EP0270015A2 - Refrigerating installation - Google Patents

Refrigerating installation Download PDF

Info

Publication number
EP0270015A2
EP0270015A2 EP87117529A EP87117529A EP0270015A2 EP 0270015 A2 EP0270015 A2 EP 0270015A2 EP 87117529 A EP87117529 A EP 87117529A EP 87117529 A EP87117529 A EP 87117529A EP 0270015 A2 EP0270015 A2 EP 0270015A2
Authority
EP
European Patent Office
Prior art keywords
compressor
evaporator
condenser
expansion valve
enthalpy
Prior art date
Legal status (The legal status 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 status listed.)
Withdrawn
Application number
EP87117529A
Other languages
German (de)
French (fr)
Other versions
EP0270015A3 (en
Inventor
Süleyman Kayhan Akdogan
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.)
Individual
Original Assignee
Individual
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 Individual filed Critical Individual
Publication of EP0270015A2 publication Critical patent/EP0270015A2/en
Publication of EP0270015A3 publication Critical patent/EP0270015A3/en
Withdrawn legal-status Critical Current

Links

Images

Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • 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
    • F25B41/00—Fluid-circulation arrangements
    • F25B41/006—Fluid-circulation arrangements optical fluid control arrangements
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • 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
    • F25B1/00—Compression machines, plants or systems with non-reversible cycle
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • 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
    • F25B41/00—Fluid-circulation arrangements
    • F25B41/20—Disposition of valves, e.g. of on-off valves or flow control valves
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • 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
    • F25B2400/00—General features or devices for refrigeration machines, plants or systems, combined heating and refrigeration systems or heat-pump systems, i.e. not limited to a particular subgroup of F25B
    • F25B2400/04—Refrigeration circuit bypassing means
    • F25B2400/0409—Refrigeration circuit bypassing means for the evaporator

Definitions

  • the invention relates to a refrigeration system, such as a refrigeration system or a heat pump system, according to the preamble of claim 1.
  • Refrigeration systems and heat pump systems are known. 1 and 2 show the basic arrangement used hitherto exclusively in such refrigeration systems, FIG. 1 showing a refrigeration system and FIG. 2 showing a heat pump system.
  • the main components are an evaporator 1, a compressor 2, a condenser 3 and an expansion valve 4, all of which are connected to one another by relatively long pipes 5, 6, 7, 8.
  • the expansion valve 4 and the compressor 2 are arranged arbitrarily at any point, and the lines 6 and 7 are often insulated.
  • the object of the present invention is to design the refrigeration system of the type mentioned at the outset in such a way that a higher coefficient of performance can be achieved.
  • This object is achieved in a refrigeration system by the training specified in the characterizing part of claim 1 and in a heat pump system by the training specified in the characterizing part of claim 5.
  • the design according to the invention provides for the expansion valve to be arranged immediately upstream of the evaporator, that is to say immediately before the cooling process, and the compressor immediately after the evaporator, that is to say immediately after the cooling process.
  • the design according to the invention provides for the expansion valve and the compressor to be arranged directly on the outlet side or on the inlet side of the condenser.
  • the design according to the invention minimizes disadvantageous heating of the working medium in a refrigeration system or the disadvantageous dissipation of heat in a heat pump system, as a result of which an increase in the coefficient of performance can be achieved.
  • the further training according to claim 4 ensures that the supply line from the condenser to the evaporator also acts as a cooling section, which has an energy-saving effect.
  • the inventive design of the refrigeration system or the heat pump system enables considerable energy savings to be achieved.
  • the components of the systems can be designed and dimensioned much more simply. A significantly higher coefficient of performance can be achieved than with conventionally designed systems.
  • improved thermodynamic, fluidic and energy-related knowledge is combined for the first time in order to create performance-related and performance-improved refrigeration and heating systems.
  • 3a, b has an evaporator 10, a compressor 12, a condenser 14 and an expansion valve 16.
  • the expansion valve or relief valve 16 is arranged in terms of flow immediately upstream of the evaporator 10 or the evaporator chamber 18. In terms of flow, there is also a solenoid valve 20 and a control valve 22 upstream of the expansion valve 16. In terms of flow, the compressor 12 is arranged directly behind the evaporator 10 or the evaporator chamber 18.
  • the heat pump system according to FIGS. 4a, b has an evaporator 30, a compressor 32, a condenser 34 and an expansion valve 36.
  • the expansion valve 36 is arranged in terms of flow immediately behind the condenser 34 or the condenser chamber 34 ⁇ .
  • the compressor 32 is in terms of flow immediately before the condenser 34 or the condenser chamber 34 ⁇ .
  • a sight glass 38, a control valve 40 and a solenoid valve 42 are arranged in series immediately in front of the evaporator 30 or the evaporator chamber 30fer.
  • a further sight glass 44 is provided immediately behind the evaporator or the evaporator chamber.
  • the compressor and expansion valve are thermally insulated.
  • the solenoid valves 20 and 42 are controlled via a line 28 or 46 depending on the mode of operation of the compressor 12 or 32.
  • the solenoid valves are open when the compressor is working and otherwise closed. This prevents the evaporator from being flooded with working medium.
  • the control valves 22 and 40 can be operated manually and serve to set the amount of working medium, the setting being able to be monitored with the aid of the sight glasses. In this way it can be prevented that, for example, wet steam is sucked in.
  • the suction of wet steam suggests that not all of the working medium has been evaporated due to the inflow of working medium being too high.
  • a temperature and pressure measurement alone, as has hitherto been customary in the prior art, is not sufficient to detect the suction of wet steam and, if necessary, to prevent it.
  • the supply line 5, 6 is not insulated from the condenser to the evaporator (contrary to the prior art), as a result of which it additionally acts as a cooling section, which has an energy-saving effect. Because of the short distances, no or only negligible heating of the coolant occurs in the outlet line of the evaporator 10 to the compressor 12, ie it is different from in conventional systems no longer disadvantageously cooled the environment.
  • the compressor 12 can be designed with a lower performance. Lower temperatures are obtained at the outlet of the compressor, which means that less cooling energy is required in the condenser 14. The temperature of the compressor is less stressed.
  • the expansion valves 16, 36 are pressure-controlled throttle, reducing or control valves without any work. This prevents pressure fluctuations caused by outside temperature fluctuations and fluctuations in the amount of refrigerant circulated in the system.
  • the pressure and the circulated refrigerant quantity / time calculated and regulated by the control valves remain constant. It can be used to prevent deterioration in efficiency caused by fluctuations in the amount of refrigerant circulated, which always occurs when using thermostatic expansion valves. With thermostatic expansion valves occur at outside temperature changes fluctuations in the amount of refrigerant circulated.
  • the control valves 22 and 40 can also be replaced by the more expensive electronic flow controllers - within the scope of economy.
  • Refrigeration systems in companies such as slaughterhouses, butchers, food factories, dairies etc. which consume a lot of hot water at the same time, can be operated very economically and energy-saving by producing hot water using a second condenser. This is already practiced in some systems.
  • a single-stage compression heat pump system for one of 11.3 kW (40620 kJ) has to be planned.
  • R22 chlorodifluoromethane CHCl F2
  • Thermal output 11.3 kW (40620 kJ) [Q] Evaporator temperature + 2 ° C (t o ) Condenser temperature + 55 ° C (t) temp.
  • the condenser is to be cooled using groundwater.
  • Water temperature t W 10 ° C
  • Current consumption of the Fab circulation pump .
  • ⁇ t ⁇ ⁇ e that is: 8,593 - ⁇ 10,089 or 9.0 - ⁇ 10.66 at d) ⁇ t ⁇ ⁇ e 9.784 - ⁇ 10.97 or 10.226 - ⁇ 11.53 with a) ⁇ t ⁇ ⁇ e (e.g. house refrigerator) 7.635 - ⁇ 10.66 at b) ⁇ t ⁇ ⁇ e (e.g. small room heating and cooling device) 6.32 - ⁇ 11.53

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • Physics & Mathematics (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • Thermal Sciences (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Devices That Are Associated With Refrigeration Equipment (AREA)
  • Air Conditioning Control Device (AREA)

Abstract

The installation has an evaporator, a compressor, a condenser and an expansion valve, which are connected to one another by pipelines and through which a working medium flows. Such an installation is to be designed in such a way that a higher coefficient of performance can be achieved. In order to achieve this, in the case of a refrigerating installation the expansion valve is arranged immediately upstream of the evaporator or the evaporator space (cooling space) and the compressor is arranged immediately downstream of the evaporator or the evaporator space, seen in the direction of flow of the working medium. In the case of a heat-pump installation, the expansion valve is arranged immediately downstream of the condenser or the condenser space and the compressor is arranged immediately upstream of the condenser or the condenser space, seen in the direction of flow of the working medium. <IMAGE>

Description

Die Erfindung betrifft eine kältetechnische Anlage, wie Kälteanlage oder Wärmepumpenanlage, gemäß Oberbegriff des Anspruchs 1.The invention relates to a refrigeration system, such as a refrigeration system or a heat pump system, according to the preamble of claim 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 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.Refrigeration systems and heat pump systems are known. 1 and 2 show the basic arrangement used hitherto exclusively in such refrigeration systems, FIG. 1 showing a refrigeration system and FIG. 2 showing a heat pump system. The main components are an evaporator 1, a compressor 2, a condenser 3 and an expansion valve 4, all of which are connected to one another by relatively long pipes 5, 6, 7, 8. The expansion valve 4 and the compressor 2 are arranged arbitrarily at any point, and the lines 6 and 7 are often insulated. In a refrigeration system, energy losses occur with such a design, which reduces the coefficient of performance because the working medium (refrigerant) heats up in the direction of flow (arrow 9) behind the expansion valve 4 in line 6 despite the insulation of the line and because the flow path continues up to to the compressor 2, the temperature also increases again - even when the pipeline 7 is insulated. In the case of a heat pump, the working medium loses heat on the way to the expansion valve 4 in spite of the line being insulated, which is given off to the surroundings. Heat is also lost on the way from the compressor 2 to the condenser 3. This reduces the heat pump's coefficient of performance.

Die Aufgabe der vorliegenden Erfindung besteht darin, die kältetechnische Anlage der eingangs genannten Art so auszubilden, daß eine höhere Leistungszahl erreichbar ist.The object of the present invention is to design the refrigeration system of the type mentioned at the outset in such a way that a higher coefficient of performance can be achieved.

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.This object is achieved in a refrigeration system by the training specified in the characterizing part of claim 1 and in a heat pump system by the training specified in the characterizing part of claim 5.

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.In a refrigeration system, the design according to the invention provides for the expansion valve to be arranged immediately upstream of the evaporator, that is to say immediately before the cooling process, and the compressor immediately after the evaporator, that is to say immediately after the cooling process. In the case of a heat pump, the design according to the invention provides for the expansion valve and the compressor to be arranged directly on the outlet side or on the inlet side of the condenser.

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.The design according to the invention minimizes disadvantageous heating of the working medium in a refrigeration system or the disadvantageous dissipation of heat in a heat pump system, as a result of which an increase in the coefficient of performance can be achieved.

Vorteilhafte und zweckmäßige Weiterbildungen der er­findungsgemäßen Aufgabenlösung sind in den Unteransprüchen gekennzeichnet.Advantageous and expedient developments of the task solution according to the invention are characterized in the subclaims.

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.The developments according to claims 2 and 6 control the working medium via solenoid valves depending on the mode of operation of the compressor. In this way, flooding of the evaporator with working medium can be prevented.

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.Through the further developments according to claims 3 and 7, a quantity adjustment of the working medium is possible, the adjustment being able to be monitored with the aid of sight glasses. In this way it can be reliably prevented that, for example, wet steam is sucked in. The suction of wet steam suggests that not all of the working medium has been evaporated due to the inflow of working medium being too high.

Durch die weitere Ausbildung gemäß Anspruch 4 wird er­reicht, daß die Zuleitung vom Verflüssiger zum Verdampfer zusätzlich als Kühlstrecke wirkt, was sich energiesparend auswirkt.The further training according to claim 4 ensures that the supply line from the condenser to the evaporator also acts as a cooling section, which has an energy-saving effect.

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.Through the development according to claim 8, it is achieved in a heat pump system that the working medium is heated behind the expansion valve. In this way, a simpler design of the evaporator is possible since it receives working medium that has already been heated.

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. Bei der Erfindung werden zum ersten Mal verbesserte thermodynamische, strömungstechnische und energietechnische Erkenntnisse kombiniert zur Schaffung leistungsgerechter und leistungsverbesserter kälte- und wärme­technischer Anlagen.The inventive design of the refrigeration system or the heat pump system enables considerable energy savings to be achieved. The components of the systems can be designed and dimensioned much more simply. A significantly higher coefficient of performance can be achieved than with conventionally designed systems. In the case of the invention, improved thermodynamic, fluidic and energy-related knowledge is combined for the first time in order to create performance-related and performance-improved refrigeration and heating systems.

Die Erfindung soll nachfolgend anhand der beigefügten Zeichnung näher erläutert werden.The invention will be explained below with reference to the accompanying drawings.

Es zeigen

  • Fig. 1 und 2 herkömmlich aufgebaute Kälte- und Wärmepumpen­anlagen,
  • Fig. 3a,b eine erfindungsgemäß ausgebildete Kälteanlage und
  • Fig. 4a,b eine erfindungsgemäß ausgebildete Wärmepumpen­anlage.
Show it
  • 1 and 2 conventionally constructed refrigeration and heat pump systems,
  • 3a, b an inventive refrigeration system and
  • 4a, b an inventive heat pump system.

Die Kälteanlage gemäß Fig. 3a,b weist einen Verdampfer 10, einen Verdichter 12, einen Verflüssiger 14 und ein Expansions­ventil 16 auf. Das Expansionsventil bzw.Entspannungsventil 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.3a, b has an evaporator 10, a compressor 12, a condenser 14 and an expansion valve 16. The expansion valve or relief valve 16 is arranged in terms of flow immediately upstream of the evaporator 10 or the evaporator chamber 18. In terms of flow, there is also a solenoid valve 20 and a control valve 22 upstream of the expansion valve 16. In terms of flow, the compressor 12 is arranged directly behind the evaporator 10 or the evaporator chamber 18.

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.Are between the expansion valve 16 and the evaporator 10 and between the evaporator 10 and the compressor 12 still a sight glass 24 or 26 arranged.

Die Wärmepumpenanlage nach Fig. 4a,b 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. dem Verflüssigerraum 34ʹ angeordnet. Der Verdichter 32 be­findet sich strömungsmäßig unmittelbar vor dem Verflüssiger 34 bzw. dem Verflüssigerraum 34ʹ.The heat pump system according to FIGS. 4a, b has an evaporator 30, a compressor 32, a condenser 34 and an expansion valve 36. The expansion valve 36 is arranged in terms of flow immediately behind the condenser 34 or the condenser chamber 34ʹ. The compressor 32 is in terms of flow immediately before the condenser 34 or the condenser chamber 34ʹ.

In Strömungsrichtung gesehen sind unmittelbar vor dem Verdampfer 30 bzw. dem Verdampferraum 30ʹ der Reihe nach ein Schauglas 38, ein Regelventil 40 und ein Magnetventil 42 an­geordnet. Unmittelbar hinter dem Verdampfer bzw. dem Ver­dampferraum ist ein weiteres Schauglas 44 vorgesehen. Ver­dichter und Expansionsventil sind wärmemäßig isoliert. Seen in the direction of flow, a sight glass 38, a control valve 40 and a solenoid valve 42 are arranged in series immediately in front of the evaporator 30 or the evaporator chamber 30fer. A further sight glass 44 is provided immediately behind the evaporator or the evaporator chamber. The compressor and expansion valve are thermally insulated.

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.The solenoid valves 20 and 42 are controlled via a line 28 or 46 depending on the mode of operation of the compressor 12 or 32. The solenoid valves are open when the compressor is working and otherwise closed. This prevents the evaporator from being flooded with working medium.

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.The control valves 22 and 40 can be operated manually and serve to set the amount of working medium, the setting being able to be monitored with the aid of the sight glasses. In this way it can be prevented that, for example, wet steam is sucked in. The suction of wet steam suggests that not all of the working medium has been evaporated due to the inflow of working medium being too high. A temperature and pressure measurement alone, as has hitherto been customary in the prior art, is not sufficient to detect the suction of wet steam and, if necessary, to prevent it.

Bei der Kälteanlage nach Fig. 3a,b 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.3a, b, the supply line 5, 6 is not insulated from the condenser to the evaporator (contrary to the prior art), as a result of which it additionally acts as a cooling section, which has an energy-saving effect. Because of the short distances, no or only negligible heating of the coolant occurs in the outlet line of the evaporator 10 to the compressor 12, ie it is different from in conventional systems no longer disadvantageously cooled the environment.

Durch die beschriebene Ausbildung der Kälteanlage kann der Verdichter 12 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.Due to the described design of the refrigeration system, the compressor 12 can be designed with a lower performance. Lower temperatures are obtained at the outlet of the compressor, which means that less cooling energy is required in the condenser 14. The temperature of the compressor is less stressed.

Bei der Wärmepumpenanlage gemäß Fig. 4a,b tritt kein oder nur eine 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 the heat pump system according to FIGS. 4a, b, there is no or only a negligible heat loss on the outlet side of the condenser 34 upstream of the expansion valve 36. In terms of flow behind the expansion valve, on the other hand, the working medium is heated, since the pipe is not insulated. In this way, a simpler design of the evaporator is possible since it receives working medium that has already been heated. The working medium is already heated on the way to the compressor, which is advantageous for the process. There is no or only negligible heat loss behind the compressor.

In der nachfolgenden Tabelle sind die bei den üblichen Arbeitsmedien theoretischen Leistungsziffern angegeben. In den weiteren Tabellen Seiten 23/24 sind die praktisch erreich­baren Zahlen angegeben für R 22, wenn kältetechnische Anlagen nach den Fig. 3a,b und 4a,b eingesetzt werden.The following table shows the theoretical performance figures for the usual working media. In the further tables on pages 23/24, the practically achievable numbers are given for R 22 when refrigeration systems according to FIGS. 3a, b and 4a, b are used.

Die Expansionsventile 16, 36 sind druckgesteuerte Drossel-, Reduzier- oder Regelventile ohne Arbeitsleistung. Dadurch werden durch Außentemperaturschwankungen verursachte Druckschwankungen und Schwankungen der umgewälzten Kältemittel­menge im System verhindert. Druck und berechnete und durch die Regelventile eingeregelte umgewälzte Kältemittelmenge/Zeit bleiben konstant. Es können damit durch Schwankungen der um­gewältzen Kältemittelmenge verursachte Wirkungsgradverschlech­terungen verhindert werden, die bei Verwendung von thermo­statischen Expansionsventilen immer auftreten. Bei thermo­statischen Expansionsventilen treten bei Außentemperaturände­ rungen 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.

Figure imgb0001
The expansion valves 16, 36 are pressure-controlled throttle, reducing or control valves without any work. This prevents pressure fluctuations caused by outside temperature fluctuations and fluctuations in the amount of refrigerant circulated in the system. The pressure and the circulated refrigerant quantity / time calculated and regulated by the control valves remain constant. It can be used to prevent deterioration in efficiency caused by fluctuations in the amount of refrigerant circulated, which always occurs when using thermostatic expansion valves. With thermostatic expansion valves occur at outside temperature changes fluctuations in the amount of refrigerant circulated. In larger systems, the control valves 22 and 40 can also be replaced by the more expensive electronic flow controllers - within the scope of economy.
Figure imgb0001

I. BEISPIELEI. EXAMPLES 1)1)

Es ist eine einstufige Kompressionskälteanlage für eine Lei­stung von 11,3 kW (40620 kJ) zu projektieren. Als Kälte­mittel wird R22 (Chlordifluormethan CHCl F₂)verwendet.
Kälteleistung Qo = 11,3 kW (40620 kJ )
Verdampfertemperatur +2°C ( to )
Verflüssigertemperatur +55°C ( t )
Temperatur nach adiabat. Verdichtung
Gemäß Dampftafel für R 22 ist :

  • a) Verdampferdruck po = 5,3179 bar bei to = +2°C
  • b) Verflüssigerdruck p = 21,73 bar bei t = + 55°C
Enthalpie Austritt Verflüssiger h₁ = 902,70 kJ/kg
Enthalpie Eintritt Verdampfer h₂ = 902,70 kJ/kg
Enthalpie Austritt Verdampfer h₃ = 1037,338 kJ/kg
Enthalpie Austritt Verdichter h₄ = 1047,4715 kJ/kg
Spez. Volumen Saugseite Verdichter v₃= 0,04364 m³/kg
    wt = q - qo (Primärenergie im Kreisprozeß)
Die Leistungsziffer des theoretischen Prozeßes beträgt nach
Figure imgb0002
 Als Gütegrad für den Verdichter angenommen ηg = 0,90 , Richtwerte für ηg = 0,80 bis 0,94 je nach Größe des Kompressors
Dampftemperatur nach polytroper Verdichtung nach :
Figure imgb0003
 tü = + 61,11°C Diese beweist, daß die Annahme ηg= 0,90 richtig ist.
Damit bestimmt sich die Enthalpiezunahme durch die polytrope Verdichtung zu
Figure imgb0004
 q = h₄ - h₁ da h₁ = h₂ ――― q = h₄ - h₂
q = h₃ - h₂
wt = q - qo = h₄ - h₂ - (h₃ - h₂) = h₄ - h₃
Die Enthalpie nach der polytropen Verdichtung beträgt :
h4pol = h₃ + Δhpol = 1037,338 + 11,259 = 1048,597 kJ/kg
Die Leistungszahl des wirklichen Prozeßes beträgt dann
Figure imgb0005
 Die spezifische Kälteleistung ergibt hieraus zu: :
Kk = εk . 860 = 11,958 . 3595 = 42989 kJ/kW
Indizierte Verdichterleistung beträgt demnach :
Figure imgb0006
 Effektive Verdichterleistung :
Figure imgb0007
 ηm = Mechanischer Wirkungsgrad
Richtwerte für ηm = 0,80 bis 0,90 je nach Größe des Kompressors
Volumetrische Verdichterleistung :
Figure imgb0008
 Ansaugvolumen des Verdichters :
Figure imgb0009
 mk = Kältemittel :
Figure imgb0010
 Damit ist
Q = 301,7 .( h4pol - h₁ )
  = 301,7 .( 1048,597 - 902,70 )
  = 301,7 . 145,897 = 44020 kJ/h
Voraussetzung (thermodynamisch und strömungstechnisch) ist ΔPmax = 900 mbar, was sich aus dem angenommenen und realisierbaren Gütegrad ηG = 0,90 für den Verdichter ergibt.
Da im Entspannungsventil keine Arbeit geleistet wird, ändert sich h₁ nach dem Entspannungsventil nicht, daher ist h₂ = h₁. Lediglich ein Teil der Flüssigkeit geht in Gas über. Siehe Rohrnetzberechnung.
2) Anlage nach 1) ist als Wärmepumpenlange zu projektieren. Wärmeleistung : 11,3 kW ( 40620 kJ ) Q
Verdampfertemperatur + 2 °C ( to )
Verflüssigertemperatur + 55 °C ( t ) Temperatur nach adiabatischer Verdichtung
Gemäß Dampftafel für R 22 ist :
  • a) Verdampferdruck Po = 5,3179 bar bei to =+ 2 °C
  • b) Verflüssigerdruck p = 21,73 bar bei t =+ 55°C
Enthalpie Austritt Verflüssiger h₁ = 902,70 kJ/kg
Enthalpie Eintritt Verdampfer h₂ = 902,70 kJ/kg
Enthalpie Austritt Verdampfer h₃ = 1037,338 kJ/kg
Enthalpie Austritt Verdichter h₄ = 1047,4715 kJ/kg
spez. Volumen Saugseite Verdichter v₃= 0,04364 m³/kg
Ermittlung der Temperatur: tü = 60,9°C
Nach polytroper Zustandsänderung:
Δh = 10,1335 kJ/kg
Δhpol = 11,2594 kJ/kg
Δt = t - to = 55°-2°C = 53°k
Δtü = ?
Figure imgb0011
Figure imgb0012
     Pü = 5,3179 + 18,2391 = 23,557 bar
Nach:
Figure imgb0013
 Nach der logarithmischen Lösung:
n ≙ 1,15
wt = q - qo
q = h₄ - h₁
qo= h₃ - h₂ da h₁ = h₂
qo= h₃ - h₁
wt= q - qo = h₄ - h₁-(h₃-h₁)
  = h₄ - h₁ - h₃ + h₁ = h₄ - h₃
Die Leistungsziffer des theoretischen Prozeßes beträgt :
Figure imgb0014
 Als Gütegrad für den Verdichter angenommen ηg = 0,90
Richtwerte für ηg= 0,80 bis 0,94 je nach Größe des Kompressors
Dampftemperatur nach polytroper Verdichtung :
Figure imgb0015
 Diese beweist, daß die Annahme ηg = 0.90 richtig ist.
Damit bestimmt sich die Enthalpiezunahme durch die polytrope Verdichtung zu
Figure imgb0016
 Die Enthalpie nach der polytropen Verdichtung beträgt
h4pol = h₃ + Δhpol = 1037,338 + 11,259 = 1048,597 kJ/kg
Die Leistungszahl des wirklichen Prozeßes beträgt dann :
Figure imgb0017
 Die spezifische Wärmeleistung beträgt :
Kw = εk . 860 = 12,958. 3595 = 46584 kJ/kW
Indizierte Verdichterleistung :
Figure imgb0018
 Effektive Verdichterleistung :
Figure imgb0019
     ηm = Mechanischer Wirkungsgrad
Richtwerte für ηm = 0,80 bis 0,90 je nach Größe des Kompressors
Volumetrische Verdichterleistungen :
Figure imgb0020
 Damit ist die Auslegung des Kompressors möglich. Die Wärmemittelmenge bestimmt sich zu :
Figure imgb0021
 Damit ist die Auslegung der Verdampferleistung möglich :
Qo = mw . qo = mw .( h₃ - h₂ )
        = 278,42 ( 1037,338 - 902,70 )
        = 278,42 . 134,638
        = 37486 kJ/h
A single-stage compression refrigeration system with an output of 11.3 kW (40620 kJ) is to be planned. R22 (chlorodifluoromethane CHCl F₂) is used as the refrigerant.
Cooling capacity Q o = 11.3 kW (40620 kJ)
Evaporator temperature + 2 ° C (t o )
Condenser temperature + 55 ° C (t)
Temperature after adiabatic. compression
According to the steam table for R 22:
  • a) Evaporator pressure p o = 5.3179 bar at t o = + 2 ° C
  • b) Condenser pressure p = 21.73 bar at t = + 55 ° C
Enthalpy outlet condenser h₁ = 902.70 kJ / kg
Enthalpy inlet evaporator h₂ = 902.70 kJ / kg
Enthalpy outlet evaporator h₃ = 1037.338 kJ / kg
Enthalpy discharge compressor h₄ = 1047.4715 kJ / kg
Specific volume suction side compressor v₃ = 0.04364 m³ / kg
w t = q - q o (primary energy in the cycle)
The performance figure of the theoretical process is after
Figure imgb0002
 The quality grade for the compressor is assumed to be η g = 0.90, guide values for η g = 0.80 to 0.94 depending on the size of the compressor
Vapor temperature after polytropic compression after:
Figure imgb0003
 t ü = + 61.11 ° C This proves that the assumption η g = 0.90 is correct.
The enthalpy increase is determined by the polytropic compression
Figure imgb0004
 q = h₄ - h₁ da h₁ = h₂ ――― q = h₄ - h₂
q = h₃ - h₂
w t = q - q o = h₄ - h₂ - (h₃ - h₂) = h₄ - h₃
The enthalpy after polytropic compression is:
h 4pol = h₃ + Δh pol = 1037.338 + 11.259 = 1048.597 kJ / kg
The coefficient of performance of the real process is then
Figure imgb0005
 The specific cooling capacity results from:
K k = ε k . 860 = 11.958. 3595 = 42989 kJ / kW
The indicated compressor output is therefore:
Figure imgb0006
 Effective compressor performance:
Figure imgb0007
 η m = mechanical efficiency
Guide values for η m = 0.80 to 0.90 depending on the size of the compressor
Volumetric compressor capacity:
Figure imgb0008
 Intake volume of the compressor:
Figure imgb0009
 m k = refrigerant:
Figure imgb0010
 So that is
Q = 301.7. (H 4pol - h₁)
= 301.7. (1048.597 - 902.70)
= 301.7. 145.897 = 44020 kJ / h
Prerequisite (thermodynamically and fluidically) is ΔP max = 900 mbar, which results from the assumed and realizable quality grade η G = 0.90 for the compressor.
Since no work is done in the expansion valve, h 1 does not change after the expansion valve, therefore h 2 = h 1. Only part of the liquid turns into gas. See pipe network calculation.
2) The system according to 1) is to be configured as a heat pump length. Heat output: 11.3 kW (40620 kJ) Q
Evaporator temperature + 2 ° C (t o )
Condenser temperature + 55 ° C (t) temperature after adiabatic compression
According to the steam table for R 22:
  • a) Evaporator pressure P o = 5.3179 bar at t o = + 2 ° C
  • b) Condenser pressure p = 21.73 bar at t = + 55 ° C
Enthalpy outlet condenser h₁ = 902.70 kJ / kg
Enthalpy inlet evaporator h₂ = 902.70 kJ / kg
Enthalpy outlet evaporator h₃ = 1037.338 kJ / kg
Enthalpy discharge compressor h₄ = 1047.4715 kJ / kg
spec. Volume suction side compressor v₃ = 0.04364 m³ / kg
Determination of the temperature: t ü = 60.9 ° C
After a polytropic change of state:
Δh = 10.1335 kJ / kg
Δh pol = 11.2594 kJ / kg
Δt = t - to = 55 ° -2 ° C = 53 ° k
Δt ü =?
Figure imgb0011
Figure imgb0012
 Pü = 5.3179 + 18.2391 = 23.557 bar
To:
Figure imgb0013
 According to the logarithmic solution:
n ≙ 1.15
w t = q - q o
q = h₄ - h₁
q o = h₃ - h₂ since h₁ = h₂
q o = h₃ - h₁
w t = q - q o = h₄ - h₁- (h₃-h₁)
= h₄ - h₁ - h₃ + h₁ = h₄ - h₃
The performance figure of the theoretical process is:
Figure imgb0014
 Assumed as quality grade for the compressor η g = 0.90
Guide values for η g = 0.80 to 0.94 depending on the size of the compressor
Steam temperature after polytropic compression:
Figure imgb0015
 This proves that the assumption η g = 0.90 is correct.
The enthalpy increase is determined by the polytropic compression
Figure imgb0016
 The enthalpy after polytropic compression is
h 4pol = h₃ + Δh pol = 1037.338 + 11.259 = 1048.597 kJ / kg
The coefficient of performance of the real process is then:
Figure imgb0017
 The specific heat output is:
K w = ε k . 860 = 12.958. 3595 = 46584 kJ / kW
Indicated compressor performance:
Figure imgb0018
 Effective compressor performance:
Figure imgb0019
 η m = mechanical efficiency
Guide values for η m = 0.80 to 0.90 depending on the size of the compressor
Volumetric compressor performances:
Figure imgb0020
 This enables the compressor to be designed. The amount of heat medium is determined as follows:
Figure imgb0021
 This makes it possible to design the evaporator output:
Q o = m w . q o = m w . (h₃ - h₂)
= 278.42 (1037.338 - 902.70)
= 278.42. 134.638
= 37486 kJ / h

1) Beispiel Nr. 1(Seite 7), R 22 , Kälteanlage nach Vergleichs­prozeß, einstufig :1) Example No. 1 (page 7), R 22, refrigeration system after comparison process, one-stage:

Tatsächlicher Leistungsziffer der Kälteanlage :

Figure imgb0022
Der Kondensator soll mittels eines Ventilators gekühlt werden.
Lufttemperatur tL =+ 38° C , Erwärmung ΔtL = 12 ° K
1 m³ Luft hat cpm = 0,31 kcal/° K ≅ 1,296 kJ/° K
1 m³ Luft nimmt bei ΔtL = 12° K
Q₁ = ΔtL . Cpm = 12 × 1,296 ≅ 15,55 kJ/m³
Figure imgb0023
 Stromaufnahme des Ventilators mit Luftfilter bei VL = 2850 m³/h und
Δp ext = 180 Pascal
Δp ges = 300 Pascal
Figure imgb0024
 PM= 0,42 kW
Tatsächlicher Leistungsziffer der Kälteanlage beträgt dann :
Figure imgb0025
 Actual performance figure of the refrigeration system:
Figure imgb0022
 The condenser is to be cooled by a fan.
Air temperature t L = + 38 ° C, heating Δt L = 12 ° K
1 m³ of air has c pm = 0.31 kcal / ° K ≅ 1.296 kJ / ° K
1 m³ of air takes up at Δ tL = 12 ° K
Q₁ = Δt L. C pm = 12 × 1.296 ≅ 15.55 kJ / m³
Figure imgb0023
 Current consumption of the fan with air filter at V L = 2850 m³ / h and
Δ p ext = 180 Pascal
Δ p total = 300 Pascals
Figure imgb0024
 P M = 0.42 kW
The actual performance figure of the refrigeration system is then:
Figure imgb0025

2) Beispiel Nr.2 (Seite 9), R 22 , Wärmepumpenanlage Luft/­Wasser nach Vergleichsprozess, einstufig :2) Example No. 2 (page 9), R 22, heat pump system air / water according to comparison process, one-stage:

Tatsächlicher Leistungsziffer der Wärmepumpenanlage

Figure imgb0026
Der Verdampfer soll mittels eines Ventilators (Motor mit För­derluft gekühlt) mit Wärme aus der Luft versorgt werden.Lufttemperatur tL = + 5°C , Luftkühlung ΔtL = 3 ° K
Relative Luftfeuchtigkeit φ = 80 %
1 kg Luft i₁ - i₂ = 15,0 - 9,66 = 5,34kJ/kg
Gemäß Mollier - i = x = Diagramm
1 m³ Luft : 5,34 × 1,27 ≅ 6,78 kJ/m³
Figure imgb0027
 Stromaufnahme des Ventilators mit Luftfilter bei VL = 5600 m³/h und
Δp ext = 180 Pascal
Δp ges = 300 Pascal
PM = 0,81 kW
Figure imgb0028
 Actual performance figure of the heat pump system
Figure imgb0026
 The evaporator should be supplied with heat from the air by means of a fan (motor cooled with conveying air). Air temperature t L = + 5 ° C, air cooling Δ tL = 3 ° K
Relative humidity φ = 80%
1 kg air i₁ - i₂ = 15.0 - 9.66 = 5.34kJ / kg
According to Mollier - i = x = diagram
1 m³ air: 5.34 × 1.27 ≅ 6.78 kJ / m³
Figure imgb0027
 Current consumption of the fan with air filter at V L = 5600 m³ / h and
Δ p ext = 180 Pascal
Δ p total = 300 Pascals
P M = 0.81 kW
Figure imgb0028

Tatsächliche Leistungsziffer der Wärmepumpenanlage beträgt dann :

Figure imgb0029
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.The actual performance figure of the heat pump system is then:
Figure imgb0029
 Unnecessary air volume would be of no use and would only lead to unnecessary energy consumption, since this energy can no longer be (physically) absorbed by the evaporator in the refrigeration process due to the refrigerant characteristics.

Demgegenüber eine zweckmäßige Anordnung der Luftansaugung auf der größten Wärmedurchgangsseite und Ausnutzung der Gebäude­thermik 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.In contrast, an appropriate arrangement of the air intake on the largest heat transfer side and utilization of the building's thermal system, e.g. Using the roof center would mean an energy recovery of 25% and improves the performance figure from 6.14 to approx. 7.68. This is theoretically and practically demonstrable and deviates ± very minimally from the values given above (25%; 7.68). This would have to be discussed with the architect or client and the optimal solution for the individual building had to be determined together.

Es gilt auch für Kälteanlagen nach 1). Es bedeutet hierbei auch eine Energierückgewinnung von 25 % und eine Verbesserung der 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.It also applies to refrigeration systems according to 1). It also means an energy recovery of 25% and an improvement in the performance figure from 7.34 to 9.18. The procedure is exactly as described above. In both cases, the sides of the windfall must be avoided in accordance with solar radiation or cold.

Diese Energierückgewinnungsmaßnahmen sind in den ursprünglichen Zentralheizungsanlagen mit festen, flüssigen und gasförmigen Brennstoffen nicht möglich, da die Gebäudethermik nicht aus­nutzbar ist.These energy recovery measures are not possible in the original central heating systems with solid, liquid and gaseous fuels, because the building's thermal system cannot be used.

Es sind zwar mit Wasser/Wasser oder Sole/Wasser Wärmepumpen an Leistungszahlen εt = 9,187 für Kälte und εt = 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 kompliziert. Außerdem sind die Anlagenkosten wie Wärmepumpen, Brunnenanlagen, Erd­kollektorenanlagen, Soleanlagen enorm hoch und eine Rentabili­tät heutzutage noch ziemlich schwierig.Although water / water or brine / water heat pumps can be approximated to performance figures ε t = 9.187 for cooling and ε t = 10.089 for heat, the problem can be solved, for example Brine / water, because of the required size of the floor area and with water / water because of the aggressiveness of the groundwater and the depth of the groundwater is very complicated. In addition, the system costs such as heat pumps, well systems, ground collector systems, brine systems are extremely high and profitability is still quite difficult today.

Höhere tatsächliche Leistungszahlen (εt) 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 zweck­mäßige Montage hohe tatsächliche Leistungszahlen erzielbar.Higher actual performance figures (ε t ) can also be achieved with less use of fans. In any case, the use of system components such as compressors, evaporators, condensers, expansion valves, which correspond very closely or exactly to the calculated values, and high performance figures can be achieved through appropriate installation.

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 wirt­schaftlich nutzbar machen müssen.This means that the manufacturers have to adapt their products to the requirements and not vice versa. This is the only way to build and expand a large market in the energy sector, which we are forced to do even more in view of the shortage of energy and the global economic situation. In addition to atomic energy (limited amount of uranium in the world), all energy comes from the sun, which we have to make optimal and economically usable.

Kälteanlagen bei Betrieben wie Schlachthöfe, Fleischereien, Lebensmittelfabriken, Molkereien usw., die gleichzeitig viel Warmwasser verbrauchen, können durch Warmwassererzeugung mit­tels eines zweiten Kondensators sehr wirtschaftlich und ener­giesparend betrieben werden. Dies wird schon bei manchen Anla­gen praktiziert.Refrigeration systems in companies such as slaughterhouses, butchers, food factories, dairies etc., which consume a lot of hot water at the same time, can be operated very economically and energy-saving by producing hot water using a second condenser. This is already practiced in some systems.

III. Vergleichsprozeß, einstufig, mit Unterkühlung III. Comparison process, one-stage, with hypothermia

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 7, Bei­spiel Nr. 2, Seite 9, nochmal bearbeitet.If the refrigerant at the condenser outlet is cooled below its boiling temperature, the cooling or heating output is increased while the compressor output remains the same. The limits of subcooling are the temperature of the coolant for the condenser. From this point of view and for an overview, examples No. 1, page 7, example No. 2, page 9 are processed again.

1) Beispiel Nr. 1 (Seite 7) :1) Example No. 1 (page 7):

Est ist eine einstufige Kompres­sionskälteanlage 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) [Qo]
Verdampfertemperatur + 2 ° C ( to)
Verflüssigertemperatur + 55 ° C ( t ) Temp. nach adiabatischer Verdichtung
Temperatur nach der Unterkühlung +50 ° C ( tu )
Gemäß Dampftafel für R 22 ist :

  • a) Verdampferdruck po = 5,3179 bar bei to = + 2 ° C
  • b) Verflüssigerdruck p = 21,73 bar bei to = + 55° C Temp. nach adiabat. Verdichtung
  • c) Druck nach der Unterkühlung pu = 19,398 bar bei tu = + 50°C
          (pu ist der kritische Druck, der nicht erreicht werden darf, da die Flüssigkeit wieder zu Dampf übergehen würde.)
Enthalpie Austritt Verflüssiger h₁ = 902,70 kJ/kg
Enthalpie nach der Unterkühlung hu = 895,864 kJ/kg
Enthalpie Eintritt Verdampfer h₂ = 895,864 kJ/kg
Enthalpie Austritt Verdampfer h₃ = 1037,338 kJ/kg
Enthalpie Austritt Verdichter h₄ = 1047,4715 kJ/kg
spez. Volumen Saugseite Verdichter v₃ = 0,04364 m³/kg
Die Leistungsziffer des theoretischen Prozess beträgt
Figure imgb0030
 Als Gütegrad für den Verdichter wird angenommen ηg = o,90
Richtwerte für ηg = 0,80 bis 0,94 je nach Größe des Kompressors
Dampftemperatur nach polytropischer Verdichtung
Figure imgb0031
 Diese entspricht der Annahme ηg = 0,90
Damit bestimmt sich die Enthalpiezunahme durch die poly­trope Verdichtung
Figure imgb0032
 Die Enthalpie nach der polytropen Verdichtung beträgt :
h4 pol= h₃ + Δhpol = 1037,338 + 11,259 = 1048,597 kJ/kg
Die Leistungszahl des wirklichen Prozesses beträgt dann
Figure imgb0033
 Die spezifische Kälteleistung beträgt
Kk = εk . 860 = 12,565. 3595 = 45171 kJ/kW
Indizierte Verdichterleistung
Figure imgb0034
 Effektive Verdichterleistung :
Figure imgb0035
 ηm = Mechanischer Wirkungsgrad, Richtwerte für ηm = 0,80 bis 0,90 je nach Größe des Kompressors.
Volumetrische Verdichterleistung nach Gl.
Figure imgb0036
 Damit ist
Q =287,12. (h4pol - hu)
  =287,12.(1048,597 - 895,864)
  =287,12.152,733 = 43853 kJ/h
Tatsächliche Leistungsziffer des Kälteanlage :
Figure imgb0037
 Wenn die Anlage wie auf Seite 12 erwähnt und berechnet mit einem luftgekühlten Kondensator betrieben wird, beträgt dann die tatsächliche Leistungsziffer :
Figure imgb0038
 Bei den auf der Seite 14 erwähnten Energierückgewinnungsmaßnahmen sogar bis εt ≅ 9,5
Est is a single-stage compression refrigeration system to be designed for an output of 11.3 kW (40620 kJ). R 22 (chlorodifluoromethane CHCl F₂) is used as the refrigerant. Cooling capacity 11.3 kW (40620 kJ) [Q o ]
Evaporator temperature + 2 ° C (t o )
Condenser temperature + 55 ° C (t) temp. After adiabatic compression
Temperature after subcooling +50 ° C (t u )
According to the steam table for R 22:
  • a) Evaporator pressure p o = 5.3179 bar at t o = + 2 ° C
  • b) Condenser pressure p = 21.73 bar at t o = + 55 ° C adiabatic temp. compression
  • c) Pressure after supercooling p u = 19.398 bar at t u = + 50 ° C
    (p u is the critical pressure which must not be reached since the liquid would change to vapor again.)
Enthalpy outlet condenser h₁ = 902.70 kJ / kg
Enthalpy after supercooling h u = 895.864 kJ / kg
Enthalpy inlet evaporator h₂ = 895.864 kJ / kg
Enthalpy outlet evaporator h₃ = 1037.338 kJ / kg
Enthalpy discharge compressor h₄ = 1047.4715 kJ / kg
spec. Volume suction side compressor v₃ = 0.04364 m³ / kg
The performance figure of the theoretical process is
Figure imgb0030
 The quality grade for the compressor is assumed to be η g = 0. 90
Guide values for η g = 0.80 to 0.94 depending on the size of the compressor
Steam temperature after polytropical compression
Figure imgb0031
 This corresponds to the assumption η g = 0.90
The enthalpy increase is thus determined by the polytropic compression
Figure imgb0032
 The enthalpy after polytropic compression is:
h 4 pol = h₃ + Δh pol = 1037.338 + 11.259 = 1048.597 kJ / kg
The coefficient of performance of the real process is then
Figure imgb0033
 The specific cooling capacity is
K k = ε k . 860 = 12.565. 3595 = 45171 kJ / kW
Indexed compressor performance
Figure imgb0034
 Effective compressor performance:
Figure imgb0035
 η m = mechanical efficiency, guide values for η m = 0.80 to 0.90 depending on the size of the compressor.
Volumetric compressor capacity according to Eq.
Figure imgb0036
 So that is
Q = 287.12. (h 4pol - h u )
= 287.12. (1048.597 - 895.864)
= 287.12.152.733 = 43853 kJ / h
Actual performance figure of the refrigeration system:
Figure imgb0037
 If the system is operated with an air-cooled condenser as mentioned on page 12 and calculated, the actual performance figure is:
Figure imgb0038
 With the energy recovery measures mentioned on page 14 even up to ε t ≅ 9.5

2) Beispiel Nr. 2 (Seite 9) :2) Example No. 2 (page 9):

Es ist eine einstufige Kompressionswärmepumpenanlage für eine von 11,3 kW (40620 kJ ) zu projektieren. Als Kältemittel ist R22 (Chlordifluormethan CHCl F₂ ) zu verwenden . Wärmeleistung : 11,3 kW (40620 kJ) [Q]
Verdampfertemperatur + 2 ° C ( to)
Verflüssigertemperatur + 55 ° C ( t ) Temp. nach adiabat.Verdichtung
Temperatur nach der Unterkühlung + 50 ° C ( tu )
Gemäß Dampftafel für R 22 ist :
Enthalpie Austritt Verflüssiger h₁ = 902,70 kJ/kg
Enthalpie nach der Unterkühlung hu = 895,864 kJ/kg
Enthalpie Eintritt Verdampfer h₂ = 895,864 kJ/kg
Enthalpie Austritt Verdampfer h₃ = 1037,338 kJ/kg
Enthalpie Austritt Verdichter h₄ = 1047,4715 kJ/kg
spez. Volumen Saugseite Verdichter v₃ =0,04364 m³/kg
Die Dampfdrucke sind wie in 1) erwähnt .
Die Leistungsziffer des theoretische Prozesses beträgt

Figure imgb0039
Als Gütegrad für den Verdichter wird angenommen ηg = 0,90
Richtwerte für ηg = 0,80 bis 0,94 je nach Größe des Kom­pressors.
Dampftemperatur nach polytropischer Verdichtung
Figure imgb0040
 Dieses entspricht der Annahme ηg = 0,90
Damit bestimmt sich die Enthalpiezunahme durch die polytrope Verdichtung :
Figure imgb0041
 Die Enthalpie nach der polytropen Verdichtung beträgt :
h4 pol= h₃ + Δhpol = 1037,338 + 11,259 = 1048,597 kJ/kg
Die Leistungszahl des wirklichen Prozesses beträgt dann
Figure imgb0042
 Die spezifische Wärmeleistung beträgt
Kw = εk . 860 = 13,565 . 3595 = 48766 kJ/kW
Indizierte Verdichterleistung
Figure imgb0043
 Effektive Verdichterleistung :
Figure imgb0044
 ηm = Mechanischer Wirkungsgrad , Richtwerte für ηm = 0,80 bis 0,90 je nach Größe des Kompressors.
Volumetrische Verdichterleistung
Figure imgb0045
 Damit ist die Auslegung des Kompressors möglich .
Die Wärmemittelmenge bestimmt sich zu
Figure imgb0046
 Damit ist die Auslegung der Verdampferleistung möglich :
Qo = mw . qo. ( h₃ - hu )
   = 265,95 .(1037,338 - 895,864 )
   = 265,95 . 141,474
   = 37625 kJ/h
Tatsächliche Leistungsziffer der Wärmepumpenanlage :
Figure imgb0047
 Wenn die Anlage, wie auf Seite 13 erwähnt und berechnet, mit einem luftgekühlten Verdampfer betrieben wird, beträgt die tatsächliche Leistungsziffer :
Figure imgb0048
 Bei den auf der Seite 14 erwähnten Energierückgewinnungsmaßnahmen sogar bis εt ≅ 7,9
A single-stage compression heat pump system for one of 11.3 kW (40620 kJ) has to be planned. R22 (chlorodifluoromethane CHCl F₂) should be used as the refrigerant. Thermal output: 11.3 kW (40620 kJ) [Q]
Evaporator temperature + 2 ° C (t o )
Condenser temperature + 55 ° C (t) temp. After adiabatic compression
Temperature after subcooling + 50 ° C (t u )
According to the steam table for R 22:
Enthalpy outlet condenser h₁ = 902.70 kJ / kg
Enthalpy after supercooling h u = 895.864 kJ / kg
Enthalpy inlet evaporator h₂ = 895.864 kJ / kg
Enthalpy outlet evaporator h₃ = 1037.338 kJ / kg
Enthalpy discharge compressor h₄ = 1047.4715 kJ / kg
spec. Volume suction side compressor v₃ = 0.04364 m³ / kg
The vapor pressures are as mentioned in 1).
The performance figure of the theoretical process is
Figure imgb0039
 The quality grade for the compressor is assumed to be η g = 0.90
Guide values for η g = 0.80 to 0.94 depending on the size of the compressor.
Steam temperature after polytropical compression
Figure imgb0040
 This corresponds to the assumption η g = 0.90
The enthalpy increase is determined by the polytropic compression:
Figure imgb0041
 The enthalpy after polytropic compression is:
h 4 pol = h₃ + Δh pol = 1037.338 + 11.259 = 1048.597 kJ / kg
The coefficient of performance of the real process is then
Figure imgb0042
 The specific heat output is
K w = ε k . 860 = 13.565. 3595 = 48766 kJ / kW
Indexed compressor performance
Figure imgb0043
 Effective compressor performance:
Figure imgb0044
 η m = mechanical efficiency, guide values for η m = 0.80 to 0.90 depending on the size of the compressor.
Volumetric compressor capacity
Figure imgb0045
 This enables the compressor to be designed.
The amount of heat medium is determined
Figure imgb0046
 This makes it possible to design the evaporator output:
Q o = m w . q o . (h₃ - h u )
= 265.95. (1037.338 - 895.864)
= 265.95. 141.474
= 37625 kJ / h
Actual performance figure of the heat pump system:
Figure imgb0047
 If the system is operated with an air-cooled evaporator as mentioned and calculated on page 13, the actual performance figure is:
Figure imgb0048
 With the energy recovery measures mentioned on page 14 even up to ε t ≅ 7.9

Eintauchen des Kompressors in Heiz- bzw. Kühlwasser würde eine weitere Leistungsverbesserung bringen. Es wird heute schon bei manchen Anlagen praktiziert.Immersing the compressor in heating or cooling water would bring a further improvement in performance. It is already practiced in some systems today.

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.In any case, it must be checked to what extent a performance improvement measure is worthwhile for the systems and in terms of investment, i.e. whether evaporators and condensers are to be cooled or heated by air, operated by fans or without fans.

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 wirktschaftlich 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.The absorption cooling or heating systems are no longer mentioned. The review of the previous comparison processes shows very clearly that the use of absorption systems can only be effective if very cheap energy is actually available. Unfortunately, this will no longer be the case today or in the future. Therefore, the information provided by the manufacturers must be checked very carefully and in particular, the operating energy costs such as electricity, gas, water etc. and the manufacturing costs of the system must be checked carefully.

IV. VergleichsprozeßIV. Comparison process 1) Beispiel Nr. 1 (Seite 7 ), R 22, Kälteanlage nach Vergleichsprozeß, einstufig:1) Example No. 1 (page 7), R 22, refrigeration system after comparison process, one-stage:

Tatsächliche Leistungsziffer der Kälteanlage:

Figure imgb0049
Der Kondensator soll mittels eines Grundwassers gekühlt werden.
Wassertemperatur tW = 10°C, Erwärmung ΔtW = 4°K
1 m³ Wasser hat cpm ≙ 1000 kcal/°K ≅ 4180 kJ/°K
1 m³ Wasser nimmt bei ΔtW = 4 °K
QW = ΔtW · 4180 = 4 × 4180 = 16720 kJ/m³
Figure imgb0050
 Stromaufnahme der Umwälzpumpe Fab. Wilo, Typ RS 30/80 V bei VW = 2,64 m³/h und Δp ext = 50000 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:
Figure imgb0051
 Actual performance figure of the refrigeration system:
Figure imgb0049
 The condenser is to be cooled using groundwater.
Water temperature t W = 10 ° C, heating Δt W = 4 ° K
1 m³ of water has c pm ≙ 1000 kcal / ° K ≅ 4180 kJ / ° K
1 m³ of water takes up at Δt W = 4 ° K
Q W = Δt W · 4180 = 4 × 4180 = 16,720 kJ / m³
Figure imgb0050
 Current consumption of the Fab circulation pump. Wilo, type RS 30/80 V at V W = 2.64 m³ / h and Δ p ext = 50000 Pascal
(5000 mm WS is an extremely high value, 3000 mm is more than sufficient in practice)
P₁ = 0.195 kW max according to Wilo
The actual performance figure of the refrigeration system is then:
Figure imgb0051

2) Beispiel Nr. 2 (Seite 9 ), R 22, Wärmepumpenlange Wasser/Wasser nach Vergleichsprozeß, einstufig:2) Example No. 2 (page 9), R 22, heat pump-long water / water after comparison process, one stage:

Tatsächliche Leistungsziffer der Wärmepumpenanlage

Figure imgb0052
Der Verdampfer soll mittels einer Umwälzpumpe Fabr. Wilo, Typ RS 30/80 V mit Wärme aus dem Grundwasser versorgt werden, Wassertemperatur tW = + 10°C, Wasserkühlung ΔtW = 4°K
1 m³ Wasser hat Cpm ≙ 1000 kcal/°K ≅ 4180 kJ/°K bei Δtw = 4°K hat 1 m³ Wasser = 4180 · 4 = 16720 kJ/m³
Figure imgb0053
 Stromaufnahme der Umwälzpumpe bei VW = 2,24 m³/h und Δp ext = 40000 Pascal
P₁ = 0,125 kW      lt. Wilo (s. techn.Angaben)
Tatsächliche Leistungsziffer der Wärmepumpenanlage beträgt dann:
Figure imgb0054
 Actual performance figure of the heat pump system
Figure imgb0052
 The evaporator should be supplied with heat from the groundwater using a Wilo type RS 30/80 V circulation pump, water temperature t W = + 10 ° C, water cooling Δ tW = 4 ° K
1 m³ water has C pm ≙ 1000 kcal / ° K ≅ 4180 kJ / ° K at Δ tw = 4 ° K has 1 m³ water = 4180 · 4 = 16720 kJ / m³
Figure imgb0053
 Current consumption of the circulation pump at V W = 2.24 m³ / h and Δ p ext = 40,000 Pascal
P₁ = 0.125 kW according to Wilo (see technical information)
The actual performance figure of the heat pump system is then:
Figure imgb0054

3) Beispiel Nr. 1 (Seite 15) :3) Example No. 1 (page 15):

Tatsächliche Leistungsziffer der Kälteanlage:

Figure imgb0055
Wenn die Anlage wie auf der Seite 21 erwähnt und berechnet mit einem wassergekühlten Kondensator betrieben wird, beträgt die tatsächliche Leistungsziffer dan:
Figure imgb0056
 Actual performance figure of the refrigeration system:
Figure imgb0055
 If the system is operated with a water-cooled condenser as mentioned on page 21 and calculated, the actual power factor is:
Figure imgb0056

4) Beispiel Nr. 2 (Seite 18) :4) Example No. 2 (page 18):

Tatsächliche Leistungsziffer der Wärmepumpenanlage:

Figure imgb0057
Wenn die Anlage, wie auf Seite 21 erwähnt und berechnet, mit einem wassergekühlten Verdampfer betrieben wird, beträgt die tatsächliche Leistungsziffer dann:
Figure imgb0058
Figure imgb0059
Figure imgb0060
 Actual performance figure of the heat pump system:
Figure imgb0057
 If the system is operated with a water-cooled evaporator, as mentioned and calculated on page 21, the actual performance figure is then:
Figure imgb0058
Figure imgb0059
Figure imgb0060

Erläuterungen für (a, b, c, d) auf Seite 24 :Explanations for (a, b, c, d) on page 24:

b) Tatsächliche Leistungsziffern beziehen sich auf wirt­schaftlich und technisch vertretbare Außentemperatur von +5°C und ΔT = 3°K.
Bei zunehmender Temperatur können sie sich bis 3% steigern. Diese Höchstgrenue von 3% ist vom physikalischen Charakter des Kältemittels R 22 bestimmt.b) Actual performance figures refer to economically and technically justifiable outside temperature of + 5 ° C and ΔT = 3 ° K.
With increasing temperature they can increase up to 3%. This maximum level of 3% is determined by the physical character of the refrigerant R 22.

a) verhält sich ungefähr gleichermaßen, jedoch mit ab­nehmender Außentemperatur.a) behaves approximately the same, but with decreasing outside temperature.

c) Sollte es möglich sein, daß das Wasser ohne Hilfsenergie auf dem natürlichen Wege transportiert werden kann, ist
    εt ≦ εe
das heißt : 8,593 --→ 10,089
     oder   9,0   --→ 10,66
bei d) εt ≦ εe
            9,784 --→ 10,97
oder       10,226 --→ 11,53
bei a) εt ≦ εe (z.B. Haus-Kühlschrank)
            7,635 --→ 10,66
bei b) εt ≦ εe (z.B. kleines Zimmerheiz- und Kühlgerät)
            6,32  --→ 11,53c) Should it be possible that the water can be transported naturally without auxiliary energy, is
ε t ≦ ε e
that is: 8,593 - → 10,089
or 9.0 - → 10.66
at d) ε t ≦ ε e
9.784 - → 10.97
or 10.226 - → 11.53
with a) ε t ≦ ε e (e.g. house refrigerator)
7.635 - → 10.66
at b) ε t ≦ ε e (e.g. small room heating and cooling device)
6.32 - → 11.53

Unter Bezug auf die Fig. 3b und 4b ergibt sich für das Kälte/Wärmemittel R 22 und für einen Wirkungsgrad ηG von 0,9 folgendes :

  • 1. Druckverlust im Kondensator Δpmax = 900 mbar
  • 2. Druckverlust im Verdampfer Δpmax = 300 mbar

    Δpmax errechnet sich aus dem gewählten Kältemittel (hier R 22) und dessen Dampftafeln und dem zugeordneten h, log p - Diagramm, sowie aus dem gewählten ηG (im gewählten Beispiel ηG = 0,90). Für ein gewähltes ηG ergeben sich bestimmte von ηG abhängige Werte für Δpmax des Kondensators und des Verdampfers sowie auch für Pi, Pe und das Hubvolumen des Verdichters, die sich gegenseitig bedingen.
With reference to FIGS. 3b and 4b, the following results for the cooling / heating medium R 22 and for an efficiency η G of 0.9:
  • 1. Pressure loss in the condenser Δp max = 900 mbar
  • 2. Pressure loss in the evaporator Δp max = 300 mbar

    Δp max is calculated from the selected refrigerant (here R 22) and its steam tables and the assigned h, log p diagram, as well as from the selected η G (in the selected example η G = 0.90). For a selected η G there are certain values for Δp max of the condenser and the evaporator which are dependent on η G, and also for P i , P e and the stroke volume of the compressor, which are mutually dependent.

Durch die in den Ansprüchen 12 und 13 sowie der Figuren­beschreibung angegebenen Auslegungsregeln ergeben sich für die Kältetechnik und Wärmetechnik völlig neue, optimal den theore­tischen und praktischen Verhältnissen angepaßte Verdichter, Verdampfer und Kondensatoren, wodurch wesentlich verbesserte Leistungszahlen für kältetechnische und wärmetechnische Anlagen erzielbar sind. Durch die Erfindung kann insbesondere auch die Solarenergie wesentlich besser und zu wirtschaftlichen Bedin­gungen ausgenutzt werden. Es ergeben sich Verbesserungen der Leistungsziffern von 350 - 500 % gegenüber bisherigen Vorrich­tungen, ohne Erhöhung der Herstellungskosten, die teilweise sogar noch gesenkt werden können.The design rules specified in claims 12 and 13 and the description of the figures result in completely new compressors, evaporators and condensers for refrigeration and heating technology which are optimally adapted to the theoretical and practical conditions, as a result of which significantly improved performance figures can be achieved for refrigeration and heating systems. With the invention, solar energy in particular can be used much better and under economical conditions. There are improvements in the performance figures of 350-500% compared to previous devices, without increasing the manufacturing costs, which can even be reduced in some cases.

Claims (13)

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 Expansionsventil (Entspannungsventil) (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.1. Refrigeration system, such as a refrigeration system or heat pump system, with an evaporator, a compressor, a condenser and an expansion valve, which are connected to one another by pipes and through which a working medium flows, characterized in that the expansion valve is seen in a refrigeration system in the direction of flow of the working medium (Expansion valve) (16) immediately before the evaporator (10) or the evaporator chamber (18) (cooling chamber) and the compressor (12) immediately behind the evaporator (10) or the evaporator chamber (18). 2. Anlage 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.2. Plant according to claim 1, characterized in that in the flow direction upstream of the expansion valve (16) is arranged by the operation of the compressor (12) controlled solenoid valve (20) which is open during operation of the compressor and otherwise closed. 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.3. Plant according to claim 2, characterized in that before the solenoid valve (20), a control valve (22) and between the expansion valve (16) and the evaporator (10) or the evaporator chamber (18) and between the evaporator (10) or The evaporator chamber (18) and the compressor (12) each have a sight glass (24 or 26). 4. Anlage nach Anspruch 1 , dadurch gekenn­zeichnet, daß die Zuleitung vom Verflüssiger (14) zum Verdampfer (10) nicht wärmeisoliert ist.4. Plant according to claim 1, characterized in that the supply line from the condenser (14) to the evaporator (10) is not thermally insulated. 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 Expansionsventil (Entspannungsventil) (36) unmittelbar hinter dem Verflüssiger (34) bzw. dem Verflüssigerraum (34ʹ) und der Verdichter (32) unmittelbar vor dem Verflüssiger (34) bzw. dem Verflüssigerraum (34ʹ) angeordnet ist.5. Refrigeration system, such as a refrigeration system or heat pump system, with an evaporator, a compressor, a condenser and an expansion valve, which are connected to one another by pipes and through which a working medium flows, characterized in that the expansion valve is seen in a heat pump system in the direction of flow of the working medium (Expansion valve) (36) immediately after the condenser (34) or the condenser chamber (34ʹ) and the compressor (32) immediately before the condenser (34) or the condenser chamber (34ʹ) is arranged. 6. Anlage nach Anspruch 5, dadurch gekenn­zeichnet, daß in Strömungsrichtung unmittelbar vor dem Verdampfer (30) bzw. dem Verdampferraum (30ʹ) ein von der Arbeitsweise des Verdichters (32) gesteuertes Magnet­ventil (42) angeordnet ist, das bei Betrieb des Verdichters geöffnet und sonst geschlossen ist.6. Plant according to claim 5, characterized in that in the flow direction immediately upstream of the evaporator (30) or the evaporator chamber (30ʹ) a by the operation of the compressor (32) controlled solenoid valve (42) is arranged, which opens during operation of the compressor and is otherwise closed. 7. Anlage 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 (30ʹ) jeweils ein Schauglas (38 bzw. 44) vorgesehen sind.7. Plant according to claim 6, characterized in that in the flow direction upstream of the solenoid valve (42) a control valve (40) and in front of the control valve and in the flow direction seen behind the evaporator (30) and the evaporator chamber (30ʹ) each have a sight glass (38 or 44) are provided. 8. Anlage nach Anspruch 5, dadurch gekenn­zeichnet, daß die Leitung zwischen Expansionsventil (36) und Verdampfer (30) keine Wärmeisolierung aufweist.8. Plant according to claim 5, characterized in that the line between the expansion valve (36) and the evaporator (30) has no thermal insulation. 9. Anlage nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß das Expansionsventil (16, 36) ein druckgesteuertes Ventil ist.9. Plant according to one of the preceding claims, characterized in that the expansion valve (16, 36) is a pressure-controlled valve. 10. Anlage nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß das Regelventil (22, 40) ein elektronischer Mengenregler ist.10. Plant according to one of the preceding claims, characterized in that the control valve (22, 40) is an electronic flow controller. 11. Anlage nach Anspruch 5, dadurch gekenn­zeichnet, daß das Expansionsventil und der Verdichter wärmemäßig isoliert sind.11. Plant according to claim 5, characterized in that the expansion valve and the compressor are thermally insulated. 12. Kälteanlage nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß der Ver­dichter, der Kondensator und der Verdampfer in Abhängigkeit vom jeweils gewählten Kältemittel nach folgenden Auslegungs­kriterien hergestellt werden :

Effektive Verdichterleistung Pe [kW] :
Figure imgb0061
 Pi = indizierte Verdichterleistung [kW]

ηm = mechanischer Wirkungsgrad

Qo = Kälteleistung [kJ]

Kk = spezifische Kälteleistung [kJ / kW]

εk = Leistungszahl des wirklichen Carnot'schen Kreisprozesses

h4pol = h₃ + Δ hpol = Enthalpie nach polytroper Verdichtung [kJ/kg] mit
Figure imgb0062
 als polytrope Verdichtung

h₂ = Enthalpie bei Eintritt in den Verdampfer [kJ/kg]

h₄ = Enthalpie nach Austritt aus dem Verdichter nach adiabatischer Verdichtung [kJ/kg]

h₃ = Enthalpie nach Austritt aus dem Verdampfer [kJ/kg]
Figure imgb0063
 mit Wt = q - qo = Arbeitsaufwand

Verdichter-Ansaugvolumen Vko [m³/h] :
Figure imgb0064
 qv = volum. Verdichterleistung [kJ/m³]

v₃ = spezifisches Volumen auf der Saugseite des Verdichters [m³/kg]

qo = zugeführte Wärme [kJ/kg]

q = abgeführte Wärme [kJ/kg]

Verdichter-Hubvolumen V [cm³]
Figure imgb0065
 Kondensatorleistung Q [kJ/h] :
Figure imgb0066
 q = abgeführte Wärme

Verdampfer leistung ist gleich Qo an der jeweiligen Kühl­lastberechnung (wird als bekannt vorausgesetzt).12. Refrigeration system according to one of the preceding claims, characterized in that the compressor, the condenser and the evaporator are produced depending on the respectively selected refrigerant according to the following design criteria:

Effective compressor power P e [kW]:
Figure imgb0061
 P i = indicated compressor output [kW]

η m = mechanical efficiency

Q o = cooling capacity [kJ]

K k = specific cooling capacity [kJ / kW]

ε k = coefficient of performance of the real Carnot cycle

h 4pol = h₃ + Δ h pol = enthalpy after polytropic compression [kJ / kg] with
Figure imgb0062
 as a polytropic compression

h₂ = enthalpy when entering the evaporator [kJ / kg]

h₄ = enthalpy after leaving the compressor after adiabatic compression [kJ / kg]

h₃ = enthalpy after leaving the evaporator [kJ / kg]
Figure imgb0063
 with W t = q - q o = workload

Compressor intake volume V ko [m³ / h]:
Figure imgb0064
 q v = volume. Compressor capacity [kJ / m³]

v₃ = specific volume on the suction side of the compressor [m³ / kg]

q o = heat supplied [kJ / kg]

q = dissipated heat [kJ / kg]

Compressor stroke volume V [cm³]
Figure imgb0065
 Capacitor power Q [kJ / h]:
Figure imgb0066
 q = dissipated heat

Evaporator output is equal to Q o on the respective cooling load calculation (is assumed to be known). 13. Wärmepumpenanlage nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß der Verdichter, der Verdampfer und der Kondensator in Abhängigkeit vom jeweils gewählten Wärmemittel nach folgenden Auslegungskriterien her­gestellt werden :

Effektive Verdichterleistung Pe [kW] :
Figure imgb0067
 Pi = indizierte Verdichterleistung [kW]

ηm = mechanischer Wirkungsgrad

Q = Wärmeleistung [kJ]

Kw = spezifische Wärmeleistung [kJ/kW]

εk = Leistungszahl des wirklichen Carnot'schen Kreisprozesses

h4pol = h₃ + Δhpol = Entropie nach polytroper Verdichtung [kJ/kg]
Figure imgb0068
 als polytrope Verdichtung

h₃= Enthalpie nach Austritt aus dem Verdampfer [kJ/kg]

h₁ = Enthalpie nach Austritt aus dem Verflüssiger [kJ/kg]

h₄ = Enthalpie nach Austritt aus dem Verdichter nach adiabatischer Verdichtung [kJ/kg]
Figure imgb0069
 = zu erreichender Wirkungsgrad z.B. 0,90, wobei
Figure imgb0070
 = Leistungsziffer des theoretischen Prozesses mit Wt = q - qo = Arbeitsaufwand

qo = zugeführte Wärme [kJ/kg]

q = abgeführte Wärme [kJ/kg]

Verdichter-Ansaugvolumen Vko [m³/h] :
Figure imgb0071
 qv = volum. Verdichterleistung [kJ/m³]

v₃ = spezifisches Volumen auf der Saugseite des Verdichters [m³/kg]

Verdichter-Hubvolumen V [cm³] :
Figure imgb0072
 Verdampferleistung Qo [kJ/h] :

Qo = mw . qo = mw (h₃ - h₂) [kJ/h]

Kondensatorleistung ist gleich dem Q aus der jeweiligen Wärme­bedarfsberechnung (wird als bekannt vorausgesetzt).13. Heat pump system according to one of the preceding claims, characterized in that the compressor, the evaporator and the condenser are produced depending on the respectively selected heating medium according to the following design criteria:

Effective compressor power P e [kW]:
Figure imgb0067
 P i = indicated compressor output [kW]

η m = mechanical efficiency

Q = thermal output [kJ]

K w = specific heat output [kJ / kW]

ε k = coefficient of performance of the real Carnot cycle

h 4pol = h₃ + Δh pol = entropy after polytropic compression [kJ / kg]
Figure imgb0068
 as a polytropic compression

h₃ = enthalpy after leaving the evaporator [kJ / kg]

h₁ = enthalpy after leaving the condenser [kJ / kg]

h₄ = enthalpy after leaving the compressor after adiabatic compression [kJ / kg]
Figure imgb0069
 = efficiency to be achieved, for example 0.90, where
Figure imgb0070
 = Performance figure of the theoretical process with W t = q - q o = workload

q o = heat supplied [kJ / kg]

q = dissipated heat [kJ / kg]

Compressor intake volume V ko [m³ / h]:
Figure imgb0071
 q v = volume. Compressor capacity [kJ / m³]

v₃ = specific volume on the suction side of the compressor [m³ / kg]

Compressor stroke volume V [cm³]:
Figure imgb0072
 Evaporator output Q o [kJ / h]:

Q o = m w . q o = m w (h₃ - h₂) [kJ / h]

Capacitor output is equal to the Q from the respective heat demand calculation (is assumed to be known).
EP87117529A 1986-11-29 1987-11-27 Refrigerating installation Withdrawn EP0270015A3 (en)

Applications Claiming Priority (4)

Application Number Priority Date Filing Date Title
DE3640901 1986-11-29
DE3640901 1986-11-29
DE19873705795 DE3705795A1 (en) 1986-11-29 1987-02-24 REFRIGERATIONAL PLANT
DE3705795 1987-02-24

Publications (2)

Publication Number Publication Date
EP0270015A2 true EP0270015A2 (en) 1988-06-08
EP0270015A3 EP0270015A3 (en) 1989-12-06

Family

ID=25849874

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
EP87117529A Withdrawn EP0270015A3 (en) 1986-11-29 1987-11-27 Refrigerating installation

Country Status (2)

Country Link
EP (1) EP0270015A3 (en)
DE (1) DE3705795A1 (en)

Cited By (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
ES2157742A1 (en) * 1997-09-16 2001-08-16 Francois Galian Method of operating a refrigerating unit with a refrigerant fluid circuit

Families Citing this family (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DK125395A (en) * 1995-11-10 1997-05-11 Danfoss As Refrigeration system and menbran valve for use in the plant

Citations (17)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
FR547427A (en) * 1922-12-12
US1715709A (en) * 1920-04-16 1929-06-04 Westinghouse Electric & Mfg Co Refrigerating apparatus
US1768558A (en) * 1927-04-28 1930-07-01 Frigidaire Corp Refrigerating apparatus
CH215202A (en) * 1940-06-27 1941-06-15 Escher Wyss Maschf Ag Compression refrigeration system.
CH215353A (en) * 1941-07-09 1941-06-30 Escher Wyss Maschf Ag Heat pump installation for heating purposes.
US2295992A (en) * 1941-01-09 1942-09-15 Chrysler Corp Flash gas control for refrigerating systems
US2780415A (en) * 1952-02-23 1957-02-05 Frazer W Gay Heat pump operated system for house heating
DE1102187B (en) * 1957-03-05 1961-03-16 Heat Pump & Refrigeration Ltd Heat pump system
US3050962A (en) * 1961-01-16 1962-08-28 Chrysler Corp Centrifugal compressor and heat exchanger unit
US3808827A (en) * 1972-03-09 1974-05-07 E Avon Refrigeration unit
DE2815974A1 (en) * 1978-04-13 1979-10-18 Licentia Gmbh heat pump using refrigerator and hot water tank - has adaptor plate under tank for lines between evaporators and condenser
US4176525A (en) * 1977-12-21 1979-12-04 Wylain, Inc. Combined environmental and refrigeration system
US4223537A (en) * 1978-12-22 1980-09-23 The Trane Company Air cooled centrifugal water chiller with refrigerant storage means
FR2455254A1 (en) * 1979-04-27 1980-11-21 Bracht Armand Condenser and compressor unit for heat pump - has compressor enclosed by condenser coil inside common housing with evaporator outside
GB2081861A (en) * 1980-08-14 1982-02-24 Hummel Steven L Solar heating system
EP0069676A1 (en) * 1981-07-08 1983-01-12 SAUNIER DUVAL EAU CHAUDE CHAUFFAGE S.D.E.C.C. - Société anonyme Outside air water heatpump
DE8632066U1 (en) * 1986-11-29 1987-09-17 Akdogan, Süleyman Kayhan, 3000 Hannover Refrigeration device

Family Cites Families (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US4136528A (en) * 1977-01-13 1979-01-30 Mcquay-Perfex Inc. Refrigeration system subcooling control
DE2908355A1 (en) * 1979-03-03 1980-09-18 Antonio M Dipl Ing Celi Tempering recirculated heat transfer medium - by providing inlet and outlet of recirculating circuit with by=pass for mixing medium with tempered medium

Patent Citations (17)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
FR547427A (en) * 1922-12-12
US1715709A (en) * 1920-04-16 1929-06-04 Westinghouse Electric & Mfg Co Refrigerating apparatus
US1768558A (en) * 1927-04-28 1930-07-01 Frigidaire Corp Refrigerating apparatus
CH215202A (en) * 1940-06-27 1941-06-15 Escher Wyss Maschf Ag Compression refrigeration system.
US2295992A (en) * 1941-01-09 1942-09-15 Chrysler Corp Flash gas control for refrigerating systems
CH215353A (en) * 1941-07-09 1941-06-30 Escher Wyss Maschf Ag Heat pump installation for heating purposes.
US2780415A (en) * 1952-02-23 1957-02-05 Frazer W Gay Heat pump operated system for house heating
DE1102187B (en) * 1957-03-05 1961-03-16 Heat Pump & Refrigeration Ltd Heat pump system
US3050962A (en) * 1961-01-16 1962-08-28 Chrysler Corp Centrifugal compressor and heat exchanger unit
US3808827A (en) * 1972-03-09 1974-05-07 E Avon Refrigeration unit
US4176525A (en) * 1977-12-21 1979-12-04 Wylain, Inc. Combined environmental and refrigeration system
DE2815974A1 (en) * 1978-04-13 1979-10-18 Licentia Gmbh heat pump using refrigerator and hot water tank - has adaptor plate under tank for lines between evaporators and condenser
US4223537A (en) * 1978-12-22 1980-09-23 The Trane Company Air cooled centrifugal water chiller with refrigerant storage means
FR2455254A1 (en) * 1979-04-27 1980-11-21 Bracht Armand Condenser and compressor unit for heat pump - has compressor enclosed by condenser coil inside common housing with evaporator outside
GB2081861A (en) * 1980-08-14 1982-02-24 Hummel Steven L Solar heating system
EP0069676A1 (en) * 1981-07-08 1983-01-12 SAUNIER DUVAL EAU CHAUDE CHAUFFAGE S.D.E.C.C. - Société anonyme Outside air water heatpump
DE8632066U1 (en) * 1986-11-29 1987-09-17 Akdogan, Süleyman Kayhan, 3000 Hannover Refrigeration device

Cited By (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
ES2157742A1 (en) * 1997-09-16 2001-08-16 Francois Galian Method of operating a refrigerating unit with a refrigerant fluid circuit

Also Published As

Publication number Publication date
EP0270015A3 (en) 1989-12-06
DE3705795A1 (en) 1988-06-09

Similar Documents

Publication Publication Date Title
DE69412488T2 (en) HEAT EXCHANGE DEVICE AND METHOD FOR HEAT EXCHANGE BETWEEN OUTPUTERS AND ABSORBERS AND THEIR USE IN A HEAT PUMP
DE69632094T2 (en) Air conditioning with heat pump for use in cold environments
DE2545606C2 (en) Method for operating a cooling system and cooling system for carrying out the method
DE3716393A1 (en) REFRIGERATION PLANT
DE112018004555T5 (en) Heat pump cycle
DE3209761A1 (en) HEAT PUMP SYSTEM
DE2553006A1 (en) CONTROL DEVICE FOR A HEAT PUMP
DE2803118B2 (en) Method for heating with an absorption heat pump system and device for carrying out the method
DE112014000527T5 (en) heating system
EP1882888A1 (en) Heat pump system, in particular for air conditioning a building
DE60115949T2 (en) HEAT TRANSFER COUPLING WITH PHASE REPLACEMENT FOR AMMONIA / WATER ABSORPTION PLANTS
DE69509870T2 (en) HEAT EXCHANGE DEVICE AND METHOD FOR HEAT EXCHANGE BETWEEN OUTPUT AND ABSORBER AND APPLICATION THEREOF IN A HEAT PUMP
DE202011111059U1 (en) heat pump system
WO2007054204A1 (en) Solar-operated refrigerator
EP0270015A2 (en) Refrigerating installation
DE69507944T2 (en) A INTERMEDIATE LIQUID HEAT EXCHANGE DEVICE AND METHOD FOR EXCHANGING HEAT BETWEEN OUTPUTERS AND ABSORBERS AND USE THEREOF IN AN ABSORPTION HEAT PUMP
DE2219208C3 (en) System for temperature control of rooms with a switchable heat pump
DE2634482A1 (en) Compact heat pump for warming small swimming pool - has coaxial condenser wound spirally round compressor
EP2187149A2 (en) Heat pump assembly
DE2921257A1 (en) Heat pump for central heating - combines heat exchanger and evaporator in common unit in refrigeration section of circuit
DE102008049896A1 (en) Lamella air heat exchanger for use in air heat pump for receiving heat energy from ambient air, comprises multiple lamellae and pipeline, where another pipeline runs separately from former pipeline which is guided through lamellae
DE19622609A1 (en) Method of operating a heat pump
EP0019124B1 (en) Heat pump and process for operating the same
EP1620684B1 (en) Method for control of a carnot cycle process and plant for carrying out the same
DE2825076A1 (en) HEAT PUMP SYSTEM

Legal Events

Date Code Title Description
PUAI Public reference made under article 153(3) epc to a published international application that has entered the european phase

Free format text: ORIGINAL CODE: 0009012

AK Designated contracting states

Kind code of ref document: A2

Designated state(s): AT BE CH DE ES FR GB GR IT LI LU NL SE

PUAL Search report despatched

Free format text: ORIGINAL CODE: 0009013

AK Designated contracting states

Kind code of ref document: A3

Designated state(s): AT BE CH DE ES FR GB GR IT LI LU NL SE

STAA Information on the status of an ep patent application or granted ep patent

Free format text: STATUS: THE APPLICATION IS DEEMED TO BE WITHDRAWN

18D Application deemed to be withdrawn

Effective date: 19900531