EP0239837A2 - Verfahren zur Rückgewinnung von Verflüssigungswärme einer Kälteanlage und Kälteanlage zur Durchführung des Verfahrens - Google Patents

Verfahren zur Rückgewinnung von Verflüssigungswärme einer Kälteanlage und Kälteanlage zur Durchführung des Verfahrens Download PDF

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EP0239837A2
EP0239837A2 EP87103273A EP87103273A EP0239837A2 EP 0239837 A2 EP0239837 A2 EP 0239837A2 EP 87103273 A EP87103273 A EP 87103273A EP 87103273 A EP87103273 A EP 87103273A EP 0239837 A2 EP0239837 A2 EP 0239837A2
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EP
European Patent Office
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heat exchanger
heat
refrigerant
temperature
refrigeration system
Prior art date
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Withdrawn
Application number
EP87103273A
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English (en)
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EP0239837A3 (de
Inventor
Gerhard Dr. Dr. Techn. Kerschbaumer
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Brown Boveri - York Kalte- und Klimatechnik
Original Assignee
Brown Boveri - York Kalte- und Klimatechnik
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Brown Boveri - York Kalte- und Klimatechnik filed Critical Brown Boveri - York Kalte- und Klimatechnik
Publication of EP0239837A2 publication Critical patent/EP0239837A2/de
Publication of EP0239837A3 publication Critical patent/EP0239837A3/de
Withdrawn legal-status Critical Current

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    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B49/00—Arrangement or mounting of control or safety devices
    • F25B49/02—Arrangement or mounting of control or safety devices for compression type machines, plants or systems
    • F25B49/027—Condenser control arrangements
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    • F25B2700/21161—Temperatures of a condenser of the fluid heated by the condenser
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    • F25B6/00—Compression machines, plants or systems, with several condenser circuits
    • F25B6/04—Compression machines, plants or systems, with several condenser circuits arranged in series

Definitions

  • the invention relates to a method for recovering the heat of liquefaction of a refrigeration system, wherein a heat transfer medium, in particular a heating system, absorbs heat in a first heat exchanger (heat liquefier) with corresponding liquefaction of the compressed, gaseous refrigerant, and a second heat exchanger (additional liquefier) downstream of the first heat exchanger on the refrigerant side Coolant can be applied, which causes a heat exchange at a lower temperature in the second heat exchanger than in the first heat exchanger.
  • a heat transfer medium in particular a heating system
  • absorbs heat in a first heat exchanger absorbs heat in a first heat exchanger (heat liquefier) with corresponding liquefaction of the compressed, gaseous refrigerant
  • a second heat exchanger additional liquefier downstream of the first heat exchanger on the refrigerant side Coolant can be applied, which causes a heat exchange at a lower temperature in the second heat exchanger than in the first heat exchange
  • the heat of liquefaction of the refrigerant circuit is used in the first for heat recovery Heat exchanger given to a liquid heat transfer medium that circulates in a heating circuit.
  • the heat medium flow is regulated by regulators. If there is no need for heating heat with a simultaneous need for useful cooling, the second heat exchanger is automatically acted upon by a coolant, for example air, and the condensing heat is released to the environment. This operating state lasts until the heat dissipation through the first heat exchanger starts again.
  • the maximum temperature of the coolant is usually e.g. is at least 3 to 10 K - much more deep in winter than the required and regulated temperature of the heat transfer medium
  • the refrigerant is liquefied in the case of pure refrigeration operation at lower temperatures than in operation with recovery of the liquefaction heat. This has the consequence that with the changeover from pure refrigeration operation to operation with heat recovery, the cooling capacity of the refrigeration system becomes lower, and the greater the difference between the heat transfer medium temperature and the coolant temperature.
  • this is disadvantageous and, as is known, can only be remedied by costly oversizing of the compressor.
  • the invention is therefore based on the object of developing the method of the type mentioned in such a way that when operating with recovery of the liquefaction heat there is no reduction in the cooling capacity compared to the operation without or with reduced recovery takes place. At the same time, a simple control of the heat transfer medium temperature is to be associated with this. Finally, a refrigeration system for carrying out the method is to be created, which combines cost-effective construction with safe operation.
  • the solution to this problem in the above-mentioned method according to the invention is that the effective heat exchange surface of the second heat exchanger is changed by adjusting the refrigerant liquid level as a function of the temperature of the heat transfer medium such that when the heat transfer medium temperature increases, the heat exchange surface is released for heat exchange by liquefaction, in the case of a decrease in heat transfer medium temperature is covered, however, the second heat exchanger being acted upon by the coolant at least during the running time of the compressor.
  • the liquefying heat exchange surface of the second heat exchanger is changed by a refrigerant level control, so that the first heat exchanger (heating condenser) has to take over more or less the liquefaction of the refrigerant.
  • the refrigerant is always in front of its flow to the relaxation organ Heat exchange with the coolant, whereby in a borderline case (no heat recovery) the first heat exchanger has no function and the liquefaction takes place in the second heat exchanger at a temperature which is determined by the coolant temperature and which is lower than the condensation temperature in the case of heat recovery.
  • the refrigerant liquefied in the first heat exchanger at elevated temperature is subcooled to a subcooling temperature, which is also determined by the coolant temperature and which is significantly below the liquefaction temperature of the first heat exchanger.
  • the two modes of operation mentioned are mixed.
  • the refrigerant flowing to the expansion element thus has largely the same condition (enthalpy) impressed by the coolant in all operating modes of the refrigeration system, so that the refrigerating capacity of the system remains largely unaffected by a change in the modes of operation.
  • Suitable coolants are water which circulates in a circuit guided by a cooling tower or which is taken from a water supply network, a well or a body of water and is discharged to the surroundings after heat has been absorbed. It is also advantageous to use outside air as a coolant.
  • the method according to the invention takes full account of both the heat recovery operation and the cooling operation, in which a simple regulation of the output or temperature of the recovered heat with the elimination of influences of the different operating modes on the cooling capacity was combined.
  • the refrigerant liquid level can be changed in the first heat exchanger instead of the dependency on the heat transfer medium temperature as a function of the refrigerant pressure.
  • a preferred refrigeration system for carrying out the above-described method each with at least one first and second heat exchanger arranged one behind the other in the refrigerant circuit, of which on the heat-emitting side the first heat exchanger can be acted upon by the heat transfer medium and the second heat exchanger can be acted on by the cooling medium, characterized in that the first Heat exchanger is arranged higher than the second heat exchanger and on the refrigerant side has a gradient connection to the second heat exchanger that a flow control element is arranged in the refrigerant circuit downstream of the second heat exchanger, which has a temperature sensor or a temperature sensor that detects the temperature of the heated heat transfer medium Pressure in the first heat exchanger sensing sensor is such that when the temperature or pressure increases, the flow control element is influenced in the opening sense, in the case of falling temperature or pressure in the closing sense, and that the second heat exchanger can be acted upon by outside air or under Interposition of a coolant intermediate circuit is connected to an outdoor air heat exchanger or is connected to a delivery point for cooling water
  • the influencing of the refrigerant level in the second heat exchanger and thus a simple switching off or release of the heat exchange surface by more or less strong throttling of the refrigerant outflow is achieved in a very cost-effective manner, while the specified possibilities for the coolant loading of the second heat exchanger make it easy to adapt to predetermined operating options allow. It is particularly advantageous here that with a reduction in the heat exchange surface of the second heat exchanger intended for liquefaction, the heating surface of the second heat exchanger that can be used for refrigerant supercooling inevitably increases.
  • the refrigerant circuit downstream of the flow control element is provided with a refrigerant collector, the free space of which is connected to the steam space of the first heat exchanger with the interposition of a differential pressure valve.
  • the flow control element is advantageously designed as a flow control valve.
  • Such valves the flow cross section of which can be changed by a sensor which responds to pressure or temperature, are known in the art and are customary and are therefore inexpensive to purchase.
  • a refrigerant circuit 10 which, viewed in the direction of flow of the refrigerant, contains the following components: a compressor 12, the first heat exchanger 14, which serves as a heating condenser, the second heat exchanger 16, which serves as an additional condenser and / or subcooler is used, a relaxation element 18, for example in the form of an expansion valve, and an evaporator 20, which emits the useful coldness, for example, to a cold room.
  • a heating circuit 22 is connected, in which a liquid heat transfer medium, preferably water, circulates.
  • the heating circuit contains a heat transfer line 24 with an inserted circulation pump 26, which leads to one or more heat consumers 28.
  • a heat transfer return line 30 leads from the heat consumer 28 back to the first heat exchanger 14, so that the heating circuit is closed.
  • the heat consumers can be part of, for example, a heating system and / or a domestic hot water system.
  • the second heat exchanger 16 which is preferably designed as a tube condenser, is lower than the first heat exchanger 14, so that the refrigerant-side connection 32, e.g. in the form of a pipe, with a gradient from the lower outlet of the first heat exchanger 14 to the upper inlet of the second heat exchanger 16.
  • the heat-emitting side of the second heat exchanger 16 is part of an intermediate coolant circuit 34, which has a flow line 36, which leads to an outside air heat exchanger 38.
  • This is preferably designed as a cooling tower, the flow line 36 leading to the spray nozzles of the cooling tower.
  • the return line 40 with inserted circulation pump 42 is used for returning the cooled coolant.
  • the coolant contained in the coolant circuit 34 is liquid, it preferably consists of water.
  • the flow control member 46 is inserted near the second heat exchanger 16, which is designed as a thermostatic control valve.
  • the flow control element 46 is connected by a dashed-line active line 48 to the temperature sensor 50, which is arranged in the vicinity of the first heat exchanger 14 in the heat transfer line 24.
  • the temperature sensor 50 acts on the flow control element 46 in such a way that when the temperature of the heat carrier rises, the flow cross section of the flow control element becomes larger, but when the temperature falls, it becomes smaller and, if necessary, completely shut off.
  • the pipeline 44 Downstream of the flow control element 46, the pipeline 44 is connected to the lower area of the refrigerant collector 52 which carries liquid refrigerant and which consists of a lying, cylindrical container.
  • the free space 56 located above the liquid refrigerant 54 is connected at the top by a pressure dictation line 58 with an inserted differential pressure valve 60 to the interior carrying gaseous refrigerant (i.e. to the upper end region of the interior) of the first heat exchanger 14.
  • the differential pressure valve 60 causes a lower pressure in the free space 56 than in the interior of the first heat exchanger 14.
  • the differential pressure valve allows gaseous refrigerant to pass only in the direction of the free space 56, the differential pressure valve maintaining a pressure which is preferably 1 to 2 bar lower than that of the heat exchanger 14 by automatically changing its flow cross section in the free space 56.
  • the compressor 12 which is preferably designed as a displacement compressor, the circulation pump 26, the circulation pump 42 and, if necessary, the fan 62 of the outside air heat exchanger 38 are in operation, whereby in the present invention it is assumed in any case that the desired heat transfer medium temperature is higher than the coolant temperature, which in the present example depends on the condition of the outside air (temperature, humidity). It is also assumed that the heat carrier temperature should be, for example, 60 ° Celsius, while the heat carrier return temperature is usually 3 to 10 k lower. The heat carrier flow circulating in the heating circuit 22 is, as usual, largely constant.
  • the water flow circulating in the intermediate coolant circuit 34 is likewise largely constant; it dissipates the heat absorbed in the second heat exchanger 16 in a known manner via the cooling tower serving as the external air heat exchanger 38.
  • the useful cooling generated in the refrigeration system in a known manner is given off by the evaporator, and the heat of condensation is given off by the heat exchangers.
  • the first heat exchanger 14 is flowed through by the vaporous refrigerant, and the second heat exchanger 16 now takes over the liquefaction of the entire supplied refrigerant vapor while dissipating the heat of liquefaction via the intermediate heat transfer circuit 34 and the outdoor air heat exchanger 38 to the ambient air, which in the present example should have a temperature of 10 ° Celsius. In this mode of operation, the condition of the ambient air determines the condensing pressure.
  • the second heat exchanger 16 like the first heat exchanger 14, must be dimensioned for the dissipation of the entire heat of condensation of the refrigeration system.
  • liquid refrigerant flows from the refrigerant collector 52 to the expansion element 18 under the pressure of the free space 56, so that proper operation is ensured. Since the liquefaction heat exchange surface of the second heat exchanger 16 is switched off in the present operating mode, the entire condensation heat of the refrigeration system in the first heat exchanger 14 is now released to the heating circuit 22 and made usable in the heat consumer 28.
  • the condensing pressure in the first heat exchanger 14 is determined by the flow temperature of the heat transfer circuit 24, which in the present example is 60 ° Celsius.
  • the refrigerating capacity of the evaporator 20 Due to the supercooling of the refrigerant, the refrigerating capacity of the evaporator 20 is not or hardly reduced compared to the operation described first, so that the refrigeration system hardly experiences any loss of refrigerating capacity when the above-described modes of operation are changed. It is therefore not necessary to overdimension the refrigerant system, as is required in conventional systems to compensate for the low-cooling capacity when changing the operating modes. Of course, care must be taken to ensure that no condensed refrigerant can flow through the pressure dictation line 58 from the first heat exchanger 14 to the refrigerant collecting container 52. It should also be noted that in order to avoid malfunctions, a certain, albeit small, flow through the flow control element should be guaranteed.
  • the level of the refrigerant condensate in the second heat exchanger 16 By regulating the level of the refrigerant condensate in the second heat exchanger 16, not only is a reduction in the cooling capacity avoided when the operating mode of the system is changed, but also a heat carrier flow temperature control of the heating circuit 22 is achieved in a simple manner. Because depending on how much heat exchange surface of the second heat exchanger 16 is covered by the refrigerant condensate 64, the liquefaction of the refrigerant is more or less relocated to the first heat exchanger to maintain the useful heat output or the set heat carrier flow temperature. This means that a certain level of the refrigerant condensate in the second heat exchanger 16 is assigned to each degree of heat requirement of the heat consumer 28.
  • the level of the refrigerant condensate in the second heat exchanger 16 is regulated in such a way that its entire heat exchange surface is released for the liquefaction of the refrigerant vapor and no supercooling heating surface is available, whereas the level of the heat consumer 28 when the heat consumption is fully decreased Refrigerant condensate 64 is so high that the entire heat exchange surface of the second heat exchanger 16 is no longer available for liquefying the refrigerant vapor, but is only used for subcooling the refrigerant condensate.
  • cooling water is used as the coolant
  • a cooling water inflow line is used instead of the return line 40 and instead the flow line 36 a cooling water drain line connected to the second heat exchanger 16. Cooling water, which was taken from a supply network, a well or a body of water, is fed to the second heat exchanger 16 through the cooling water inflow line. The heated cooling water flows through the cooling water drain line and is, for example, fed into the sewage system or a body of water. The system operates as described above. Since cooling water of the aforementioned type is generally considerably colder than the heat carrier circulating in the heating circuit, the advantages mentioned above also occur in the present embodiment variant, which is not shown in the drawings because of its simplicity.
  • Fig. 2 shows the refrigeration system described above in a further embodiment.
  • An essential difference is that the second heat exchanger 116 is directly air-cooled and the pressure of the refrigerant in the first heat exchanger 114 is recorded as a controlled variable.
  • the second heat exchanger 116 is acted upon by a fan 68 with outside air as the coolant.
  • the second heat exchanger 116 is provided with ribs 66 on the coolant side. After the heat has been absorbed, the coolant flows out into the open.
  • the flow control element 146 is connected through the active line 148 to the pressure sensor 150, which detects the corresponding state of the gaseous refrigerant in the first heat exchanger 114. This state is dependent on the temperature of the circulating in the heating circuit 22 the heat transfer medium, it is therefore an image of these temperatures.
  • the person skilled in the art will readily recognize that the refrigeration system according to FIG. 2 operates in accordance with that according to FIG. 1, so that further explanations about this are unnecessary.
  • the refrigerant condensate obtained is subcooled before it is supplied to the expansion element 18.
  • a second heat exchanger 16 is used, which is connected on the refrigerant side to a first heat exchanger 14 serving as a condenser and which is acted upon by a coolant whose temperature is substantially lower than the condensation temperature in the first heat exchanger 14; 114.
  • the effective heat exchange surface of the second heat exchanger 16 is adapted to the respective operating state by accumulation of refrigerant condensate as a function of the temperature level of the recovered liquefaction heat, whereby a simple regulation of this temperature level is achieved at the same time.

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Abstract

Um bei einer Kälteanlage mit Rückgewinnung der Verflüs­sigungswärme einer Minderung der Kälteleistung beim Um­schalten von reinem Kälteerzeugungsbetrieb auf gleich­zeitigen Kälteerzeugungs- und Wärmerückgewinnungsbetrieb zu begegnen, wird das anfallende Kältemittelkondensat vor seiner Zufuhr zum Entspannungsorgan (18) unterkühlt. Hierzu wird ein zweiter Wärmetauscher (16) eingesetzt, der einem als Verflüssiger dienenden ersten Wärmetau­scher (14) kältemittelseitig nachgeschaltet ist. Die wirksame Wärmetauschfläche des zweiten Wärmetauschers (16) wird hierbei durch Anstau von Kältemittelkondensat in Abhängigkeit vom Temperaturniveau der rückgewonnenen Verflüssigungswärme an den jeweiligen Betriebszustand angepaßt, wodurch gleichzeitig eine einfache Regelung dieses Temperaturniveaus erreicht wird.

Description

  • Die Erfindung betrifft ein Verfahren zur Rückgewinnung von Verflüssigungswärme einer Kälteanlage, wobei ein Wärmeträger insbesondere eines Heizsystems in einem ersten Wärmetauscher (Heizverflüssiger) unter entspre­chender Verflüssigung des verdichteten, gasförmigen Käl­temittels Wärme aufnimmt, und ein dem ersten Wärme­tauscher kältemittelseitig nachgeschalteter zweiter Wär­metauscher (Zusatzverflüssiger) von einem Kühlmittel beaufschlagt werden kann, das im zweiten Wärmetauscher einen Wärmetausch bei niedrigerer Temperatur als im er­sten Wärmetauscher bewirkt. Außerdem betrifft die Erfin­dung eine Kälteanlage zur Durchführung des Verfahrens.
  • Bei aus dem allgemeinen Stand der Technik bekannten Ver­fahren dieser Art wird zur Wärmerückgewinnung die Ver­flüssigungswärme des Kältemittelkreislaufes im ersten Wärmetauscher an einen flüssigen Wärmeträger abgegeben, der in einem Heizkreislauf zirkuliert. Zur Einhaltung einer gleichbleibend hohen Wärmeträgervorlauftemperatur wird der Wärmeträgerstrom durch Regelorgane eingeregelt. Besteht kein Bedarf an Heizwärme bei gleichzeitigem Be­darf an Nutzkälte, so wird der zweite Wärmetauscher selbsttätig durch ein Kühlmittel, z.B. Luft, beauf­schlagt und die Verflüssigungswärme an die Umgebung ab­gegeben. Dieser Betriebszustand dauert solange, bis die Wärmeabfuhr durch den ersten Wärmetauscher wieder in Gang kommt.
  • Da die maximale Temperatur des Kühlmittels in der Regel z.B. um mindestens 3 bis 10 K -im Winter noch viel mehr­tiefer ist als die geforderte und eingeregelte Tempera­tur des Wärmeträgers, wird das Kältemittel im Falle des reinen Kälteerzeugungsbetriebs bei niedrigeren Tempera­turen verflüssigt als beim Betrieb mit Rückgewinnung der Verflüssigungswärme. Dies hat zur Folge, daß mit dem Umschalten vom reinen Kälteerzeugungsbetrieb auf Betrieb mit Wärmerückgewinnung die Kälteleistung der Kälteanlage geringer wird, und zwar um so mehr, je größer die Diffe­renz zwischen Wärmeträgertemperatur und Kühlmittel­temperatur ist. Dies ist für Kälteanlagen, die ja in erster Linie zur Erzeugung von Nutzkälte dienen, ungün­stig und bekannterweise nur durch eine kostenaufwendige Überdimensionierung des Verdichters zu beheben.
  • Der Erfindung liegt daher die Aufgabe zugrunde, das Ver­fahren der eingangs genannten Art so weiterzubilden, daß beim Betrieb mit Rückgewinnung der Verflüssigungswärme keine Minderung der Kälteleistung gegenüber dem Betrieb ohne oder mit nur verminderter Rückgewinnung stattfin­det. Gleichzeitig soll hiermit eine einfache Regelung der Wärmeträgertemperatur verbunden sein. Schließlich soll eine Kälteanlage zur Durchführung des Verfahrens geschaffen werden, die kostengünstigen Aufbau mit siche­rer Betriebsweise verbindet.
  • Die Lösung dieser Aufgabe besteht beim eingangs genann­ten Verfahren erfindungsgemäß darin, daß die wirksame Wärmetauschfläche des zweiten Wärmetauschers durch Ein­stellen des Kältemittelflüssigkeitsstandes in Abhängig­keit von der Temperatur des Wärmeträgers derart verän­dert wird, daß bei steigender Wärmeträgertemperatur Wär­metauschfläche für den Wärmetausch durch Verflüssigung freigegeben, im Falle sinkender Wärmeträgertemperatur dagegen abgedeckt wird, wobei der zweite Wärmetauscher zumindest während der Laufzeit des Verdichters durch das Kühlmittel beaufschlagt wird.
  • Es wird also die zur Verflüssigung dienende Wärmetausch­fläche des zweiten Wärmetauschers durch eine Kältemit­telniveauregelung verändert, so daß der erste Wärmetau­scher (Heizverflüssiger) dementsprechend mehr oder weni­ger die Verflüssigung des Kältemittels übernehmen muß. Dies bedeutet eine Regelung der im ersten Wärmetauscher rückgewonnenen und durch den Wärmeträger abgeführten Wärmeleistung in Abhängigkeit von der Wärmeträgertempe­ratur. Da gleichzeitig der zweite Wärmetauscher während der Laufzeit des Verdichters dauernd oder doch zumindest fast dauernd vom Kühlmittel beaufschlagt wird, ergibt sich folgender wesentlicher Vorteil. Das Kältemittel steht vor seinem Fluß zum Entspannungsorgan immer im Wärmetausch mit dem Kühlmittel, wodurch in einem Grenz­falle (keine Wärmerückgewinnung) der erste Wärmetauscher funktionslos ist, und die Verflüssigung im zweiten Wär­metauscher bei einer Temperatur erfolgt, die durch die Kühlmitteltemperatur bestimmt ist und die tiefer liegt als die Verflüssigungstemperatur bei Wärmerückgewinnung. Im anderen Grenzfalle (Wärmerückgewinnung) wird eine Unterkühlung des im ersten Wärmetauscher bei erhöhter Temperatur verflüssigten Kältemittels auf eine Unterküh­lungstemperatur erreicht, die ebenfalls durch die Kühl­mitteltemperatur bestimmt ist und die deutlich unter der Verflüssigungstemperatur des ersten Wärmetauschers liegt. Bei teilweiser Wärmerückgewinnung treten die bei­den genannten Betriebsweisen gemischt auf. Das dem Ent­spannungsorgan zuströmende Kältemittel hat somit in al­len Betriebsweisen der Kälteanlage weitgehen gleichen vom Kühlmittel aufgeprägten Zustand (Enthalpie), so daß die Kälteleistung der Anlage von einem Wechsel der Be­triebsweisen weitgehend unberührt bleibt.
  • Als Kühlmittel kommt Wasser in Frage, das in einem über einen Kühlturm geführten Kreislauf zirkuliert oder das einem Wasserversorgungsnetz, einem Brunnen oder einem Gewässer entnommen wird und nach Wärmeaufnahme an die Umgebung abgeführt wird. Ebenso vorteilhaft ist es, Auß­enluft als Kühlmittel zu verwenden.
  • Insgesamt gesehen wird durch das erfindungsgemäße Ver­fahren sowohl dem Wärmerückgewinnungsbetrieb als auch dem Kältebetrieb voll Rechnung getragen, in dem eine einfache Regelung der Leistung bzw. Temperatur der rück­gewonnenen Wärme mit der Ausschaltung von Einflüssen der verschiedenen Betriebsweisen auf die Kälteleistung ver­eint wurde.
  • Um eine ausreichende Unterkühlung bzw. Verflüssigung des Kältemittels sicherzustellen, empfiehlt es sich, den zweiten Wärmetauscher in einem für die Abfuhr der gesam­ten Verflüssigungswärme geeignetem, gleichbleibendem Maße durch das Kühlmittel zu beaufschlagen. Auch ist est empfehlenswert, die Kühlmittelbeaufschlagung bei inter­mittierendem Betrieb des Verdichters über die Laufzeit des Verdichters hinaus auszudehnen, vorteilhaft um 1-3 Minuten.
    Gemäß einer empfehlenswerten Weiterbildung der Erfindung kann der Kältemittelflüssigkeitsstand anstelle der Ab­hängigkeit von der Wärmeträgertemperatur in Abhängigkeit vom Kältemitteldruck im ersten Wärmetauscher verändert werden.
  • Eine bevorzugte Kälteanlage zur Durchführung des vorbe­schriebenen Verfahrens mit jeweils mindestens einem in Kältemittelkreislauf hintereinander angeordnetem ersten und zweiten Wärmetauscher, von denen auf der wärmeab­gebenden Seite der erste Wärmetauscher von dem Wärmeträ­ger, der zweite Wärmetauscher von dem Kühlmedium beauf­schlagbar ist, ist dadurch gekennzeichnet, daß der erste Wärmetauscher höher als der zweite Wärmetauscher ange­ordnet ist und kältemittelseitig eine mit Gefälle ver­laufende Verbindung zum zweiten Wärmetauscher aufweist, daß im Kältemittelkreislauf stromab des zweiten Wärme­tauschers ein Durchflußregelorgan angeordnet ist, das mit einem die Temperatur des erhitzten Wärmeträgers er­fassenden Temperaturfühler oder einem den Kältemittel­ druck im ersten Wärmetauscher erfassenden Fühler derart in Wirkverbindung steht, daß beim Ansteigen der Tempera­tur bzw. des Druckes das Durchflußregelorgan in öffnen­dem Sinne, im Falle sinkender Temperatur bzw. Druckes im schließenden Sinne beeinflußt wird, und daß der zweite Wärmetauscher durch Außenluft beaufschlagbar ist oder unter Zwischenschaltung eines Kühlmittelzwischenkreis­laufs an einen Außenluftwärmetauscher angeschlossen ist oder mit einer Lieferstelle für Kühlwasser verbunden ist.
  • Durch das Durchflußregelorgan wird die Beeinflussung des Kältemittelstandes im zweiten Wärmetauscher und somit eine einfache Ausschaltung bzw. Freigabe von Wärme­tauschfläche durch mehr oder minder starkes Drosseln des Kältemittelabflusses auf sehr kostengünstige Weise er­reicht, während die angegebenen Möglichkeiten zur Kühl­mittelbeaufschlagung des zweiten Wärmetauschers eine leichte Anpassung an vorgegebene Betriebsmöglichkeiten gestatten. Hierbei ist es besonders günstig, daß mit einer Verringerung der für Verflüssigung vorgesehenen Wärmetauschfläche des zweiten Wärmetauschers zwangsläu­fig eine Vergrößerung der für die Kältmittelunterkühlung einsetzbaren Heizfläche des zweiten Wärmetauschers er­folgt.
  • Um eine möglichst schnelle Ausschaltung von Wärmetausch­fläche des zweiten Wärmetauschers zu erreichen und den Betrieb zu stabilisieren, empfiehlt es sich, daß der Kältemittelkreislauf stromab des Durchflußregelorgans mit einem Kältemittelsammler versehen ist, dessen freier Raum unter Zwischenschaltung eines Differenzdruckventils mit dem Dampfraum des ersten Wärmetauschers verbunden ist.
  • Das Durchflußregelorgan ist vorteilhaft als Durchfluß­regelventil ausgebildet. Solche Ventile, deren Durch­flußquerschnitt durch einen auf Druck oder Temperatur ansprechenden Fühler veränderbar ist, sind in der Tech­nik bekannt und üblich und daher kostengünstig in der Anschaffung.
  • Weitere Vorteile und Merkmale der Erfindung gehen aus der folgenden Beschreibung von Ausführungsbeispielen im Zusammenhang mit den schematischen Zeichnungen hervor.
  • Hierbei zeigt:
    • Fig. 1 das Schaltbild einer Kälteanlage mit Wärme­rückgewinnung, die zur Durchführung des erfin­dungsgemäßen Verfahrens geeignet ist und
    • Fig. 2 eine Ausführungsvariante des Gegenstands der Fig. 1.
  • In den einzelnen Figuren wiederkehrende gleiche Einzel­teile sind nur insoweit mit Bezugszeichen versehen, als dies für das Verständnis erforderlich ist.
  • Die Kälteanlage gemäß Fig. 1 weist einen Kältemittel­kreislauf 10 auf, der, in Strömungsrichtung des Kälte­mittels gesehen, folgende Bauteile enthält: einen Ver­dichter 12, den ersten Wärmetauscher 14, der als Heiz­verflüssiger dient, den zweiten Wärmetauscher 16, der als Zusatzverflüssiger und/oder Unterkühler eingesetzt ist, ein Entspannungsorgan 18, z.B. in Form ein Expan­sionsventils, sowie einen Verdampfer 20, der die Nutz­kälte z.B. an einen Kühlraum abgibt. An die wärme­ abgebende Seite des ersten Wärmetauschers 14, der vor­zugsweise aus einem Röhrenkesselverflüssiger besteht, ist ein Heizkreislauf 22 angeschlossen, in dem ein flüs­siger Wärmeträger, vorzugsweise Wasser, zirkuliert. Der Heizkreislauf enthält eine Wärmeträgervorlaufleitung 24 mit eingefügter Umwälzpumpe 26, die zu einem oder mehre­ren Wärmeverbrauchern 28 führt. Eine Wärmeträger­rücklaufleitung 30 führt vom Wärmeverbraucher 28 zum ersten Wärmetauscher 14 zurück, so daß der Heizkreislauf geschlossen ist. Die Wärmeverbraucher können Bestandteil z.B. einer Heizungsanlage und/oder Brauchwasserberei­tungsanlage sein.
  • Der zweite Wärmetauscher 16, der vorzugsweise als Röh­renkesselverflüssiger ausgebildet ist, liegt tiefer als der erste Wärmetauscher 14, so daß die kältemittelsei­tige Verbindung 32, z.B. in Form einer Rohrleitung, mit Gefälle vom unteren Ausgang des ersten Wärmetauschers 14 zum oberen Eingang des zweiten Wärmetauschers 16, ver­läuft. Die wärmeabgebende Seite des zweiten Wärmetau­schers 16 ist Bestandteil eines Kühlmittelzwischenkreis­laufs 34, der eine Vorlaufleitung 36 aufweist, die zu einem Außenluftwärmetauscher 38 führt. Dieser ist vor­zugsweise als Kühlturm ausgebildet, wobei die Vorlauf­leitung 36 zu den Sprühdüsen des Kühlturmes führt. Für die Rückführung des abgekühlten Kühlmittels dient die Rücklaufleitung 40 mit eingefügter Zirkulationspumpe 42. Das im Kühlmittelkreislauf 34 enthaltene Kühlmittel ist flüssig, es besteht vorzugsweise aus Wasser.
  • In der Rohrleitung 44, die kältemittelseitig den unteren Bereich (Ausgang) des zweiten Wärmetauschers 16 mit dem Entspannungsorgan 18 verbindet, ist in der Nähe des zweiten Wärmetauschers 16 das Durchflußregelorgan 46 eingefügt, das als thermostatisches Regelventil ausge­bildet ist. Das Durchflußregelorgan 46 ist durch eine gestrichelt angedeutete Wirkleitung 48 mit dem Tempera­turfühler 50 verbunden, der in der Nähe des ersten Wär­metauschers 14 in der Wärmeträgervorlaufleitung 24 ange­ordnet ist. Der Temperaturfühler 50 wirkt derart auf das Durchflußregelorgan 46 ein, daß bei ansteigender Tempe­ratur des Wärmeträgers der Durchflußquerschnitt des Durchflußregelorgans größer, bei fallender Temperatur dagegen kleiner und gegebenenfalls ganz abgesperrt wird.
  • Stromabwärts des Durchflußregelorgans 46 ist die Rohr­leitung 44 an den unteren, flüssiges Kältemittel führen­den Bereich des Kältemittelsammlers 52 angeschlossen, der aus einem liegenden, zylindrischen Behälter besteht. Der oberhalb des flüssigen Kältemittels 54 sich befin­dende freie Raum 56 ist oben durch eine Druckdiktierlei­tung 58 mit eingefügtem Differenzdruckventil 60 mit dem gasförmiges Kältemittel führenden Innenraum, (also mit dem oberen Endbereich des Innenraums), des ersten Wärme­tauschers 14 verbunden. Das Differenzdruckventil 60 be­wirkt, daß im freien Raum 56 ein niedrigerer Druck als im Innenraum des ersten Wärmetauschers 14 herrscht. Hierzu läßt das Differenzdruckventil gasförmiges Kälte­mittel nur in Richtung zum freien Raum 56 durchtreten, wobei das Differenzdruckventil durch selbsttätiges Ver­ändern seines Durchflußquerschnitts im freien Raum 56 einen gegenüber dem Wärmetauscher 14 um vorzugsweise 1 bis 2 bar geringeren Druck aufrechterhält.
  • Während des Betriebs der Anlage ist der Verdichter 12, der vorzugsweise als Verdrängungsverdichter ausgebildet ist, die Umwälzpumpe 26, die Zirkulationspumpe 42 sowie erforderlichenfalls der Lüfter 62 des Außenluftwärmetau­schers 38 in Funktion, wobei in vorliegender Erfindung in jedem Fall davon ausgegangen wird, daß die gewünschte Wärmeträgertemperatur höher ist als die Kühlmitteltempe­ratur, die im vorliegenden Beispiel vom Zustand der Auß­enluft (Temperatur, Feuchte) abhängt. Weiter wird ange­nommen, daß die Wärmeträgertemperatur beispielsweise 60° Celsius betragen soll, während die Wärmeträgerrück­lauftemperatur üblicherweise um 3 bis 10k niedriger liegt. Der im Heizkreislauf 22 zirkulierende Wärmeträ­gerstrom ist wie üblich weitgehend konstant. Der im Kühlmittelzwischenkreislauf 34 umlaufende Wasserstrom ist ebenfalls weitgehend konstant, er führt die im zwei­ten Wärmetauscher 16 aufgenommene Wärme über den als Außenluftwärmetauscher 38 dienden Kühlturm in bekannter Weise ab. Die in der Kälteanlage in bekannter Weise er­zeugte Nutzkälte wird vom Verdampfer, die Verflüssi­gungswärme von den Wärmetauschern abgegeben.
  • Besteht jetzt am Wärmeverbraucher 28 kein oder nur ge­ringer Wärmebedarf, weil z.B. ein als Wärmeverbraucher dienender Warmwasserspeicher aufgeladen ist, so macht sich dies durch einen Anstieg der Wärmeträgervorlauf­temperatur bemerkbar. Dieser Temperaturanstieg wird vom Temperaturfühler 50 erfaßt, der das Durchflußregelorgan 46 über die Wirkleitung 48 weiter oder ganz öffnet, so daß eventuell im zweiten Wärmetauscher 16 vorhandenes Kältemittelkondensat rasch zum Kältemittelsammler 52 abfließen kann, und daher die Wärmetauschfläche des zweiten Wärmetauschers 16 weitgehend freigegeben ist. Da wegen der fehlenden Wärmeabnahme des Wärmeverbrauchers 28 im ersten Wärmetauscher 14 keine oder nur geringe Verflüssigung des vom Verdichter 12 zugeführten Kälte­mitteldampfes erfolgen kann, wird der erste Wärmetau­scher 14 vom dampfförmigen Kältemittel durchströmt, und es übernimmt jetzt der zweite Wärmetauscher 16 die Ver­flüssigung des gesamten zugeführten Kältemitteldampfes unter Abfuhr der Verflüssigungswärme über den Wärmeträ­gerzwischenkreislauf 34 und den Außenluftwärmetauscher 38 an die Umgebungsluft, die im vorliegenden Beispiel eine Temperatur von 10° Celsius aufweisen soll. In die­ser Betriebsweise bestimmt der Zustand der Umgebungsluft den Verflüssigungsdruck. Hierbei ist zu bemerken, daß der zweite Wärmetauscher 16 ebenso wie der erste Wärme­tauscher 14 für die Abfuhr der gesamten Verflüssigungs­wärme der Kälteanlage dimensioniert sein muß.
  • Steigt jetzt der Wärmebedarf der Wärmeverbraucher 28 auf ein Maximum an, so macht sich dies durch einen Abfall der Wärmeträgervorlauftemperatur bemerkbar, mit der Fol­ge, daß der Temperaturfühler 50 über die Wirkleitung 48 eine Drosselung des Durchflußquerschnittes des Durch­flußregelorgans 46 veranlaßt. Hierdurch wird der Abfluß des verflüssigten Kältemittels aus dem zweiten Wärme­tauscher 16 eingeschränkt oder gegebenenfalls zeitweise völlig unterbunden, das Niveau das Kältemittelkondensats 64 steigt infolge des aus dem ersten Wärmetauscher zu­fließenden Kältemittelkondensats rasch an und verdeckt die für die Verflüssigung des Kältemitteldampfes vorge­sehene Wärmetauschfläche, gegebenenfalls auf ein Mini­mum, so daß vom zweiten Wärmetauscher 16 keine oder höchstens geringe Verflüssigungswärme über den Wärmeträ­gerzwischenkreislauf 34 an die Umgebungsluft abgegeben wird. Während dieser Betriebsperiode strömt flüssiges Kältemittel unter dem Druck des freien Raumes 56 aus dem Kältemittelsammler 52 zum Entspannungsorgan 18, so daß ein einwandfreier Betrieb sichergestellt ist. Da die Verflüssigungs-Wärmetauschfläche des zweiten Wärme­tauschers 16 in der vorliegenden Betriebsweise ausge­schaltet ist, wird jetzt die gesamte Verflüssigungswärme der Kälteanlage im ersten Wärmetauscher 14 an den Heiz­kreislauf 22 abgegeben und im Wärmeverbraucher 28 nutz­bar gemacht. Der Verflüssigungsdruck im ersten Wärmetau­scher 14 wird von der Vorlauftemperatur des Wärmeträger­kreislaufes 24, die im vorliegenden Beispiel 60° Celsius beträgt, bestimmt.
  • Da die Wärmeträgervorlauftemperatur mit 60° Celsius und somit die Verflüssigungstemperatur bzw. der Verflüssi­gungsdruck jetzt wesentlich höher ist als der Verflüssi­gungsdruck bzw. die Verflüssigungstemperatur bei der erstbeschriebenen Betriebsweise der Anlage, bei der die Verflüssigung im zweiten Wärmetauscher 16 unter dem Ein­fluß der Umgebungslufttemperatur von 10° Celsius erfolg­te, wäre mit dem Übergang von der erstbeschriebenen auf die zweitbeschriebene Betriebsweise der Kälteanlage eine wesentliche Verminderung der vom Verdampfer 20 abgegebe­nen Kälteleistung verbunden, wenn nicht folgende Maß­nahme vorgesehen wäre. Es bleibt nämlich jetzt der Kühl­mittelzwischenkreislauf 34 und der Außenluftwärmetau­scher 38 voll oder zumindest der Leistung der Kälteanla­ge entsprechend in Betrieb, so daß das unten aus dem ersten Wärmetauscher 14 durch die Verbindung 32 in den zweiten Wärmetauscher 16 oben einfließende Kältemittel­kondensat zusammen mit dem dort angestauten Kältemittel­kondensat 64 im zweiten Wärmetauscher 16 auf eine durch die Umgebunsluft bestimmte Temperatur unterkühlt wird, wobei die gesamte Wärmetauschfläche des zweiten Wärme­tauschers 16 zur Unterkühlung eingesetzt ist. In diesem unterkühlten Zustand strömt dann das flüssige Kältemit­tel in entsprechendem Maße durch das Durchflußregelorgan 46 dem Kältemittelsammler 52, dem Drosselorgan 18 und dem daran angeschlossenen Verdampfer 20 zu. Durch die Unterkühlung des Kältemittels ist die Kälteleistung des Verdampfers 20 gegenüber dem erstbeschriebenen Betrieb nicht oder kaum vermindert, so daß die Kälteanlage beim Wechsel der vorbeschriebenen Betriebsweisen kaum Einbuße an Kälteleistung erfährt. Es ist daher auch keine Über­dimensionierung der Kältemittelanlage erforderlich, wie sie bei herkömmlichen Anlagen zum Ausgleich der Kälte­minderleistung beim Wechsel der Betriebsarten erforder­lich ist. Selbstverständlich muß dafür Sorge getragen werden, daß kein kondensiertes Kältemittel durch die Druckdiktierleitung 58 vom ersten Wärmetauscher 14 zum Kältemittelsammelbehälter 52 fließen kann. Auch ist zu beachten, daß zur Vermeidung von Betriebsstörungen gege­benenfalls ein gewisser, wenn auch geringer Durchfluß durch das Durchflußregelorgan gewährleistet sein sollte.
  • Durch die Niveauregelung des Kältemittelkondensats im zweiten Wärmetauscher 16 wird nicht nur eine Minderung der Kälteleistung bei Betriebsartwechsel der Anlage ver­mieden, sondern auch auf einfache Weise eine Wärme­trägervorlauftemperaturregelung des Heizkreislaufs 22 erzielt. Denn je nachdem wie viel Wärmetauschfläche des zweiten Wärmetauschers 16 durch das Kältemittelkondensat 64 abgedeckt ist, wird die Verflüssigung des Kältemit­tels mehr oder weniger in den ersten Wärmetauscher zur Aufrechterhaltung der Nutzwärmeleistung bzw. der einge­stellten Wärmeträgervorlauftemperatur verlegt. Dies be­deutet, daß jedem Grad des Wärmebedarfs des Wärmever­brauchers 28 ein bestimmtes Niveau des Kältemittelkon­densates im zweiten Wärmetauscher 16 zugeordnet ist. So ist zur Aufrechterhaltung der eingestellten Wärmeträger­vorlauftemperatur bei fehlender Wärmeabnahme des Wärme­verbrauchers 28 das Niveau des Kältemittelkondensats im zweiten Wärmetauscher 16 derart eingeregelt, daß seine gesamte Wärmetauschfläche zur Verflüssigung des Kälte­mitteldampfes freigegeben ist und keine Unterkühlungs­heizfläche vorhanden ist, wogegen bei voller Wärmeabnah­me des Wärmeverbrauchers 28 das Niveau des Kältemittel­kondensats 64 so hoch ist, daß die gesamte Wärmetausch­fläche des zweiten Wärmetauschers 16 für eine Verflüssi­gung des Kältemitteldampfes nicht mehr zur Verfügung steht, sondern nur zur Unterkühlung des Kältemittelkon­densats eingesetzt ist. Bei mittlerem Wärmebedarf des Kältemittelverbrauchers 28 wird sich ein mittleres Nive­au des Kältemittelkondensats einstellen, das zwischen den beiden vorgenannten Extremwerten liegt. Bei vorste­henden Ausführungen ist unterstellt, daß die Arbeits­kennlinie des Durchflußregelorgans 46 zur Einstellung der gewünschten Wärmeträgervorlauftemperatur während des Betriebs verändert werden kann.
  • Soll gemäß einer Ausführungsvariante als Kühlmittel Kühlwasser eingesetzt werden, so wird anstelle der Rück laufleitung 40 eine Kühlwasserzuflußleitung und anstelle der Vorlaufleitung 36 eine Kühlwasserabflußleitung an den zweiten Wärmetauscher 16 angeschlossen. Durch die Kühlwasserzuflußleitung wird Kühlwasser, das einem Ver­sorgungsnetz, einem Brunnen oder einem Gewässer entnom­men wurde, dem zweiten Wärmetauscher 16 zugeführt. Das erwärmte Kühlwasser fließt durch die Kühlwasserabfluß­leitung ab und wird z.B. in die Kanalisation oder ein Gewässer geleitet. Der Betrieb der Anlage läuft wie wei­ter oben beschrieben ab. Da Kühlwasser der vorgenannten Art in der Regel wesentlich kälter ist, als der im Heiz­kreislauf zirkulierende Wärmeträger, treten die weiter oben genannten Vorteile auch bei vorliegender Ausfüh­rungsvariante auf, die wegen ihrer Einfachheit in den Zeichnungen nicht dargestellt ist.
  • Fig. 2 zeigt die vorbeschriebene Kälteanlage in einer weiteren Ausführungsvariante. Ein wesentlicher Unter­schied besteht darin, daß der zweite Wärmetauscher 116 unmittelbar luftgekühlt ist und der Druck des Kältemit­tels im ersten Wärmetauscher 114 als Regelgröße erfaßt wird. Wie weiter aus Fig. 2 ersichtlich, ist der zweite Wärmetauscher 116 durch einen Ventilator 68 mit Außen­luft als Kühlmittel beaufschlagt. Zur Verbesserung der Wärmeübertragung ist der zweite Wärmetauscher 116 kühl­mittelseitig mit Rippen 66 versehen. Nach der Wärmeauf­nahme strömt das Kühlmittel ins Freie ab.
  • Das Durchflußregelorgan 146 ist durch die Wirkleitung 148 mit dem Druckfühler 150 verbunden, der den entspre­chenden Zustand des gasförmigen Kältemittels im ersten Wärmetauscher 114 erfaßt. Dieser Zustand ist abhängig von der Temperatur des im Heizkreislauf 22 zirkulieren­ den Wärmeträgers, er ist somit ein Abbild dieser Tempe­raturen. Der Fachmann erkennt leicht, daß die Kälteanla­ge gemäß Fig. 2 entsprechend jener gemäß Fig. 1 arbei­tet, so daß sich weitere Ausführungen hierüber erübri­gen.
  • Aus der vorangegangenen Beschreibung der Ausführungs­beispiele erkennt man leicht, daß durch die Niveaurege­lung des Kältemittelkondensats eine Temperaturregelung des Wärmeträgers erzielt und gleichzeitig eine Verminde­rung der Kälteleistung beim Wechsel der Betriebsarten vermieden wird.
  • Zusammenfassend kann gesagt werden:
    Um bei einer Kälteanlage mit Rückgewinnung der Verflüs­sigungswärme einer Minderung der Kälteleistung beim Um­schalten von reinem Kälteerzeugungsbetrieb auf gleich­zeitigen Kälteerzeugungs- und Wärmerückgewinnungsbetrieb zu begegnen, wird das anfallende Kältemittelkondensat vor seiner Zufuhr zum Entspannungsorgan 18 unterkühlt. Hierzu wird ein zweiter Wärmetauscher 16 eingesetzt, der einem als Verflüssiger dienenden ersten Wärmetauscher 14 kältemittelseitig nachgeschaltet ist und der von einem Kühlmittel beaufschlagt wird, dessen Temperatur wesent­lich niedriger ist als die Verflüssigungstemperatur im ersten Wärmetauscher 14;114. Die wirksame Wärmetausch­fläche des zweiten Wärmetauschers 16 wird hierbei durch Anstau von Kältemittelkondensat in Abhängigkeit vom Tem­peraturniveau der rückgewonnenen Verflüssigungswärme an den jeweiligen Betriebszustand angepaßt, wodurch gleich­zeitig eine einfache Regelung dieses Temperaturniveaus erreicht wird.

Claims (7)

1. Verfahren zur Rückgewinnung von Verflüssigungs­wärme einer Kälteanlage, wobei ein Wärmeträger insbeson­dere eines Heizsystems (22) in einem ersten Wärmetau­scher (14;114) (Heizverflüssiger) unter entsprechender Verflüssigung des verdichteten, gasförmigen Kältemittels Wärme aufnimmt, und ein dem ersten Wärmetauscher (14;114) kältemittelseitig nachgeschalteter zweiter Wär­metauscher (16;116) (Zusatzverflüssiger) von einem Kühl­mittel beaufschlagt werden kann, das im zweiten Wärme­tauscher (16;116) einen Wärmetausch bei niedrigerer Tem­peratur als im ersten Wärmetauscher (14;114) bewirkt, dadurch gekennzeichnet, daß die wirksame Verflüssigungs­wärmetauschfläche des zweiten Wärmetauschers (16;116) durch Einstellen des Kältemittelflüssigkeitsstandes in Abhängigkeit von der Temperatur des Wärmeträgers derart verändert wird, daß bei steigender Wärmeträgertemperatur Wärmetauschfläche für den Wärmetausch durch Verflüssi­gung freigegeben, im Falle sinkender Wärmeträgertempera­tur dagegen abgedeckt wird, wobei der zweite Wärmetau­scher (16;116) zumindest während der Laufzeit des Ver­dichters durch das Kühlmittel beaufschlagt wird.
2. Verfahren nach Anspruch 1, dadurch gekennzeich­net, daß der zweite Wärmetauscher (16;116) in einem für die Abfuhr der gesamten Verflüssigungswärme geeignetem Maße durch das Kühlmittel beaufschlagt wird.
3. Verfahren nach Anspruch 1 oder 2, dadurch ge­kennzeichnet, daß der Kältemittelflüssigkeitsstand an Stelle der Abhängigkeit von der Wärmeträgertemperatur in Abhängigkeit vom Kältemitteldruck im ersten Wärmetau­scher (14;114) verändert wird.
4. Kälteanlage zur Durchführung des Verfahrens nach einem der Ansprüche 1 bis 3, mit jeweils mindestens ei­nem im Kältemittelkreislauf (10) hintereinander ange­ordnetem ersten (14;114) und zweiten Wärmetauscher (16;116), von denen auf der wärmeabgebenden Seite der erste Wärmetauscher (14;114) von dem Wärmeträger, der zweite Wärmetauscher (16;116) von dem Kühlmedium beauf­schlagbar ist, dadurch gekennzeichnet, daß der erste Wärmetauscher (14;114) höher als der zweite Wärmetau­scher (16;116) angeordnet ist und kältemittelseitig eine mit Gefälle verlaufende Verbindung (32) zum zweiten Wär metauscher (16;116) aufweist, daß im Kältmittelkreis­lauf (10) stromab des zweiten Wärmetauschers (16;116) ein Durchflußregelorgan (46;146) angeordnet ist, das mit einem die Tempeatur des erhitzten Wärmeträgers erfas­senden Temperaturfühler (50) oder einem den Kältemittel­druck im ersten Wärmetauscher (114) erfassenden Fühler (150) derart in Wirkverbindung steht, daß beim Ansteigen der Temperatur bzw. des Druckes das Durchflußregelorgan (46;146) in öffnendem Sinne, im Falle sinkender Temperatur bzw. Druckes in schließendem Sinne beeinflußt wird, und daß der zweite Wärmetauscher (16;116) kühlmit­telseitig durch Außenluft beaufschlagbar ist oder unter Einschaltung eines Kühlmittelzwischenkreislaufs (34) an einen Außenluftwärmetauscher (38) angeschlossen, oder mit einer Leiferstelle für Kühlwasser verbunden ist.
5. Kälteanlage nach Anspruch 4, dadurch gekenn­zeichnet, daß stromab des Durchflußregelorgans (46;146) der Kältemittelkreislauf (10) mit einem Kältemittel­sammler (52) versehen ist, dessen freier Raum (56) unter Zwischenschaltung eines Differenzdruckventils (60) mit dem Innenraum des ersten Wärmetauschers (14;114) ver­bunden ist.
6. Kälteanlage nach Anspruch 4 oder 5, dadurch ge­kennzeichnet, daß das Durchflußregelorgan (46;146) als Durchflußregelventil ausgebildet ist.
7. Kälteanlage nach einem der Ansprüche 4 bis 6, dadurch gekennzeichnet, daß der Außenluftwärmetauscher (38) ein Kühlturm ist.
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