EP0876576A1 - Kompressionskälteanlage - Google Patents

Kompressionskälteanlage

Info

Publication number
EP0876576A1
EP0876576A1 EP96900877A EP96900877A EP0876576A1 EP 0876576 A1 EP0876576 A1 EP 0876576A1 EP 96900877 A EP96900877 A EP 96900877A EP 96900877 A EP96900877 A EP 96900877A EP 0876576 A1 EP0876576 A1 EP 0876576A1
Authority
EP
European Patent Office
Prior art keywords
refrigerant
filling
degree
compressor
heat exchanger
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.)
Granted
Application number
EP96900877A
Other languages
English (en)
French (fr)
Other versions
EP0876576B1 (de
Inventor
Jürgen Köhler
Michael Sonnekalb
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.)
Konvekta AG
Original Assignee
Konvekta AG
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 Konvekta AG filed Critical Konvekta AG
Publication of EP0876576A1 publication Critical patent/EP0876576A1/de
Application granted granted Critical
Publication of EP0876576B1 publication Critical patent/EP0876576B1/de
Anticipated expiration legal-status Critical
Expired - Lifetime legal-status Critical Current

Links

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
    • F25B9/00—Compression machines, plants or systems, in which the refrigerant is air or other gas of low boiling point
    • F25B9/002—Compression machines, plants or systems, in which the refrigerant is air or other gas of low boiling point characterised by the refrigerant
    • F25B9/008—Compression machines, plants or systems, in which the refrigerant is air or other gas of low boiling point characterised by the refrigerant the refrigerant being carbon dioxide
    • 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
    • F25B2309/00—Gas cycle refrigeration machines
    • F25B2309/06—Compression machines, plants or systems characterised by the refrigerant being carbon dioxide
    • F25B2309/061—Compression machines, plants or systems characterised by the refrigerant being carbon dioxide with cycle highest pressure above the supercritical pressure
    • 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
    • F25B2600/00—Control issues
    • F25B2600/17—Control issues by controlling the pressure of the condenser

Definitions

  • the invention relates to a compression refrigeration system with a compressor, a gas cooler, an expansion device and an evaporator, which are connected to one another in a circuit in which a refrigerant is contained.
  • Such a compression cold system is known for example from WO 90/07683.
  • This known system is designed as a transcritical system, i.e. it is transcritical.
  • Carbon dioxide is used as the refrigerant.
  • a compression cold system of the type mentioned is also known from WO 94/14016. This well-known system also works transcritically with carbon dioxide as the refrigerant.
  • the high-pressure refrigerant pressure is set precisely within relatively narrow limits. This is according to the above mentioned WO 94/14016 97/27437 PC77DE96 / 00140
  • the degree of filling of the refrigerant which is defined as the quotient of refrigerant charge to the total volume of the system, in the system to a value between 0.55 and 0.70 kg / ltr. preferably to 0.60 kg / ltr. is set.
  • Carbon dioxide as refrigerant is 466 gr / ltr., I.e.
  • the degree of filling of the refrigerant is between 120 and 150%, preferably around 130%, of the critical density.
  • the known transcritical system according to WO 94/14016 results in a maximum of the cooling capacity.
  • the store there also serves to absorb excess carbon dioxide when a certain resting pressure is exceeded on the low-pressure side of the system, for. B. at a standstill in a hot environment.
  • the static pressure at a filling level f 0.60 kg / ltr. at e.g. 60 ° C, i.e. for a vehicle standing in the sunshine or a hot engine compartment, 155 bar.
  • the invention has for its object to provide a compression refrigeration system of the type mentioned, which is comparatively simple and which can be used in a relatively large outside temperature range without problems
  • Cooling capacity of the system is significantly affected.
  • This object is achieved according to the invention in a compression refrigeration system of the type mentioned at the outset in that the degree of filling of the refrigerant is between 50 and 100% of the critical density of the refrigerant.
  • Carbon dioxide is preferably used as the refrigerant. Carbon dioxide is advantageously available as waste in industrial production and is therefore very inexpensive. As such, carbon dioxide has been known as a refrigerant since the turn of the 19th and 20th centuries.
  • the degree of filling of the carbon dioxide refrigerant is preferably between 0.25 and 0.45 kg of carbon dioxide / liter. Total volume of the cycle plant.
  • the degree of filling is actually constant in the system according to the invention.
  • the degree of filling can be adjustable depending on the average outside temperature of the climatic region in which the system according to the invention is used. This means that the degree of filling can be selected to be greater with increasing outside or ambient temperature.
  • the compression refrigeration system according to the invention is preferably designed to be transcritical.
  • Fig. 1 is a diagram of a first
  • Fig. 2 shows a diagram of the relationship between the refrigeration coefficient and the
  • Fig. 3 shows a functional relationship between the refrigerant filling level f and
  • Circuit diagram representation of a second embodiment of the compression refrigeration system with an intermediate heat exchanger
  • FIG. 1 shows in a circuit diagram representation schematically an embodiment of the compression cold system 10 with a compressor 12, a gas cooler 14 or a condenser connected to the compressor 12, one with the
  • Gas cooler 14 connected expansion device 16 and an evaporator 18.
  • the compressor 12, the gas cooler 14, the expansion device 16 and the evaporator 18 are connected to one another in a circuit. Is in the cycle contain a refrigerant, which is preferably carbon dioxide.
  • FIG. 2 illustrates the functional relationship between the cooling capacity figure € of the system 10 as a function of the high-pressure side pressure p on the compressor 12 or on the inlet side of the gas cooler 14 assigned to the compressor 12. This is shown in FIG. 1 by the arrow 20 in combination with the symbol p for indicated the said pressure. It can be seen from FIG. 2 that the coefficient of cooling £ has a maximum £ max at a certain pressure p Q. This is achieved by a certain refrigerant filling level f which, as has been explained above, according to WO 94/14016 between 0.55 and 0.70 kg / liter, preferably 0.60 kg / liter. is. However, FIG.
  • the degree of filling f is selected to be significantly smaller than that described last above. This is illustrated by Figure 3, in which the filling level f to the gas cooler from Austrittstempertur t is illustrated.
  • the gas cooler exit temperature, the measurement point in Fig. 1 by the arrow 21 in connection with the label T is made clear, is usually on the order of 5 to 15 K above the ambient temperature etc. and is dependent on the compressor speed.
  • the degree of refrigerant filling f of the system 10 according to the invention see FIG.
  • FIG. 3 also illustrates the filling degree range according to the compression cold system, as described in WO 94/14016 is disclosed. This last-mentioned degree of filling range is indicated as a cross-hatched area 24. It can be seen that the two filling degree ranges 22, 24 have no common ground.
  • FIG. 3 also illustrates the line 26
  • FIG. 4 shows a schematic circuit diagram of a compression refrigeration system 10 with a compressor 12, a gas cooler 14 connected to the compressor, an intermediate heat exchanger 28, an expansion device 16 and an evaporator 18.
  • the intermediate heat exchanger 28 has a first heat exchanger branch 30 and a second heat exchanger branch 32 that are thermally coupled to each other.
  • the first heat exchanger strand 30 is connected between the gas cooler 14 and the expansion device 16.
  • the second heat exchanger strand 32 is connected between the evaporator 18 and the compressor 12.

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • Chemical & Material Sciences (AREA)
  • Chemical Kinetics & Catalysis (AREA)
  • Physics & Mathematics (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • Thermal Sciences (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Filling Or Discharging Of Gas Storage Vessels (AREA)
  • Air-Conditioning For Vehicles (AREA)
  • Separation By Low-Temperature Treatments (AREA)

Abstract

Es wird eine Kompressionskälteanlage (10) mit einem Kompressor (12), einem Gaskühler (14), einer Expansionseinrichtung (16) und einem Verdampfer (18) und gegebenenfalls bzw. vorzugsweise einem Zwischenwärmetauscher (28) beschrieben, die in einem Kreislauf miteinander verbunden sind, in dem ein Kältemittel enthalten ist. Erfindungsgemäß beträgt der Füllgrad (f) des Kältemittels zwischen 50 und 100 % der kritischen Dichte des Kältemittels, das vorzugsweise von Kohlendioxyd gebildet ist.

Description

Kompressionskalteanlage
Die Erfindung betrifft eine Kompressionskalteanlage mit einem Kompressor, einem Gaskühler, einer Expansionseinrichtung und einem Verdampfer, die in einem Kreislauf miteinander verbunden sind, in welchem ein Kältemittel enthalten ist.
Eine derartige Kompressionskalteanlage ist beispielsweise aus der WO 90/07683 bekannt. Diese bekannte Anlage ist als transkritische Anlage ausgebildet, d.h. sie ist transkritisch ausgelegt. Als Kältemittel kommt Kohlendioxyd zum Einsatz.
Eine Kompressionskalteanlage der eingangs genannten Art ist auch aus der WO 94/14016 bekannt. Auch diese bekannte Anlage arbeitet transkritisch mit Kohlendioxyd als Kältemittel .
Um bei diesen bekannten transkritischen
Kompressionskälteanlagen eine maximale Kälteleistungszahl zu erzielen, wird dort der hochdruckseitige Kältemitteldruck in relativ engen Grenzen genau passend eingestellt. Das wird gemäß der oben erwähnten WO 94/14016 97/27437 PC77DE96/00140
dadurch erzielt, daß der Füllgrad des Kältemittels, der definiert ist als der Quotient Kältemittelfüllung zu Gesamtvolumen der Anlage, in der Anlage auf einen Wert zwischen 0,55 und 0,70 kg/ltr. vorzugsweise auf 0,60 kg/ltr. eingestellt wird. Die kritische Dichte von
Kohlendioxyd als Kältemittel beträgt 466 gr/ltr., d.h. bei dieser bekannten Anlage beträgt der Füllgrad des Kältemittels größenordnungsmäßig zwischen 120 und 150%, vorzugsweise größenordnungsmäßig 130% der kritischen Dichte. Infolge dieses Füllgrad-Bereiches ergibt sich bei der bekannten transkritischen Anlage gemäß WO 94/14016 ein Maximum der Kälteleistungszahl. Um diesen hohen Füllgrad des Kältemittels bei unterschiedlichen mittleren Außentemperaturen, bei welchen die Anlage zum Einsatz gelangt, optimal aufrechterhalten zu können, wird dort vorgeschlagen, die Kompressionskalteanlage mit einem zusätzlichen Kältemittelspeicher auszubilden. Der Speicher dient dort auch zur Aufnahme von überschüssigem Kohlendioxid bei Überschreiten eines bestimmten Ruhedruckes an der Niederdruckseite der Anlage z. B. bei Stillstand in heißer Umgebung. Der Ruhedruck bei einem Füllgrad f = 0,60 kg/ltr. beträgt bei z.B. 60°C, d.h. bei einem im Sonnenschein stehenden Fahrzeug bzw. heißem Motorraum, 155 bar.
Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, eine Kompressionskalteanlage der eingangs genannten Art zu schaffen, die vergleichsweise einfach ausgebildet ist und die in einem relativ großen Außentemperaturbereich problemlos anwendbar ist, ohne daß hierdurch die
Kälteleistungszahl der Anlage wesentlich beeinträchtigt wird. Diese Aufgabe wird bei einer Kompressionskalteanlage der eingangs genannten Art erfindungsgemäß dadurch gelöst, daß der Füllgrad des Kältemittels zwischen 50 und 100% der kritischen Dichte des Kältemittels beträgt. Der Ruhedruck der erfindungsgemäßen Anlage beträgt bei z.B. 60°C und einem Füllgrad f = 0,3 kg/ltr. nur ca. 105 bar entsprechend ungefähr 2/3 des Füllgrades bekannter Anlagen der eingangs genannten Art. Das bedeutet, daß infolge des reduzierten Druckes in vorteilhafter Weise z.B. Dichtungen an der Verdichterwelle weniger beansprucht werden und somit einfacher dimensioniert sein können. Bevorzugt kommt als Kältemittel Kohlendioxyd zur Anwendung. Kohlendioxyd steht in vorteilhafterweise gleichsam als Abfall bei der Industrieproduktion und somit sehr preisgünstig zur Verfügung. An sich ist Kohlendioxyd als Kältemittel bereits seit der Wende des 19. zum 20. Jahrhundert bekannt.
Bei der erfindungsgemäßen Anlage beträgt der Füllgrad des Kohlendioxyd-Kältemittels vorzugsweise zwischen 0,25 und 0,45 kg Kohlendioxyd/ltr. Gesamtvolumen der Kreisprozessanlage. Der Füllgrad ist bei der erfindungsgemäßen Anlage eigentlich konstant. Der Füllgrad kann hierbei in Abhängigkeit von der mittleren Außentemperatur der klimatischen Region, in welcher die erfindungsgemäße Anlage zum Einsatz kommt, einstellbar sein. D.h., der Füllgrad kann mit zunehmender Außen- bzw. Umgebungstemperatur größer gewählt werden.
Vorzugsweise ist die erfindungsgemäße Kompressionskalteanlage transkritisch ausgebildet.
Selbstverständlich kann die erfindungsgemäße Anlage auch subkritisch betrieben werden. Weitere Einzelheiten, Merkmale und Vorteile ergeben sich aus der nachfolgenden Beschreibung von in der Zeichnung schematisch angedeuteten Ausführungsbeispielen der erfindungsgemäßen Kompressionskalteanlage. Es zeigen:
Fig. 1 eine Diagrammdarstellung einer ersten
Ausbildung der Kompressionskalteanlage,
Fig. 2 in einer Diagrammdarstellung den Zusammenhang zwischen der Kälteleistungszahl € und dem
Druck auf der Hochdruckseite der Anlage gemäß Figur 1 ,
Fig. 3 einen Funktionszusammenhang zwischen dem Kältemittel-Füllgrad f und der
Austrittstemperatur taus des Kältemittels am Ausgang des Gaskühlers der beispielsweise aus der eingangs zitierten WO 94/14016 bekannten Kompressionskalteanlage im Vergleich mit der erfindungsgemäßen Anlage, und
Fig. 4 in einer der Fig. 1 ähnlichen
Schaltungsdiagramm-Darstellung eine zweite Ausführungsform der Kompressionskalteanlage mit einem Zwischenwärmetauscher.
Figur 1 zeigt in einer Schaltdiagrammdarstellung schematisch eine Ausbildung der Kompressionskalteanlage 10 mit einem Kompressor 12, einem mit dem Kompressor 12 verbundenen Gaskühler 14 bzw. Verflüssiger, einer mit dem
Gaskühler 14 verbundenen Expansionseinrichtung 16 und einem Verdampfer 18. Der Kompressor 12, der Gaskühler 14, die Expansionseinrichtung 16 und der Verdampfer 18 sind in einem Kreislauf miteinander verbunden. In dem Kreislauf ist ein Kältemittel enthalten, bei dem es sich vorzugsweise um Kohlendioxyd handelt .
Figur 2 verdeutlicht den FunktionsZusammenhang zwischen der Kälteleistungszahl € der Anlage 10 in Abhängigkeit vom hochdruckseitigen Druck p am Kompressor 12 bzw. an der zum Kompressor 12 zugeordneten Eingangsseite des Gaskühlers 14. Das ist in Figur 1 durch den Pfeil 20 in Kombination mit dem Symbol p für den besagten Druck angedeutet. Aus Figur 2 ist ersichtlich, daß die Kälteleistungszahl £ bei einem bestimmten Druck pQ ein Maximum £max besitzt. Das wird durch einen bestimmten Kältemittel-Füllgrad f erreicht, der - wie oben ausgeführt worden ist, gemäß WO 94/14016 zwischen 0,55 und 0,70 kg/ltr., vorzugsweise 0,60 kg/ltr. beträgt. Die Figur 2 verdeutlicht jedoch auch, daß die Kälteleistungszahl 6 bei Drücken p größer pQ nicht wesentlich unter den Maximalwert €__,, absinkt. Das macht sich die vorliegende Erfindung zunutze. Erfindungsgemäß wird der Füllgrad f wesentlich kleiner gewählt als oben zuletzt beschrieben worden ist. Das wird durch die Figur 3 verdeutlicht, in welcher der Füllgrad f über der Gaskühler- Austrittstempertur taus verdeutlicht ist. Die Gaskühler- Austrittstemperatur, deren Meßstelle in Fig. 1 durch den Pfeil 21 in Verbindung mit der Bezeichnung taus verdeutlicht ist, liegt normalerweise größenordnungsmäßig 5 bis 15 K über der Umgebungstemperatur und ist von der Kompressordrehzahl usw. abhängig. Wie aus Figur 3 ersichtlich ist, liegt der Kältemittel-Füllgrad f der erfindungsgemäßen Anlage 10 (sh. Figur 1) im Bereich zwischen 0,25 und 0,45 kg Kohlendioxyd/ltr. Gesamtvolumen der Anlage 10. Dieser erfindungsgemäße Füllgrad-Bereich ist in Figur 3 als schraffierte Fläche 22 verdeutlicht. Die Figur 3 verdeutlicht außerdem den Füllgrad-Bereich gemäß Kompressionskalteanlage, wie sie in der WO 94/14016 offenbart ist. Dieser zuletzt genannte Füllgrad-Bereich ist als querschraffierte Fläche 24 angedeutet. Es ist zu erkennen, daß die beiden Füllgrad-Bereiche 22, 24 miteinander keine Gemeinsamkeiten besitzen. Die Figur 3 verdeutlicht außerdem in einer Linie 26 den
FunktionsZusammenhang f (taus) des optimalen Hochdrucks p umgerechnet in einen optimalen Füllgrad f bzw. eine Bandbreite für den Füllgrad f. Die Linie 26 verdeutlicht, daß der Verlauf der Linie 26 oberhalb der kritischen Temperatur von 31°C sehr flach wird. Außerdem wird die zwischen zwei strichlierten Linien schraffiert verdeutlichte Bandbreite 27 für einen Kälteleistungszahl- Abfall von maximal 5% mit zunehmender Temperatur tQUS größer. Andere Auslegungspunkte führen zu ganz ähnlichen Kurven für optimalen Hochdruck und Füllgrad. Die jeweiligen Volumenaufteilungen in der Anlage 10 führen zu entsprechenden Verschiebungen des Niveaus des Füllgradverlaufes, wobei die Steigungen jedoch ähnlich sind. Das Volumen der Druck- und der Saugleitung bewirkt eine Senkung des optimalen Füllgrades. Optimale Füllgrade unter 0,25 kg/ltr. sind sehr unwahrscheinlich. Ein interner, d.h. ein Zwischenwärmetauscher 28 zur Nachkühlung auf der Hochdruckseite und zur Überhitzung auf der Niederdruckseite, wie er in Fig. 4 schematisch dargestellt ist, führt zu höheren optimalen Füllgraden. Eine
Vergrößerung des Volumens des Gaskühlers 14 hat denselben Effekt. Optimale Füllgrade f über 0,45 kg/ltr. sind ebenfalls sehr unwahrscheinlich.
Aus dem Verlauf des Füllgrads ist ersichtlich, daß der transkritische Kälteprozess gut mit einem konstanten Füllgrad bei nur relativ geringen energetischen Verlusten betrieben werden kann. Bei subkritischen Temperaturen, d.h. im normalen Kaltdampfprozess mit Verflüssigung auf der Hochdruckseite, verläuft der optimale Füllgrad steil und entsprechend wird der Toleranzbereich sehr eng, wie die Figur 3 verdeutlicht. Um diese auszugleichen, ist in herkömmlichen Kaltdampf-Kompressionskälteanlagen - wie eingangs erwähnt worden ist - ein Sammelgefäß vorgesehen.
Fig. 4 zeigt in einer schematischen Schaltungsdarstellung eine Kompressionskalteanlage 10 mit einem Kompressor 12, einem mit dem Kompressor verbundenen Gaskühler 14, einem Zwischenwärmetauscher 28, einer Expansionseinrichtung 16 und einem Verdampfer 18. Der Zwischenwärmetauscher 28 weist einen ersten Wärmetauscherstrang 30 und einen zweiten Wärmetauscherstrang 32 auf, die miteinander wärmetechnisch gekoppelt sind. Der erste Wärmetauscherstrang 30 ist zwischen dem Gaskühler 14 und der Expansionseinrichtung 16 angeschlossen. Der zweite Wärmetauscherstrang 32 ist zwischen dem Verdampfer 18 und dem Kompressor 12 angeschlossen.

Claims

Ansprüche
1. Kompressionskalteanlage mit einem Kompressor (12), einem Gaskühler (14), einer Expansionseinrichtung
(16) und einem Verdampfer (18), die in einem Kreislauf miteinander verbunden sind, in welchem ein Kältemittel enthalten ist, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t , daß der Füllgrad (f) des Kältemittels zwischen 50% und 100% der kritischen Dichte des Kältemittels beträgt.
2. Anlage nach Anspruch 1, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t , daß das Kältemittel von Kohlendioxyd gebildet ist.
3. Anlage nach Anspruch 1 und 2, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t , daß der Füllgrad (11) des Kohlendioxyd-Kältemittels zwischen 0,25 und 0,45 kg/ltr. beträgt.
4. Anlage nach einem der vorhergehenden Ansprüche, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t, daß die Anlage transkritisch ausgebildet ist.
5. Anlage nach einem der vorhergehenden Ansprüche, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t daß ein Zwischenwärmetauscher (28) mit einem ersten und einem damit wärmetechnisch gekoppelten zweiten Wärmetauscherstrang (30, 32) vorgesehen ist, wobei der erste Wärmetauscherstrang (30) mit dem Gaskühler (14) und der Expansionseinrichtung (16) und der zweite Wärmetauscherstrang (32) mit dem Verdampfer (18) und dem Kompressor (12) verbunden ist.
EP96900877A 1996-01-26 1996-01-26 Kompressionskälteanlage Expired - Lifetime EP0876576B1 (de)

Applications Claiming Priority (3)

Application Number Priority Date Filing Date Title
PCT/DE1996/000140 WO1997027437A1 (de) 1996-01-26 1996-01-26 Kompressionskälteanlage
CN96199783.4A CN1113205C (zh) 1996-01-26 1996-01-26 压缩制冷装置
US09/119,484 US6085544A (en) 1996-01-26 1998-07-20 Compression refrigeration unit

Publications (2)

Publication Number Publication Date
EP0876576A1 true EP0876576A1 (de) 1998-11-11
EP0876576B1 EP0876576B1 (de) 2000-04-05

Family

ID=27179115

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
EP96900877A Expired - Lifetime EP0876576B1 (de) 1996-01-26 1996-01-26 Kompressionskälteanlage

Country Status (9)

Country Link
US (1) US6085544A (de)
EP (1) EP0876576B1 (de)
JP (1) JP3665346B2 (de)
CN (1) CN1113205C (de)
AU (1) AU4482496A (de)
BR (1) BR9612461A (de)
DE (2) DE19681212D2 (de)
ES (1) ES2144722T3 (de)
WO (1) WO1997027437A1 (de)

Cited By (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE102014214656A1 (de) 2014-07-25 2016-01-28 Konvekta Ag Kompressionskälteanlage und Verfahren zum Betrieb einer Kompressionskälteanlage

Families Citing this family (19)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP3262110B2 (ja) 1999-10-26 2002-03-04 松下電器産業株式会社 コンプレッサおよびそれを用いた冷媒システム装置
CN1492986A (zh) 2001-02-21 2004-04-28 松下电器产业株式会社 冷冻循环装置
JPWO2003004948A1 (ja) * 2001-07-02 2004-10-28 三洋電機株式会社 ヒートポンプ装置
NO20014258D0 (no) * 2001-09-03 2001-09-03 Sinvent As System for kjöle- og oppvarmingsformål
DE10161254A1 (de) 2001-12-13 2003-07-03 Konvekta Ag Klimatisierungseinrichtung für ein Fahrzeug
US6631617B1 (en) 2002-06-27 2003-10-14 Tecumseh Products Company Two stage hermetic carbon dioxide compressor
US6959557B2 (en) * 2003-09-02 2005-11-01 Tecumseh Products Company Apparatus for the storage and controlled delivery of fluids
US6923011B2 (en) * 2003-09-02 2005-08-02 Tecumseh Products Company Multi-stage vapor compression system with intermediate pressure vessel
US7024883B2 (en) * 2003-12-19 2006-04-11 Carrier Corporation Vapor compression systems using an accumulator to prevent over-pressurization
US7096679B2 (en) * 2003-12-23 2006-08-29 Tecumseh Products Company Transcritical vapor compression system and method of operating including refrigerant storage tank and non-variable expansion device
NL1026728C2 (nl) 2004-07-26 2006-01-31 Antonie Bonte Verbetering van koelsystemen.
WO2006097229A1 (de) * 2005-03-15 2006-09-21 Behr Gmbh & Co. Kg Kälte-kreislauf
US20060260657A1 (en) * 2005-05-18 2006-11-23 Jibb Richard J System and apparatus for supplying carbon dioxide to a semiconductor application
CN101228400B (zh) * 2005-07-28 2010-05-12 天津大学 制冷设备
CN101688695B (zh) * 2007-04-23 2014-07-23 开利公司 带增强器回路的co2制冷剂系统
NO327832B1 (no) 2007-06-29 2009-10-05 Sinvent As Dampkompresjons-kjolesystem med lukket krets samt fremgangsmate for drift av systemet.
US9989280B2 (en) * 2008-05-02 2018-06-05 Heatcraft Refrigeration Products Llc Cascade cooling system with intercycle cooling or additional vapor condensation cycle
JP2011521195A (ja) * 2008-05-14 2011-07-21 キャリア コーポレイション 輸送冷凍システムおよび運転方法
DE102010001929B4 (de) 2010-02-15 2014-06-18 Konvekta Ag Kälteanlage zur Kühlung eines umschlossenen Raumes

Family Cites Families (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US63413A (en) * 1867-04-02 Improved mode of manufacturing ioe
NO890076D0 (no) * 1989-01-09 1989-01-09 Sinvent As Luftkondisjonering.
NO175830C (no) * 1992-12-11 1994-12-14 Sinvent As Kompresjonskjölesystem

Non-Patent Citations (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Title
See references of WO9727437A1 *

Cited By (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE102014214656A1 (de) 2014-07-25 2016-01-28 Konvekta Ag Kompressionskälteanlage und Verfahren zum Betrieb einer Kompressionskälteanlage

Also Published As

Publication number Publication date
WO1997027437A1 (de) 1997-07-31
BR9612461A (pt) 1999-07-13
AU4482496A (en) 1997-08-20
EP0876576B1 (de) 2000-04-05
JP3665346B2 (ja) 2005-06-29
CN1113205C (zh) 2003-07-02
JP2000515958A (ja) 2000-11-28
DE59604923D1 (de) 2000-05-11
CN1207803A (zh) 1999-02-10
DE19681212D2 (de) 1999-03-11
US6085544A (en) 2000-07-11
ES2144722T3 (es) 2000-06-16

Similar Documents

Publication Publication Date Title
EP0876576B1 (de) Kompressionskälteanlage
DE68908181T2 (de) Verfahren zum betrieb eines kaltdampfprozesses unter trans- oder überkritischen bedingungen.
DE69003067T2 (de) Kälteanlage.
DE60112279T2 (de) Fahrzeug- temperaturregulierungssystem mit wärmepumpe
DE60111448T2 (de) Warmwasserbereitstellungsvorrichtung mit Wärmepumpenkreislauf
DE29516319U1 (de) Absorptionswärmetransformationsanlage mit Zusatzkomponenten zur Steigerung der Nutzleistung bzw. Erweiterung der Grenzen für die Antriebs-, Nutz- oder Kühltemperaturen
DE10242901A1 (de) Kühlmittelkreislaufsystem mit Austragsfunktion gasförmigen Kühlmittels in einen Aufnahmebehälter
DE2754132C2 (de) Kühlvorrichtung
DE10159892A1 (de) Kältemaschine mit einem Rekuperator
WO1982002588A1 (en) Heat pump arrangement
EP0593495B1 (de) Kühlvorrichtung
DE202007017723U1 (de) Anlage für die Kälte-, Heiz- oder Klimatechnik, insbesondere Kälteanlage
DE102011012644A1 (de) Kälteanlage
DE60101375T2 (de) Klimaanlage und verfahren zum betrieb einer klimaanlage, beide insbesondere für kraftfahrzeuge
EP1890102B1 (de) Gewölbter Bodenteil für einen Sammelkasten eines Wärmeaustauschers
WO2004055454A1 (de) Kältemittelkreislauf für eine kfz-klimaanlage
EP1570215B1 (de) Verdampfungsprozesssteuerung in der kältetechnik
EP0260367B1 (de) Kälteanlage
DE19832682C2 (de) Abtaueinrichtung für einen Verdampfer einer Wärmepumpe oder eines Klimageräts
DE2837695A1 (de) Verfahren und vorrichtung zur wirkungsgradverbesserung in einer kuehlanlage
DE2825076A1 (de) Waermepumpensystem
DE102006011060A1 (de) Kälte-Kreislauf
DE68926533T2 (de) Doppelverdampferkühlvorrichtung für Haushaltskühlschränke
DE19653244A1 (de) Kälteanlage
DE102015103732B4 (de) Thermodynamische Kreisprozessanlage sowie Verfahren zur Reduktion von Druck- und/oder Temperaturspitzen in einer thermodynamischen Kreisprozessanlage

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

17P Request for examination filed

Effective date: 19980814

AK Designated contracting states

Kind code of ref document: A1

Designated state(s): DE ES FR GB IT

GRAG Despatch of communication of intention to grant

Free format text: ORIGINAL CODE: EPIDOS AGRA

17Q First examination report despatched

Effective date: 19990709

GRAG Despatch of communication of intention to grant

Free format text: ORIGINAL CODE: EPIDOS AGRA

GRAH Despatch of communication of intention to grant a patent

Free format text: ORIGINAL CODE: EPIDOS IGRA

GRAH Despatch of communication of intention to grant a patent

Free format text: ORIGINAL CODE: EPIDOS IGRA

GRAA (expected) grant

Free format text: ORIGINAL CODE: 0009210

AK Designated contracting states

Kind code of ref document: B1

Designated state(s): DE ES FR GB IT

REF Corresponds to:

Ref document number: 59604923

Country of ref document: DE

Date of ref document: 20000511

REG Reference to a national code

Ref country code: ES

Ref legal event code: FG2A

Ref document number: 2144722

Country of ref document: ES

Kind code of ref document: T3

GBT Gb: translation of ep patent filed (gb section 77(6)(a)/1977)

Effective date: 20000607

ITF It: translation for a ep patent filed

Owner name: STUDIO TORTA S.R.L.

ET Fr: translation filed
PLBE No opposition filed within time limit

Free format text: ORIGINAL CODE: 0009261

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

Free format text: STATUS: NO OPPOSITION FILED WITHIN TIME LIMIT

26N No opposition filed
REG Reference to a national code

Ref country code: GB

Ref legal event code: IF02

PGFP Annual fee paid to national office [announced via postgrant information from national office to epo]

Ref country code: GB

Payment date: 20020102

Year of fee payment: 7

PG25 Lapsed in a contracting state [announced via postgrant information from national office to epo]

Ref country code: GB

Free format text: LAPSE BECAUSE OF NON-PAYMENT OF DUE FEES

Effective date: 20030126

GBPC Gb: european patent ceased through non-payment of renewal fee
PGFP Annual fee paid to national office [announced via postgrant information from national office to epo]

Ref country code: ES

Payment date: 20100122

Year of fee payment: 15

PGFP Annual fee paid to national office [announced via postgrant information from national office to epo]

Ref country code: IT

Payment date: 20100123

Year of fee payment: 15

Ref country code: FR

Payment date: 20100209

Year of fee payment: 15

REG Reference to a national code

Ref country code: FR

Ref legal event code: ST

Effective date: 20110930

PG25 Lapsed in a contracting state [announced via postgrant information from national office to epo]

Ref country code: FR

Free format text: LAPSE BECAUSE OF NON-PAYMENT OF DUE FEES

Effective date: 20110131

PG25 Lapsed in a contracting state [announced via postgrant information from national office to epo]

Ref country code: IT

Free format text: LAPSE BECAUSE OF NON-PAYMENT OF DUE FEES

Effective date: 20110126

REG Reference to a national code

Ref country code: ES

Ref legal event code: FD2A

Effective date: 20120220

PG25 Lapsed in a contracting state [announced via postgrant information from national office to epo]

Ref country code: ES

Free format text: LAPSE BECAUSE OF NON-PAYMENT OF DUE FEES

Effective date: 20110127

PGFP Annual fee paid to national office [announced via postgrant information from national office to epo]

Ref country code: DE

Payment date: 20141103

Year of fee payment: 20

REG Reference to a national code

Ref country code: DE

Ref legal event code: R071

Ref document number: 59604923

Country of ref document: DE