temperatur nach petutnpeY* Verdichtung nach :

Gl : &mdash;2-- l&mdash;²-} ⁿ ' &Pgr; - 1,1774 T \ &rgr; /

t» - + 61,11'⁰C Diese "beweist, daß die Annahme fy ■» 0,90 richtig Is Damit bestimmt sich die Enthalpie.zunähme durch die polytrope Ver-

1047.4715- 1037,358 &ldquor;, ,&ldquor; , ^ai<=^ht<&trade;1 '«

-S^ ¹¹·^{259 kJAg}

Die Enthalpie nach der polytropen Verdichtung beträgt :

^h4pol ^{= b}3 ⁺^^hpol "¹⁰³Ti^{338 + 11}'2S9 = 1048,597 Die Leistungszahl des wirklichen Prozeßes "beträgt dann

h, - h&ldquor; 1037,338 _ 902,70 134,638 _&bgr; &mdash;2 L. &ldquor; : _ &ldquor; 11,958

^h4pol"^h3 ^{10A8 f597} " ¹⁰³⁷*³³⁸ 44255

tlr 11 Q RR

Damit ist wieder T) « = &mdash; =0,90

^ · £_th 13,286.

Die spezifische Kälteleistung beträgt Zy. = 6_k . 860 = 11,958 . 3595 =42989 kJ/kW Indizierte Verdichterleistung :

pj - ^Q° - 40620 *o &ogr;&sfgr; IcW ^P4 - TI * 42989 " '⁹⁵ · *

Effektive Verdichterleistung :.

1,12 _kW. .

77

,85

77 _m « Mechanischer Wirkungsgrad

Richtwerte iürT]^ ■ 0,80 bis 0,90 je nach Größe des Kompressors Volumetrische Verdichterleistung : q ^q° _ ^h3-'^b2 J₁ ¹⁰³⁷'³³⁸ ~ 9°²*7O &tgr;,&eegr;&pgr;,&ogr;

^v v₃ V₃ 0,04364

Ansaugvoluraen des Verdichters :

V_v . A. _e 12i2O _{15#166 ra}3_/h

k° q_v 3085,2

Kondensatorleistung :

Q - m_k . q

.., ^kJ ) kJ/h

- Kältemittel
Q_n 40620

- h

-9-

40620

q_o «₃ - »₂
Damit ist Q - 301,7 ;( h

1037,338- 9.02,70

-301,7 kg/h

_4pol

* 301,7 &Lgr; 1048,597 - 902,70) _w 301,7 _# 145,897 &ldquor;44020, _kJ/h

2) Anlage nach!) ist als Wärmepumpenanlage zu projektieren. Wärmeleistung : H|3 kW ( 40620 _kJ ) Q

Verdampferteraperatur ^{+ 2}. ,⁰C ( t_Q ) Verflüssigertemperatur + 55 ⁰C ( t ) Gemäß Dampftafel für R'22 ist :

a) Verdampferdruck p_Q « 5,3179 *>ar bei t₍

b) Verflüssigerdruck &rgr; «21,73 bar bei t Enthalpie Austritt Verflüssiger h₁_= 902,70 kJ/kg

¹¹ Eintritt Verdampfer h,

" Austritt " · h,

» " Verdichter

spez. Volumen Saugseite Verdichter

■+ 2°C + 55⁰C

¹A-

902,70

1037,338 " : " 1047,4715 " ' " 0,04364 m³/kg

Ermittlung der Temperatur: t.. = 60,9⁰C Nach isotroper Zustandsänderung:&Dgr;h = 10,1335 kJ/kg

Ah ₁ = 11 ,2594 kJ/kg A t = t - to

55°-2°C = 53°k

At

Ah

10,1335

&mdash; = 58,9°k

t_ü + 58,9 + 2 = + 60,9⁰C

-10-

_Apü . .

Pü = 5,3179 + 18,2391 - 23,557 bar

Nach:

To ,Po ⁿ~¹

T ^{= (}&rgr;-° ⁿ 273 _ ,5,3179 ⁿ~¹

333,9 ^X23,557

■) &eegr;

Nach der logarithmischen Lösung:

&eegr; = 1,1547 Die LeIstungsziffer des theoretischen Prozeßes beträgt

JL_ ^h4 " ^h1 1047,4715 " · 902,70 144,7715

^B w " h_t - h« "1047,4715 .1037,338° 10,1335 t . 4 5 ·

Als Gütegrad für den Verdichter angenommen "Q. ■ 0,90 Richtwerte für &Oacgr;. '"0,80 bis 0,^4 3^e nach Größe des Kompressors.

Dampftemperatur nach poiytr&ogr;perVerdichtung

^To _m f ^po\n D - 1,1774

T \ &rgr;

t_ü * +61,11⁰C

Diese beweist, daß die Annahme ?7 « 0,90 richtig ist.

Damit bestimmt sich die Enthalpie zunähme durch die polytrope

Verdichtung

4b. - *⁴ " ^h3 _&bgr; 1047,4715 " 1037,338 _&bgr; &ldquor; _{259 kj/k} pol ^ 0,90

Die Enthalpie nach der polytropen Verdichtung .beträgt' ^h4pol " ^h3 ⁺ⁱ^^hpol « ¹°57,338 + 11,259 = 1048,597 kJ/kg Die Leistungszahl des wirklichen Prozeßes beträgt dann :

P _ ^h4pol~"^h1 1048.597 " 902.76- 1A^_rRQ7 _ _1O gjs

°^{k =} h₄ , - h, ■" 1048,597 -1037,338 " 11,259 " "' 4pol 5

Danit ist T) &bgr; &mdash;-^- ■ = 0,907 ( besser als angenommen ) Lg &bgr; 14,iiob

&bull; t f ·

CIe spezifische Wärmeleistung beträgt K_w - ty . 860 - 12,958. 3595 - 46584 kJ/kW Indizierte Verdichterleistung :

Ä ■ °'^872kW

Iffeictive Verdichterleistung :

P _B -JL _g ? 1,03 kW &bgr; 7| 0,85 &mdash;&mdash;-&mdash;

&EEacgr;. =. Mechanischer Wirkungsgrad in

Richtwerte für T) « 0,80 bis 0,90 je nach Größe des Kompressors

Volumetrische Verdichterleistungen :

^h4pol " ^h1 1048.597 " 902.70 . 145.897 .

Aj3sa.ugvolumen des Verdichters ^k0 q

0,04564 0,04364 '

■ _m3_/n

q_v 3343,2 Damit ist die Auslegung des Kompressors möglich. Die Wärmemittelmenge bestimmt sich .?u :

Q 40620 40620 _{nno tn m} &ldquor; _ = = s 278,42

^w &agr; , 1048,597 - 902,70 145,897

Damit ist die Auslegung der Verdampferleistung möglich ^Qo - ^mw * *'o " ^mw ·^{( h}3 " ^h2 >

. 278,42 ( 1037,338 - 902,70 )

- 278,42 . 134,638

- 37486

f * · m · eiati

-12-

II. Vergleich der einzelnen Projektierungsergebnissei

1) Beispiel Nr. 1 (Seite 7) ,£ 22 , Kälteanlage nach Vergleichsprc^ß, elnötufig :

Tatsächlicher Leietungsziffer der Kälteanlage :

f. _m. ^Qo . ¹¹f? S 10,089 ^t &rgr; -1,12

Der Kondensator soll mittels eines Ventilators gekühlt werden. Lufttemperatur t_L »+ 38~° C , Enft'ärmung At^ ^₁₂ ° K

1 m³ luft hat c_pm « 0,31 kcal/⁰ K £ 1,296 kJ/° K 1 m⁵ Luft nimmt bei A_tj " ¹^ K Q₁ =^t_L. C - 12 &khgr; 1,296 tf 15,55 kJ/m⁵ Luftmenge V, = -i 44&OHgr;28-. S 2830 _m3_/h

i- Q &Iacgr;&Rgr;,&Rgr;&Rgr;

Stromauf nähme des Ventilators mit Luftfilter bei V, =2.850 m*/h ^und 4p ext ^{&bgr; 1&THgr;&Ogr; Pascal}

^Vl 0,65x102x3600 '

P_M.» 0^42 kW Tatsächlicher Leistungszi.Cfer der Kälteanlage "beträgt dann :

G₊ -&mdash;5s _a

^Pe ^{+ P}M ¹'¹²⁺ °'⁴²

1U -13r

&bull; · t

2) Beispiel Nr.2 (Seite 9) , R 22 , Wärmepumpenanlage Luft/Wasser

nach Vergleichsprozess , einstufig : Tatsächlicher Iieistungsziffer der Kärme pumpenanlage

Der Verdampfer soll mittels eines Ventilators '(Motor mit Förderluftgekühlt) mit Wärme aus der luft versorgt werden.Lufttemperatur +4⁰C , Luftkühlung &Dgr;&khgr;^" 3 °^K

Relative Luftfeuchtigkeit &psgr;*· 80 %

1 kg Luft I₁ - i₂ " ¹⁵'° -⁹'^{66 &bgr;} 5,34kJ/kg

Gemäß Mollier - i - &khgr; - Diagramm

1 m³ Luft : 5,34x 1,27^6,78 kJ/m³

Luftmenge Y₁ . A- &ldquor; _tf ^_{30 m}3_/h

Stromauf nähme des Ventilators mit Luftfilter "bei V^ = 5600 nr/h und A _ext - 180 Pascal

A - 300 "

/Ip ges ^^w

P_M - 0,81kW

P_M. ^56O° 2£-10 &khgr; 1,15* o,81 kW

0,65 x 102 &khgr; 3600

*) mechan.Wirkungsgrad: liegt in Wirklichkeit niedriger

-14-

Tatsächliche Leistungsziffer üer= Wfirraefcumpensnlage beträgt dann :

^Pe ^{+ P}H ¹'⁰³⁺ °'^{81 1}'⁸⁴

überflüssige Luftmenge würde zu nichts nützen und nur zum' unnötigen . Energieverbrauch führen, da diese Energie von dem Verdampfer im Kälteprozeß , bedingt "durch die Kältemitteleharakteristik (phsykalisci nicht mehr aufgenommen werden kann.

Demgegenüber eine zweckmäßige Anordung der -Luftansaugung auf der größte Wärmedurchgangsseite und Ausnutzung der Gebäudethermik z.B mittels Dachzentrale würde eine Energierückgewinnung von 25 % bedeuten und verbessert dte . Leistungs ziffer von 6/1.4 auf ca. 7»68 . Dieses ist theoretisch und praktisch nachweisbar und weicht * sehr minimal von den oben angegebenen Werten ( 25 % i 7*68) ab. Dieses maßte mit dem Architekten bzw. Bauherrn besprochen werden und für das einzelne Gebäu optimale Lösung gemeinsam festgelegt werden.

Es gilt auch für Kälteanlagen noch 1) . ^. Es bedeutet hierbei auch eine Energierückgewinnung von 25 % und eine Verbesserung der Leistungs ziffer von 7,34- auf 9/1S, Es ist genauso zu verfahren, wi vorhinbeschrieben ist. In beiden Fällen sind entsprechend Sonnenstrahr oder Kalte Windanfalleeiten zu umgehen. ^ung

Diese Energierückgewinnungsmaßnahmen sind in den ursprunglichen Zentral heizungsanlagen mit festen, flüssigen und gasförmigen Brennstoffen nicht möglich, da die Gebäudethermiknicht ausnutzbar ist.

Es sind zwar mit Wasser/Wasser oder Sole/Wasser Wärmepumpen an Leistungs zahlen £_t » 9,187 für Kälte und S^ - 10,089 für Wärme onzu-Jiähern, aber die Lösung der Probleme zum Beispiel bei Sole/Wasser ferforderlichehGröße der Bodenfläche und bei Wasser/Wasser^v Aggrasivitä des Grundwassers und Grundwassertiefe sehr kompliziert. Außerdem/die Anlagenkosten wie Wärmepumpen, Brunnenanlageii, Erdkollektorenanlagen, Soleanlagen enorm hoch und eine Rentabilität heutzutage noch ziemlich schwierig.
Höhere tatsächliche Leistungs zahlen ( S₊ ) sind auch .mit geringerer/*i-

^X tl*4t

anspruch.nähme von Ventilatoren erreichbar. Auf jeden Fall mit Einsat der Anlagentelle wie Kompressoren, Verdampfer, Kondensatoren,

ctfc Expansionsventile/ sehr nahe oder exakt den. berechneten Werten entsprecht

(AtfcA j

und &zgr; wertmäßige Montage hohe tatsächliche Leistungszahlen erzielbaj

-15-

atn

3Das bedeutet, daß die Hers teile*. Ihre Erodtikte". .*£rfordernissen anpassen müssen und nicht umgefcQhr^i 'Nufr. bj>_# kann^:auf dem Energiesektor ein großer Markt auf - und ausgebaut werden, wozu wir angesichts der Energieknappheit und Weltwirtschaftliche Lage gezwungen sind und noch mehr gezwmngwn werden· Außer Atomenergie (begrenzter Uranbestand auf der Welt) kommen sämtliche &idigr;&igr;&dgr;&Igr;^&Ggr;|&^{&THgr;&Sgr;&igr; aus de}~ Sonne, die wir optimal und wirtschaftlich nutzbar machen/

Kälteanlagen bei Betrieben wie Schlachthöfe, !Fleischereien, lebensmittel fabriken, Molkereien ... usw., die gleichzeitig viel, Warmwasser^rerhrauc" können durch Warmwassererzeugung mittels eines zweiten Kondensators sei wirtschaftlich und energie sparend betrieben werden· Dies wird schon bei manchen Anlagen praktiziert.

III. Vergleichprozeß » 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 Verflüssig« Unter diesem Gesichtspunkt und zur Übersicht werden die Beispiele Nr. 1, Seite 7 , Beispiel Nr. 2,Seite 9 , nochmal bearbeitet.

1) Beispiel Nr. 1, (Seite 7): Es ist eine einstufige Kompressionskälteanla für eine leistung von 11 »3 kW (40620 kJ) zu projektieren. Als Kältemitt

SR 22 (Chlordifluormethan CHCi P₂) verwendet.. Kälteleistung 11,3kW (4062OkJ) [*Q₀]
Verdampfertemperatur +2⁰C ( t_Q)
Verflüssigertemperatur +55⁰C (t)
Temperatur nach der Unterkühlung +5O⁰C ( t )

Gemäß Dampftafel für R 22 ist :

a) Verdampferdruck p_Q «»5,3179 "bar bei t_Q «* + 2 ° c

b) Verflüssigerdruck &rgr; »21,73 "bar bei t_Q ='+ 5&eacgr;° c

c) Druck nach der Unterkühlung p_u =19,398 bar bei t ·_:- + 5O⁰C

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

-16-

-16-Enthalpie Austritt Verflüssige^.^ h₁ *= ^o2,.78. /-kJ/kg

" nach der Unterkühlung. '..' ^h _u-S £95^#,TB6V··* "

" Eintritt Verdampfer h₂ - 895,864 " "

" Austritt ".· ^₅ =1037,338 " "

^{11 n} Verdichter h^ =1047,4715

spez. Volumen Saugseite Verdichter v^ »0,04364 ^m'

Die Leistungsziffer des theoretischen Prozess beträgt

q_o h₅ - h₂ 1037.338 - 895,864 141,474 _{13 gß}-"th * ~w^~ ⁼ h^ - h₅ ⁼ 1047,4715-1037,338 " 10,1335 * ' '

Als Gütegrad für den Verdichter wird angenommen U. = o,90 » Richtwerte für ⁷I »0,80 bis 0/34 ^e nach Größe des Kompressors,

Dampftemperatur nach polytropischer Verdichtung

Il Il

.3

ⁿ &eegr; =1,1774

t_ü 2? 61,11° C

Diese entspricht der Annahme ^_g - Q*⁹⁰ ,

Damit "bestimmt sich die Enthalpiezunahme durch die polytrope

Verdichtung

h, - h, 1047,4715 - 1037,338

_e &ldquor; . _Ä 11,259 kJ/kg

pol -»7g 0,90

Die Enthalpie nach der polytropen Verdichtung "beträgt :

h&ldquor; -.= h, + 4h&ldquor;&ldquor;_n - 1037,338 + 11,259 -- 1048,597 kJ/kg 4 pol t> poj.

Die Leistungszahl des wirklichen Prozesses beträgt dann h - h_o 1037,338-895,864- 141,474

& _&bgr; &Lgr; £ » = » 12,565

^k h -h 1048^597 -1037,338 11,259 4pol 3

Damit ist wieder ^Z₄, - ■?*- - ^LT « °»⁹⁰

^g ^th 13,96

Die spezifische Kälteleistung beträgt E_k « 6_k . 860 « 12,565. 5595 - 45171

Indizierte Verdichterleistung

E.

-17-

&diams; * »t &bull; &diams; ·

Effektive Verdichterleistung &igr;

^m " ^{Mecnanisclier} Wirkungsgrad, Richtwerte für TJ «0,80 bis 0,90 je nach Größe des Kompressors. &ogr; in

Volumetrische Verdichterleistung nach Gl.

Jo ^h3 -^h2 1037,33B - 895,864 _{tf 3242}

0,Q43S4

Ansaugvoluraen des Verdichters : Q₀ 40620 ₁₉ ,_9q

V, * &mdash;°&mdash; « &mdash;* » 12,-529

ko 3242

Kondensatorleistung : Q-*_k . q (Jf-. ^g-^ kJ/h

Kältemittel nach Gleichung :

Jl. .⁴⁰,^S2° . 1^522 5 287,

^o 3 - ⁿ2 -1037,330-895,864

Damit ist Q -287,12. C ^h4_pol " ^hu ^a287,12/i048,597 ~

=287,12.152,733 ^s 43853 Tatsächliche Leistungsziffer des Kälteanlage :

£^o 11 &rgr;3 *# *_{n fifi}

^ s &mdash;■ &bgr; &bgr; IU,bb

^&tgr; ^e 1,06
Venn die Anlage wie auf Seiten 12,13- erwähnt und "berechnet mit einem

Luftgekühlten Kondensator betrieben wird, beträgt dann die tatsächliche Leistungsziffer :

P + P 1,06+ 0,42 1,48 e m

7,635

Bei den auf der Seite 14 erwähnten Energierückgewinnungsmaflnahme¹¹ sogar bis 6&iacgr; = ⁹»⁵

-18-

2) Beispiel Nr.2 (Seite 9) ·

Es ist eine einstufige Komprfe^ Ions wjariofe pumpenanlage für eine Leisi von 11,3 kW (40620 kJ ) z»u].viPiek&eran.^S.kältemittel R 22 M ( Chlordifluormethan CHCl P_g ) zu verwenden .

Wärmeleistung : ii_r3 kW (40620 kJ )

Vfci'dampfertemperatur ^{+ 2} ° C ( t_Q ) ?

Verflüssigerteraperatur + 55° c ( t ) |

Temperatur nach der Unterkühlung + 50 ^N° ^c ( \ )

Gemäß Dampftafel für R 22 ist : · |

Zjthalpie Austritt Verflüssiger h₁ » 902,70 kJ/kg \

" nach der Unterkühlung h_u = 895,864 " " ~

" Eintritt Verdampfer h₂ = 895,864 " " " Austritt " hj ·= 1037,338 " " » » Verdichter h^ = 1047,4715

spez. Volumen Saugseite Verdichter V₅ &bgr; 0,04364 m'/kg Die Dampfdrucke sind wie in 1) erwähnt .

Die Leistungsziffer des theoretische Prozesses beträgt

&pgr; h, - h 1047,4715 - 895,864 151,6075

£ _&bgr; &Lgr; i H -i 14,96

^th w. h₄ - h, 1047,4715 -1057,338 101,335

Als Gütegrad für den Verdichter wird angenommen &Lgr; ■ = P,90\ _t
Richtwerte für P « 0,80 bis 0,$^ je nach Größe des Kompressors,

Dampftemperatur nach polytropischer Verdichtung

t_ü sr -61,11° 0

Dieses entspricht der Annahme ?£ = 0,90 _m

Damit bestimmt sich die Enthalpiezunähme durch die polytrope
Verdichtung :

. 1047_r4713- 1o37,338 _{= 11}

kJ/kg
g 0,90

-19-

>·· · ff &diams; · t ·

&bull; · · P ■ III··

&mdash; I y &mdash; · · > · · &igr;

Die Enthalpie nach der polytropen Verdichtung beträgt : ^b4pol " ^&Lgr;3 ⁺ ^^hp0l " ¹⁰³⁷»³³⁸⁺ 11,259 - 1048,597 Die Leistungszahl des wirklichen Prozesses beträgt dann , ^h4pol " ^hu 1048,597 " 895,864 _ 152,733- _ff

"h -h "1048,597 _.1037,338 " 11,259 4pol 3

13,565 &iacgr;&bgr;&idiagr; =

14,96-

Die spezifische Wärmeleistung beträgt K - K " ⁸⁶° =13,565 · 3595-48766 Indizierte Verdichterleistung

Effektive Verdichterleiatung

^m * Mechanischer Wirkungsgrad , Richtwerte für ^ » 0,80 bis 0,90 ^e nach Größe des Kompressors.

Volumetrische Verdichterleistung

152",

q &ldquor; Ci=. - = » a &mdash;&mdash;&mdash; = w-

v, &ngr;, _0,&Oacgr;4364 0,04364 kj/m

&rgr; Ansaugvolumen des Verdichters :

Q 40620 &ldquor;, _cnc , . -Z-..- ff 11,606 _m3_/h

^j ° ^qv 3499,84

Damit ist die Auslegung des Kompressors möglich Die Wärmemittelmenge bestimmt sich ?u

&pgr; 405.20 40620

&pgr; ₌ = ~ = &mdash; = 265,95 kg/h

^{w q}pol

^hpol - ^hu

-20-

-20-Damit ist die Auslegung der Verdampferleistung möglich :

&bull; · > » &igr; · t t &igr; t

I Il * Il t f I If

> I » · I t I 1

^*_ft ^w*j "n * &Lgr; U ' ' ' ' ' · ' .»'·&igr;&igr; ti

- ²⁶⁵»⁹⁵ .( 1037,338 - 895,864 )
" 265,95 · 141,474
■ 37625 ^kJ/^h
Tatsächliche Leistungeziffer der Värmepumpenanlage :

r ^Q 11,3 - _{ni 5},

Venn die Anlage wie auf Seiten erwähnt und berechnet mit einem Luftgekühlten Verdampfer betrieben wird, beträgt dann·die tatsächlich Leistungsziffer :

^ **t I I &igr; J 1IfJ

P +P " °»58₊ 0,81 1,79 e m

6,32

Bei den auf der Seite erwähnten Energierückgewinnungsmaßnahmen sogar bis <5_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 Leistungsverbesserungsmaßnahme bei den Anlagen und investitionsmäßig lohnt, d.h. ob Verdampfer und Kondensatoren mittels Luft gekühlt oder erwärmt, per Ventilatoren oder ohne Ventilatoren betrieben werden sollen.

Hierbei werden die Absorptionskälte- oder Wärmeanlagen nicht mehr erwähnt. Die Oberprüfung 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.

-21-

IV. Vergleichsprozeß

1) Beispiel Nr. 1 (Seite 7 bzw. 12), R 22, Kälteanlage nach Vergleichsprozeß, einstufig:

Tatsächliche Leistungsziffer der Kälteanlage:

Der Kondensator soll mittels eines Grundwassers gekühlt werden.

Wassertemperatur t^ = 10⁰C, Erwärmung At&ldquor; = 4

1 m³ Wasser hat c £ 1000 kcal/°K ~ 4180 kJ/°K

pm

1 m Wasser nimmt bei At^ = 4 ⁰K

Q_w =&Dgr;&iacgr;^ * 4180 = 4 &khgr; 4180 = 16720 kJ/ro³ Wassermenge V_w = *- = ⁼ 2,64 m /h

Stromaufnahme der Umwälzpumpe Fab. WiIo, Typ RS 30/80 V bei V&ldquor; = 2,64 m³/h und A^ _ÄV. = 50000 Pascal

(5000 mm WS ist ein extrem hochgetriebener Wert, 3000 mm ist in der Praxis mehr als reichlich)

P₁ = 0,195 kW max It. WiIo

Tatsächliche Leistungsziffer der Kälteanlage beträgt dann: ^Q~ 11,3 _ 11,3 ~£

^t ⁼ P_Ä + P₁ ⁼ 1,12 +'o,195 ⁼ 1 ,315 ^ ⁸'⁵⁹³

2) Beispiel Mr. 2 (Seite 9 bzw. 13), R 22, Wärmepumpenanlage Luft/Wasser nach Vergleichsprozeß, einstufig:

Tatsächliche Leistungsziffer der Wärmepumpenanlage

Der Verdampfer soll mittels einer Umwälzpumpe Fabr. WiIo, Typ RS 30/80 V mit Wärme aus dem Grundwasser versorgt werden, Lufttemperatur t_w « + 10⁰C, Luftkühlung A_tw = 4⁰K

-22-

&bull; · · ■

1 m³ Wasser hat C_nm *=* 1000 kcal/°K ~ 4180 kJ/°K

t Q

P 3 ?

= 4°K hat 1 &pgr;&Ggr; Wasser = 4180 · 4 = 16720 kJ/&pgr;&Ggr;

Luftmenge V_L = ^ = f|||| * 2,24 m³/h

Stromauf nähme der Umwälzpumpe bei V_M =■■ 2,24 m /h undA _{e t} = 40000 Pascal P₁ = 0,125 kW It. WiIo (s. techn.Angaben)

Tatsächliche Leistungsziffer der Wärmepumpenanlage beträgt dann:

C ^Q _ 11,3 _ 11,3 ~ _q ^ct P^ + P_M - 1,03 + 0,125 1,155 ^S

3) Beispiel Nr. 1 (Seite 7):

Tatsächliche Leistungsziffer der Kälteanlage:

Wenn die Anlage wie auf der Seite 21 erwähnt und berechnet mit einem wassergekühlten Kondensator betrieben wird, beträgt die tatsächliche Leistungsziffer dan:

&euro; _&bgr; ^Q
t

_&bgr;

t P_e + P_m 1,06 + 0,195

4) Beispiel Nr. 2 (Seite 9):

Tatsächliche Leistungsziffer der Wärmepumpenanlage:

* JHI- ¹¹'⁵³

Wenn die Anlage, wie auf Seite 21 erwähnt und berechnet, mit einem wassergekühlten Verdampfer betrieben wird, beträgt die tatsächliche Leistungsziffer dann:

P Q 111 ill«,

P +P ~ 0,98 + 0,125 ~ 1,105 ^{e m}

^{e m} -23-

# * ti

gusammenstellung der Leistungsziffern der kaitetechnischen Anlagen

	Anlagenart	I	1)	Seite	Verdampfer Temp.	0C	Kondensator Temp.	politrope Temp.	theor.Leist. Ziffer £th	indizierte Leist.Ziffer Ci	-
1)		II	2)	7	+ 2	0C	+ 55°C	+ 60,90C	13,286	-	-
2)	Kompressions kälteanlage R 22 I	II	1)	9	+ 2	0C	+ 550C	+ 60,90C	14,286	-
3)	Wärmepumpen anlage R 22	III.	2)	12	+ 2	0C	+ 55°C	+ 60,90C	13,286	-
4)	Anlage	III	1)	13	+ 2	0C	+ 55°C	+ 60,90C	14,286	-
5)	Anlage	IV	2)	15	+ 2	0C	+ 55/500C	+ 60,90C	13,96	• ■ — ■ · m ·
6)	Anlage m. Unterkühlung	IV	D	18	+ 2	0C	+ 55/5O0C	+ 60,90C	14,96
7)	Anlage m. Unterkühlung	IV	2)	21	+ 2	0C	+ 55°C	+ 60,90C	13,286	• · · ■ - · ■ ·
8)	Anlage		3)	21	+ 2	0C	+ 550C	+ 60,90C	14,286
9)	Anlage	22	+ 2	+ 55/5O0C	+ 60,90C	13,96
Anlage

*» 10) Anlage

IV 4)

22 + 2 ⁰C + 55/5O⁰C + 60,9⁰C

14,96

Fortsetzung der Zusammenfassung vom Seite

Anlage Effekt. .
S.S.23 Leist. Ziffer £e

10) IV 4)

tatsächl. Leist.Ziffer

11,53

Wasser

+ 10/+ 6°C

10,226

Leistungsziffer d.wirkl.Prozesses Ck

D	I D	■ -	-	-	11,958
2)	I 2)	-	-	-	12,958
3}	II D	10,089	Luft + 38/+500C	7,34	11,958
4)	II 2)	10,97	Luft +5/+ 20C Y= 80 %	6,14	12,958
5)	III 1)	10,66	Luft + 38/+500C	, 7,635	12,565
6)	III 2)	11,53	Luft +5/+ 2°C ^= 80 %	6,32	13,565
7)	IV 1)	10,089	Wasser + 10/+140C	8,593	11,958
8)	IV 2)	10,97	Wasser + 10/+ 6°C	9,784	12,958
9)	IV 3)	10,66	Wasser + 10/+140C	9,0_	12,565

13,565

Claims (8)

Ansprüche

1. Kältetechnisches Gerät, wie Kältegerät oder Wärmepumpengerät, 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 einem Kältegerät in Strömungsrichtung des Arbeitsmediums gesehen das Expansionsventil (16) unmittelbar vor dem Verdampfer (10) bzw. dem Verdampferraum (18) (Kühlraum) und dem Verdichter (12) unmittelbar hinter dem Verdampfer (10) bzw. dem Verdampferraum (18) angeordnet ist.

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

3. Gerät 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 (¹^) und dem Verdichter (12) jeweils ein Schauglas (24 bzw. 26) angeordnet ist.

Dr, K./H.

-2-

« t · « t a · ·■

-2-

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

5. Kältetechnisches Gerät, wie Kältegerät oder Wärmepumpengerät, mit einem Verdampfer, einem Verdichter, einem Verflüssiger und einem Expansionsventil_f die durch Rohrleitungen miteinander verbunden sind und von einem Arbeitsmedium durchflossen werden, dadurch gekennzeichnet, daß bei einem Wärmepumpengerät in Strömungsrichtung des Arbeitsmediums gesehen das Expansionsventil (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· Gerät 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 (42) angeordnet ist, das bei Betrieb des Verdichters geöffnet und sonst geschlossen ist.

7. Gerät nach Anspruch 6, dadurch gekennzeichnet , daß in Strömungsrichtung vor dem Magnetventil (42) ein Regelventil (40) und vor dem Regelventil
sowie in Strömungsrichtung gesehen hinter dem
Verdampfer (30) bzw. dem Verdampferraum (30') jeweils ein

25 Schauglas (38 bzw. 44) vorgesehen sind.

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