EP3816543A1 - Verfahren zur regelung eines expansionsventils - Google Patents

Verfahren zur regelung eines expansionsventils Download PDF

Info

Publication number
EP3816543A1
EP3816543A1 EP20200553.4A EP20200553A EP3816543A1 EP 3816543 A1 EP3816543 A1 EP 3816543A1 EP 20200553 A EP20200553 A EP 20200553A EP 3816543 A1 EP3816543 A1 EP 3816543A1
Authority
EP
European Patent Office
Prior art keywords
refrigerant
temperature
heat source
compressor
control device
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
EP20200553.4A
Other languages
English (en)
French (fr)
Other versions
EP3816543B1 (de
Inventor
Florian ENTLEITNER
Florian Fuchs
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.)
Lambda Waermepumpen GmbH
Original Assignee
Lambda Waermepumpen GmbH
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 Lambda Waermepumpen GmbH filed Critical Lambda Waermepumpen GmbH
Publication of EP3816543A1 publication Critical patent/EP3816543A1/de
Application granted granted Critical
Publication of EP3816543B1 publication Critical patent/EP3816543B1/de
Active legal-status Critical Current
Anticipated expiration legal-status Critical

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
    • F25B40/00—Subcoolers, desuperheaters or superheaters
    • F25B40/06—Superheaters
    • 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
    • F25B49/00—Arrangement or mounting of control or safety devices
    • F25B49/02—Arrangement or mounting of control or safety devices for compression type machines, plants or systems
    • 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
    • F25B2400/05—Compression system with heat exchange between particular parts of the system
    • F25B2400/054—Compression system with heat exchange between particular parts of the system between the suction tube of the compressor and another part of the 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
    • F25B2500/00—Problems to be solved
    • F25B2500/28—Means for preventing liquid refrigerant entering into the compressor
    • 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
    • F25B2600/21—Refrigerant outlet evaporator temperature
    • 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
    • F25B2600/25—Control of valves
    • F25B2600/2513—Expansion 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
    • F25B2700/00—Sensing or detecting of parameters; Sensors therefor
    • F25B2700/21—Temperatures
    • F25B2700/2117—Temperatures of an evaporator
    • F25B2700/21174—Temperatures of an evaporator of the refrigerant at the inlet of the evaporator
    • 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
    • F25B2700/00—Sensing or detecting of parameters; Sensors therefor
    • F25B2700/21—Temperatures
    • F25B2700/2117—Temperatures of an evaporator
    • F25B2700/21175—Temperatures of an evaporator of the refrigerant at the outlet of the evaporator

Definitions

  • the present invention relates to a method for regulating an expansion valve of a refrigerant circuit with the features of the preamble of claim 1, a refrigerant circuit with the features of the preamble of claim 10 and a device with at least one such refrigerant circuit.
  • Refrigerant circuits known in the prior art for example for heat pumps, refrigeration systems or air conditioning units, comprise an evaporator, a compressor, a condenser, an expansion valve and a control device connected to the expansion valve in a signal-conducting manner for controlling the expansion valve.
  • Evaporator, compressor, condenser and expansion valve are arranged one behind the other in series in a direction of circulation of the refrigerant circuit and a refrigerant flows through them, which circulates in the closed refrigerant circuit.
  • a heat source acts in a known manner on the evaporator and causes a heat input to the refrigerant in the evaporator and thus leads to an increase in the enthalpy of the refrigerant, so that the refrigerant evaporates in the evaporator.
  • the heat source can be the surroundings of the evaporator, the ambient air of which surrounds the evaporator or is supplied to the evaporator (for example in the case of an air heat pump).
  • a heat source is water or another fluid, which is supplied to the evaporator in a known manner via its own heat medium circuit, which is hydraulically decoupled from the refrigerant circuit and thus materially separated from it, in order to heat the refrigerant of the refrigerant circuit in the evaporator .
  • the heat source is thermally connected to the evaporator and in the evaporator heat is supplied to the refrigerant from the heat source thermally connected to the evaporator (or its heat source medium, e.g. air or water) and the refrigerant evaporates while absorbing heat.
  • the compressor connected in the direction of circulation (often also as The refrigerant that has evaporated (i.e.
  • the condenser (often also referred to as a liquefier), the gaseous, superheated refrigerant is cooled to a temperature at which the refrigerant liquefies, and thereby liquefied with the release of heat. As it continues to flow through the refrigerant circuit, the liquefied refrigerant passes the expansion valve, which is a bottleneck in the refrigerant circuit.
  • the refrigerant which was previously brought to a low pressure level by the expansion valve, absorbs heat from the heat source (e.g. surroundings).
  • the refrigerant is (mostly completely) evaporated and "overheated” by 5 to 15 K (degrees Kelvin).
  • This so-called suction gas overheating i.e. the increase in the gas temperature of the evaporated refrigerant above the saturation temperature
  • the suction gas overheating is the temperature difference between the gas temperature of the evaporated refrigerant when entering the compressor (so-called suction gas temperature) and the evaporation temperature.
  • the evaporation temperature is the temperature at which the refrigerant can exist both as a liquid and as a gas and depends on the prevailing pressure.
  • the evaporation temperature can be determined from the pressure at a point between the valve outlet of the expansion valve and the Compressor input of the compressor can be calculated, or alternatively measured as the temperature after the expansion valve.
  • the refrigerant is continuously expanded in the expansion valve, which means that it partially evaporates.
  • the liquid-gas mixture then flows through the evaporator, in which the refrigerant is supplied with heat from the heat source (or its heat source medium) acting on the evaporator.
  • the refrigerant initially evaporates essentially completely at constant pressure. After the refrigerant has reached the dew line, the gaseous refrigerant is heated further to approx. 5 to 15 K above the boiling point (suction gas overheating so that the downstream compressor does not suffer any damage from the entry of liquid).
  • the expansion valve regulates the refrigerant mass flow and the pressure, so that the refrigerant at the compressor inlet has a certain suction gas overheating at all times. Too little or no suction gas overheating can damage the compressor. In this case, the evaporation pressure must be reduced (ie the expansion valve closed). Too much suction gas overheating, on the other hand, has a bad effect on the refrigeration circuit efficiency, since the evaporation pressure is lower than necessary.
  • known control methods regulate to a fixed suction gas superheat (eg 5 K). The control variable is the difference between the suction gas temperature (gas temperature of the evaporated refrigerant when entering the compressor) and the evaporation temperature.
  • refrigerant circuits with so-called internal heat exchangers or suction gas heat exchangers, which are also operated with dry evaporation.
  • a first fluid line of the internal heat exchanger is arranged between the condenser and the expansion valve (that is, it connects the condenser outlet to the valve inlet of the expansion valve) and a second fluid line of the internal heat exchanger is arranged between the evaporator and the compressor (that is, it connects the evaporator outlet to the compressor inlet).
  • the refrigerant flowing through the first fluid line gives off heat to the refrigerant flowing through the second fluid line and thus heats the refrigerant before it enters the compressor.
  • the liquid refrigerant exiting the condenser at a high temperature level is routed via the internal heat exchanger (in its first fluid line) and is cooled down a few Kelvin in the process. This heat is used to further heat the already completely evaporated and slightly overheated refrigerant from the evaporator by passing it through the second fluid line of the internal heat exchanger. This means that the evaporation process can be operated with less overheating ( ⁇ 5 K) without damaging the compressor.
  • the regulation of the expansion valve corresponds to that of the simple dry evaporation described above.
  • the opening width of the expansion valve is in turn regulated in order to maintain a certain suction gas overheating (difference in suction gas temperature between evaporator and internal heat exchanger and evaporation temperature).
  • the disadvantage of the known concept is that it still requires (albeit less) suction gas overheating in the evaporator. This means that only small amounts of energy can be transferred in the internal heat exchanger.
  • the suction gas temperature cannot be regulated upstream of the compressor, whereby excessively high suction gas temperatures at the compressor inlet can lead to damage and overheating of the compressor.
  • the temperature changes in the internal heat exchanger are heavily dependent on the operating conditions (e.g. partial load operation and pressure difference). For this reason, internal heat exchangers are usually only used in practice for low temperature increases in the refrigerant and the transfer surface is correspondingly small. So-called tube-in-tube heat exchangers or tube spindles in liquid separators as a combination device are typical.
  • a refrigerant circuit can also each comprise more than one evaporator, internal heat exchanger, compressor or condenser.
  • the term “at least one” in connection with these components means that one instance or several instances of the respective component - arranged in parallel or one behind the other - is or are present.
  • the components are often referred to in the singular to make them easier to read. In these cases, too, it is meant that at least one instance of the designated component is present and also several instances - arranged in parallel or one behind the other - can be present.
  • a refrigerant circuit comprises several instances of a component (for example a refrigerant circuit with three evaporators and two compressors), the instances of the respective component are usually arranged in parallel (the three evaporators arranged in parallel would represent the at least one evaporator here and the two compressors arranged in parallel would represent the at least one compressor).
  • the instances of the respective component are arranged one behind the other or mixed (some instances in parallel and some instances behind one another).
  • a refrigerant circuit comprises more than one expansion valve. It can thus be provided that there are two or more expansion valves which are arranged in parallel, at least one of which is regulated.
  • the object of the invention is to avoid the disadvantages described above and to provide a method for regulating an expansion valve of a refrigerant circuit which is improved compared to the prior art and a refrigerant circuit which is improved compared to the prior art.
  • the expansion valve is regulated as a function of a temperature difference between a heat source temperature of the heat source and the evaporation temperature of the refrigerant, which prevails in the area between the valve outlet of the expansion valve and the compressor inlet of the at least one compressor.
  • the suction gas overheating is not used as a control variable for controlling the expansion valve, but rather the temperature difference between a heat source temperature of the heat source and the evaporation temperature of the refrigerant, which prevails in the area between the valve outlet of the expansion valve and the compressor inlet of the at least one compressor, is used as the control variable. used. This ensures that the control system can react much more quickly.
  • the heat source temperature of the heat source can be the temperature of a heat source medium (eg air or water) of the heat source.
  • the heat source temperature can, however, also be a temperature that is dependent on a temperature of the heat source (or its heat source medium).
  • it can be a Act surface temperature of the at least one evaporator, which changes depending on the temperature of the heat source or its heat source medium (eg ambient air that is supplied to the evaporator or water of a heating medium circuit that is supplied to the evaporator).
  • the heat source temperature is therefore a value that reflects the temperature of the heat source on the evaporator.
  • the inlet or outlet temperatures e.g. if the heat source is water that is fed to the evaporator via its own circuit
  • surface temperatures on the evaporator e.g. if the heat source is ambient air
  • averaged or weighted values can be used as the heat source temperature.
  • the refrigerant In the area between the valve outlet and the compressor inlet, the refrigerant has essentially a constant pressure, as a result of which the evaporation temperature of the refrigerant, which is directly related to the pressure, is also essentially constant in this area.
  • the evaporation temperature of the refrigerant can be measured after the refrigerant exits the valve outlet of the expansion valve or calculated from the pressure of the refrigerant at a point between the valve outlet and the compressor inlet with the aid of the vapor pressure curve (also known as the boiling curve).
  • compressors can have different output levels or output-variable control.
  • the proposed control concept is independent of the heat source used (which acts on the evaporator) or heat sink (which the Refrigerant removes heat in or on the condenser) and the refrigerant circuit can also contain other parts and components that have no significant influence on the functioning of the control strategy. Examples of this are sight glasses, collectors, filters, check valves, additional expansion valves, additional subcoolers, intermediate steam injection systems or components that enable switching to reversible operation.
  • the refrigerant can exit the at least one evaporator partially evaporated, saturated or superheated.
  • the refrigerant circuit comprises at least one internal heat exchanger.
  • This heat exchanger is often referred to as a suction gas heat exchanger.
  • a condenser outlet of the at least one condenser is connected to a first internal heat exchanger inlet of the at least one internal heat exchanger and a first internal heat exchanger outlet of the at least one internal heat exchanger is connected to a valve inlet of the expansion valve.
  • the first fluid line runs between the first internal heat exchanger inlet and the first internal heat exchanger outlet.
  • An evaporator outlet of the at least one evaporator is connected to a second internal heat exchanger inlet of the at least one internal heat exchanger and a second internal heat exchanger outlet of the at least one internal heat exchanger is connected to a compressor inlet of the at least one compressor.
  • the second fluid line runs between the second internal heat exchanger inlet and the second internal heat exchanger outlet.
  • the second fluid line is materially separated from the first fluid line, but thermally coupled or connected to the first fluid line so that heat can be given off in a manner known per se from the refrigerant flowing through the first fluid line to the refrigerant flowing through the second fluid line.
  • the at least one internal heat exchanger can be designed as a tube-in-tube heat exchanger, a plate heat exchanger, a tube bundle heat exchanger or the like.
  • the refrigerant flows through the refrigerant circuit as follows: starting from the valve outlet of the expansion valve, the refrigerant is introduced into the evaporator, in which it evaporates completely or partially due to the effect of heat from the heat source thermally connected to the evaporator or acting on the evaporator becomes. After exiting the evaporator, the refrigerant flows through the second fluid line of the internal heat exchanger, in which the refrigerant is further completely evaporated and heated. After exiting the internal heat exchanger or its second fluid line, the refrigerant flows into the compressor, in which it is compressed and further heated. After exiting the compressor, the refrigerant flows through the condenser, in which it liquefies while giving off heat.
  • the refrigerant After exiting the condenser, the refrigerant flows completely or in a partial flow through the first fluid line of the internal heat exchanger and, in the process, ensures that the refrigerant flowing through the second fluid line is heated in the internal heat exchanger. After exiting the internal heat exchanger or its first fluid line, the refrigerant flows to a valve inlet of the expansion valve and after the refrigerant exits the valve outlet of the expansion valve, the cycle begins again.
  • the evaporation of the refrigerant in a tube runs through several phases, the tube wall temperature being indirectly proportional to the heat transfer coefficient.
  • a completely liquid refrigerant what is known as nucleate boiling takes place first and then film evaporation.
  • the heat transfer coefficient is generally high high.
  • the refrigerant flow heats up, which also reduces the driving force of heat transport (the temperature difference).
  • the position of the dryout point depends on the flow velocity, geometry / orientation and heat flow density, but is usually between approx. 70% and 90% gas mass fraction.
  • the heat transfer coefficient is reduced by one to two orders of magnitude compared to film evaporation.
  • the limitation of the heat transfer coefficient means that a large part of the evaporator's heat exchanger surface is necessary for complete evaporation after the dryout point and, above all, for overheating the refrigerant.
  • these two process steps only contribute to a fraction of the total energy input.
  • Around 80% to 90% of the heat is transferred to the refrigerant in the area of nucleate boiling and film evaporation.
  • only about 5% to 15% of the heat is transferred during aerosol evaporation and less than 5% of the heat is transferred through suction gas superheating.
  • the proposed method for regulating the expansion valve enables optimal utilization of the internal heat exchanger, while at the same time the regulating system can be kept stable. It is possible to increase the liquid content of the refrigerant in the evaporator and to move the dryout point from the evaporator to the internal heat exchanger. The overheating process is completely shifted and parts of the evaporation process are shifted to the internal heat exchanger. As a result, the entire heat exchanger surface of the evaporator can be used for the evaporation process, which leads to an increase in the evaporation temperature (and thus to an increase in efficiency).
  • the internal heat exchanger can not only raise the temperature of the suction gas (the gaseous refrigerant when it enters the compressor), but also allow the wet steam to evaporate after the actual evaporator. This improves the heat transfer in the evaporator, which greatly increases the efficiency of the system.
  • the refrigerant circuit comprises a first temperature sensor, the first temperature sensor preferably being arranged in a heat source medium of the heat source or on the at least one evaporator, the first temperature sensor measuring the heat source temperature and reporting it to the control device.
  • the first temperature sensor can for example be arranged on the at least one evaporator and measure the temperature of the ambient air as a heat source medium. It is also conceivable that the first temperature sensor measures a surface temperature of the at least one evaporator, which is dependent on the temperature of the heat source medium.
  • the first temperature sensor can also be arranged in a circulation line of a heating medium circuit, via which, for example, water or an anti-freeze mixture is fed into the evaporator as a heat source medium.
  • the refrigerant circuit comprises a second temperature sensor, which measures a refrigerant temperature of the refrigerant after the refrigerant has exited the valve outlet of the expansion valve and before the refrigerant enters the at least one evaporator and reports it to the control device, the one from the second Temperature sensor measured refrigerant temperature corresponds to the evaporation temperature.
  • the refrigerant In the area between the valve outlet and the compressor inlet, the refrigerant has essentially a constant pressure, as a result of which the evaporation temperature of the refrigerant, which is directly related to the pressure, is also essentially constant in this area.
  • the temperature of the refrigerant at the valve outlet of the expansion valve therefore reflects the evaporation temperature of the refrigerant.
  • the refrigerant has the evaporation temperature in the entire area between the valve outlet and the inlet to the evaporator. Only in the evaporator and the internal heat exchanger connected to it does the temperature of the refrigerant rise above its evaporation temperature. If the second temperature sensor is thus arranged between the valve outlet and the at least one evaporator, then it can measure the evaporation temperature of the refrigerant directly. In other words, the refrigerant temperature measured in the area between the valve outlet and the inlet into the evaporator corresponds to the evaporation temperature of the refrigerant at the pressure conditions in this area.
  • the refrigerant circuit comprises a pressure sensor, the pressure sensor measuring a refrigerant pressure of the refrigerant at a point between the valve outlet and the compressor inlet and reporting it to the control device, the control device preferably determining the evaporation temperature from the refrigerant pressure.
  • the evaporation temperature is the temperature at which the refrigerant changes from the liquid phase to the gaseous phase.
  • the evaporation temperature is pressure-dependent and can be determined from the refrigerant pressure using the vapor pressure curve (also called the boiling curve) be determined.
  • the proposed control is significantly faster than the conventional suction gas superheat control, since the measurement of the pressure, in contrast to the measurement of the suction gas temperature upstream of the compressor, does not have any significant dead time.
  • the heat source temperature of the heat source acting on the at least one evaporator and the evaporation temperature of the refrigerant in the area between the valve outlet and the compressor inlet are determined, an actual heat source degree being determined from the temperature difference between the heat source temperature and the evaporation temperature, the actual heat source degree being determined by Regulation of an opening width of the expansion valve is tracked to a predefined or predefinable target heat source graduation. It can also be provided that there are two or more expansion valves which are arranged in parallel, at least one of which is regulated. It can also be that all expansion valves are regulated or that these are regulated in stages depending on the desired refrigerant mass flow.
  • only one of the expansion valves can be regulated up to a first predetermined or predeterminable refrigerant mass flow, with the further expansion valves initially remaining closed.
  • a further expansion valve can be regulated in order to be able to further increase the throughput of refrigerant.
  • further threshold values for the refrigerant mass flow can be predefined or predefinable in order to achieve a desired graduation of the refrigerant mass flow by using further regulated expansion valves.
  • the so-called heat source grading between the heat source temperature of the heat source and the evaporation temperature e.g.
  • evaporator inlet temperature of the refrigerant after the refrigerant has emerged from the valve outlet of the Expansion valve or determination via evaporation pressure is used as a control variable.
  • the current actual value of the heat source graduation is determined and a predefined or specifiable setpoint value (target heat source graduation) is tracked.
  • the heat source temperature can be measured in the heat source medium or at the evaporator (e.g. a surface temperature of the evaporator, an air temperature of the ambient air in the area of the evaporator or the water temperature of a water supplied to the evaporator in a heat medium circuit when entering or exiting the evaporator).
  • the evaporation temperature of the refrigerant can, for example, be measured at the evaporator inlet or calculated from a measured refrigerant pressure of the refrigerant before the refrigerant enters the at least one compressor.
  • the opening width of the expansion valve is changed continuously (continuously or discrete in time) in such a way that the actual heat source gradation matches the target heat source graduation.
  • the opening width of the expansion valve is regulated in order to achieve and / or maintain a predefinable or predefined setpoint heat source gradation.
  • control device comprises a first control device, the first control device determining a valve control value on the basis of a first control deviation between the setpoint heat source scale and the actual heat source scale and reports it to the expansion valve, the expansion valve setting the opening width as a function of the valve control value.
  • the expansion valve can be a thermal valve or an electric or electronic valve, for example in the form of a stepper motor valve that changes the opening width with the help of an electromagnet.
  • the first control device can be a PID, PI, PD controller or the like.
  • the new control value for the expansion valve is generated from the comparison between the setpoint (target heat source scale) and the actual value (actual heat source scale).
  • the opening width of the expansion valve controls the amount of refrigerant injected into the evaporator and thus has a direct influence on the evaporation pressure.
  • the target heat source gradation can be continuously (continuously or time-discrete) adjusted or set or specified so that, on the one hand, the compressor does not suffer any liquid hammer and, on the other hand, high suction gas temperatures upstream of the compressor are prevented.
  • control device comprises a further control device for preventing the entry of liquid refrigerant into the at least one compressor, with at least one measured or determined temperature of the refrigerant in the refrigerant circuit and / or at least one measured or determined pressure of the refrigerant in the refrigerant circuit the overheating state of the refrigerant is determined before or after the actual control value characterizing at least one compressor, and the actual control value is tracked to a predefined or predefinable setpoint control value by controlling the setpoint heat source graduation.
  • the target heat source scale can be adjusted, for example, in that an actual suction gas overheating of the refrigerant is determined after the internal heat exchanger and before entering the at least one compressor, the target heat source scale being adjusted or set or set depending on the actual suction gas overheating . is specified. It can therefore preferably be provided that a suction gas temperature of the refrigerant is determined after the internal heat exchanger and before entry into the at least one compressor, an actual suction gas overheating being determined from a temperature difference between the suction gas temperature and the evaporation temperature, the actual suction gas overheating being determined by regulating the target -Wärmeuzegrädung a specified or specifiable target suction gas superheat is tracked.
  • the refrigerant circuit comprises a third temperature sensor, which measures the suction gas temperature of the refrigerant after the internal heat exchanger and before entering the at least one compressor and reports it to the control device, the control device comprising a second control device, the control device for determining the Actual suction gas superheat calculates the difference between the suction gas temperature and the evaporation temperature, the second control device specifying the setpoint heat source scale on the basis of a second control deviation between the setpoint suction gas superheat and the actual suction gas superheat.
  • the second control device can in turn be a PID, PI, PD controller or the like.
  • the actual suction gas superheat is the difference between the suction gas temperature and the evaporation temperature.
  • the target suction gas superheat can be a fixed value (e.g. 5 K) or it can be dynamically specified depending on the operating conditions (e.g. 5 K for low evaporation temperatures and 10 K for high evaporation temperatures).
  • the second control device determines the setpoint heat source graduation and reports this to the first control device.
  • For the first control device is thus the setpoint heat source graduation reported by the second control device, the setpoint for the control.
  • the second control device can ensure that the difference between the suction gas temperature and the evaporation temperature (evaporator inlet temperature) is regulated to the setpoint for superheating (setpoint suction gas superheat) and thus the setpoint for the heat source graduation (setpoint heat source graduation) is continuously or discontinuously is adjusted.
  • the first control device can also be referred to as an inner cascade and the second control device can be referred to as an outer cascade.
  • the basic principle of this control cascading is the division of the control system into an inner, very fast and precise control circuit (first control device) and an outer, slower control circuit (second control device).
  • the inner control circuit regulates the expansion valve by comparing the heat source graduation (comparison of the actual heat source gradation with the target heat source graduation).
  • the external control circuit adapts the setpoint of the heat source scale (target heat source scale) to the operating conditions by comparing the overheating state of the refrigerant upstream of the compressor.
  • target suction gas overheating It regulates the desired overheating state of the gas upstream of the compressor (target suction gas overheating) and dynamically specifies the target value in the form of the target heat source graduation for the inner control circuit. In principle, this results in “approaching” the optimal operating conditions and, at the same time, stable regulation for the inner control circuit, which reacts quickly to short-term changes in operation.
  • suction gas overheating control instead of or in addition to suction gas overheating control as an external cascade, other concepts that fulfill the same task (preventing liquid refrigerant from entering the compressor) can be used as the actual value, e.g. a further control device to control the hot gas overheating.
  • the hot gas overheating results from the temperature difference between the hot gas temperature (temperature at the outlet of the compressor) and the condensation temperature (liquefaction temperature of the refrigerant, which is calculated, among other things, via the pressure, measured at a point between the compressor outlet and the expansion valve inlet, using the vapor pressure curve of the refrigerant can be).
  • High hot gas overheating is synonymous with high suction gas overheating.
  • the control tries to adjust a fixed or variable target hot gas overheating by adjusting the actual hot gas overheating.
  • the target hot gas overheating can be made dependent, for example, on the pressure difference (condensation pressure - evaporation pressure) and the compressor speed.
  • Another concept that can be used as an alternative to the suction gas overheating control is the control of the "minimally most stable signal". Only the suction gas temperature (temperature before the compressor inlet) is measured. As soon as this can no longer be kept stable, the minimum stable signal is reached. Any further increase in the refrigerant flow through the expansion valve would lead to liquid hammers in the compressor.
  • the outer cascade which is used to determine the target heat source graduation, does not necessarily have to consist of a classic control system.
  • values for the overheating state of the refrigerant upstream of the compressor i.e. the actual suction gas overheating
  • the target heat source graduation is adjusted from the deviation.
  • further measured variables can optionally be implemented in the overall system (by supplementing the control device with further controller modules), for example, to take into account the influence of various disturbance variables, such as compressor speed or power or subcooling temperature, by means of a pilot control.
  • various disturbance variables such as compressor speed or power or subcooling temperature
  • the subcooling temperature temperature of the Refrigerant upstream of the expansion valve
  • the compressor speed / compressor output or the fan speed can also be implemented in the form of a feed-forward control system or a feed-forward control system or another standard control method.
  • a heat source motor is understood as the device that transports the heat source medium from the heat source and brings it into thermal contact with the refrigerant in the evaporator (e.g. a fan for the heat source medium air or a pump with the heat source medium water).
  • the specified or specifiable target heat source graduation is changed by at least one change value, the at least one change value depending on a temperature of the refrigerant upstream of the expansion valve and / or a compressor speed of the at least one compressor and / or a compressor output of the at least one compressor and / or a heat source motor speed of a heat source motor is determined.
  • the heat source motor can generally be a flow machine for the heat source medium of the heat source.
  • the heat source motor can be a fan that supplies ambient air to the evaporator as a heat source medium.
  • the brine motor can also be a pump that supplies water or an anti-freeze mixture to the evaporator as a heat source medium.
  • the refrigerant is only partially evaporated in the at least one evaporator, the refrigerant being completely evaporated in the internal heat exchanger.
  • the refrigerant which is only partially evaporated in the evaporator, flows after exiting the evaporator through the second fluid line of the internal heat exchanger, in which the refrigerant is further completely evaporated and heated. This enables optimal utilization of the internal heat exchanger, while at the same time keeping the control system stable.
  • the liquid content of the refrigerant in the evaporator is increased and the dryout point is moved from the evaporator to the internal heat exchanger. So parts of the evaporation process and the overheating process are completely relocated to the internal heat exchanger.
  • the entire heat exchanger surface of the evaporator can be used for the evaporation process before the dryout point, which leads to an increase in the evaporation temperature (and thus an increase in efficiency).
  • the internal heat exchanger should not only raise the temperature of the suction gas, but also allow the wet steam to evaporate after the actual evaporator. This improves the heat transfer in the evaporator, which greatly increases the efficiency of the system.
  • the described refrigeration circuit structure with internal heat exchanger is required, whereby the internal heat exchanger, in contrast to internal heat exchangers or suction gas heat exchangers customary in practice, is designed for a comparatively high transmission capacity should be.
  • a plate heat exchanger is preferably used for this.
  • the control strategy described is required, which ensures a stable overheating state directly before or (alternatively) directly after the compressor. The lower the overheating condition of the refrigerant, the higher the proportion of liquid in the refrigerant at the evaporator outlet.
  • the refrigerant circuit comprises at least one evaporator, at least one internal heat exchanger, at least one compressor, at least one condenser, an expansion valve and a control device connected to the expansion valve in a signal-conducting manner for controlling the expansion valve, in particular according to a method according to one of claims 1 to 9, wherein a first Fluid line of the at least one internal heat exchanger is arranged between the at least one condenser and the expansion valve and a second fluid line of the at least one internal heat exchanger is arranged between the at least one evaporator and the at least one compressor, the at least one evaporator, the second fluid line, the at least a compressor, the at least one condenser, the first fluid line and the expansion valve arranged one behind the other in series in a direction of circulation of the refrigerant circuit and through which a refrigerant can flow .
  • the refrigerant circuit comprises a first temperature sensor connected to the control device in a signal-conducting manner, wherein the first temperature sensor can measure a heat source temperature of a heat source acting on the at least one evaporator and can be reported to the control device, wherein the first temperature sensor is preferably arranged in a heat source medium of the heat source or on the at least one evaporator, the refrigerant circuit having a temperature detection device connected to the control device in a signal-conducting manner for determining the evaporation temperature of the refrigerant, which prevails in the area between the valve outlet of the expansion valve and the compressor inlet of the at least one compressor , wherein the regulating device regulates an opening width of the expansion valve as a function of a temperature difference between the heat source temperature and the evaporation temperature of the refrigerant in the area between the valve outlet and the compressor inlet.
  • the evaporation temperature can either be calculated using the evaporation pressure at
  • the heat source acting on the at least one evaporator can be the environment that surrounds the evaporator or whose air is supplied to the evaporator (e.g. in the case of an air heat pump).
  • a heat source is water or another fluid, which is supplied to the evaporator in a known manner via its own heat medium circuit, which is hydraulically decoupled from the refrigerant circuit and thus materially separated from it, in order to heat the refrigerant of the refrigerant circuit in the evaporator .
  • the heat source is thermally connected to the evaporator and in the evaporator heat is supplied to the refrigerant from the heat source thermally connected to the evaporator and the refrigerant evaporates while absorbing heat.
  • the refrigerant circuit comprises at least one internal heat exchanger, with heat flowing from the refrigerant flowing through the first fluid line of the at least one internal heat exchanger to the refrigerant flowing through the second Fluid line of the at least one internal heat exchanger flowing refrigerant can be emitted.
  • the at least one internal heat exchanger - also referred to as a suction gas heat exchanger - can not only raise the temperature of the suction gas (the gaseous refrigerant when it enters the compressor), but also allow the wet steam to evaporate after the actual evaporator. This improves the heat transfer in the evaporator, which greatly increases the efficiency of the system.
  • the temperature determination device comprises a second temperature sensor arranged between the valve outlet and the at least one evaporator, the evaporation temperature being measurable by the second temperature sensor and being able to be reported to the control device.
  • the second temperature sensor thus measures a refrigerant temperature of the refrigerant after the refrigerant emerges from the valve outlet of the expansion valve and before the refrigerant enters the at least one evaporator. In this range, the measured refrigerant temperature corresponds to the evaporation temperature of the refrigerant.
  • the temperature determination device comprises a pressure sensor arranged between the valve outlet and the compressor inlet, a refrigerant pressure of the refrigerant being measurable by the pressure sensor and being able to be reported to the control device, with the control device being able to determine the evaporation temperature from the refrigerant pressure.
  • control device determines an actual heat source scale from the temperature difference between the heat source temperature and the evaporation temperature and the actual heat source scale by regulating the opening width of the expansion valve to a predetermined or tracks the predefinable target heat source graduation. It is also provided that the control device continuously adjusts the setpoint heat source graduation.
  • control device comprises a further control device for preventing the entry of liquid refrigerant into the at least one compressor, the control device consisting of at least one measured or determined temperature of the refrigerant in the refrigerant circuit and / or at least one measured or determined pressure of the refrigerant In the refrigerant circuit, an actual control value characterizing the overheating state of the refrigerant before or after the at least one compressor is determined and the actual control value tracks a predetermined or predeterminable control setpoint by controlling the target heat source graduation.
  • control device comprises a first control device which, on the basis of a first control deviation between the target heat source scale and the actual heat source scale, determines a valve control value in relation to the opening width and reports it to the expansion valve.
  • the expansion valve adjusts the opening width depending on the valve control value.
  • the expansion valve can be a thermal valve or an electric or electronic valve, e.g. in the form of a stepper motor valve that changes the opening width with the help of an electromagnet.
  • the first control device can be a PID, PI, PD controller or the like.
  • the refrigerant circuit comprises a third temperature sensor, a suction gas temperature of the refrigerant from the third temperature sensor after the internal heat exchanger and before entering the at least one compressor can be measured and reported to the control device, the control device determining an actual suction gas overheating from a temperature difference between the suction gas temperature and the evaporation temperature, and the actual suction gas overheating by regulating the target heat source gradient of a predetermined or specifiable target -Suction gas overheating tracks.
  • control device calculates the difference between the suction gas temperature and the evaporation temperature.
  • control device comprises a second control device, which determines the target heat source degree on the basis of a second control deviation between target suction gas overheating and actual suction gas overheating and reports it to the first control device.
  • the second control device can be a PID, PI, PD controller or the like.
  • the proposed device can be, for example, a heat pump, a refrigeration system or an air conditioner.
  • Figure 1 shows a schematic representation of a device 19 with a refrigerant circuit 2 according to the prior art and Figure 2 shows a cycle carried out in the refrigerant circuit 2 in a pressure-enthalpy diagram or log-ph diagram.
  • the device 19 can be, for example, a heat pump, a refrigeration system or an air conditioner.
  • the refrigerant circuit 2 comprises an evaporator 3, a compressor 4, a condenser 5, an expansion valve 1 and a control device 6 for controlling the expansion valve 1, which is connected in a signal-conducting manner to the expansion valve 1 via a signal line 20.
  • the evaporator 3, the compressor 4, the condenser 5 and the expansion valve 1 are arranged one behind the other in series in a circulation direction Z of the refrigerant circuit 2 and a refrigerant K flows through them, which circulates in the closed refrigerant circuit 2 in the circulation direction Z.
  • a heat source 8 acts in a known manner on the evaporator 3 and leads to an increase in the enthalpy of the refrigerant K in the evaporator 3, so that the refrigerant K is at least partially evaporated in the evaporator 3.
  • the heat source 8 can be ambient air which surrounds the evaporator 3 or is supplied to the evaporator 3 (for example in the case of a device in the form of an air heat pump).
  • a heat source 8 is water or another fluid, which is supplied to the evaporator 3 in a manner known per se via its own heat medium circuit, which is hydraulically decoupled from the refrigerant circuit 2 and thus materially separated from it, in order to reduce the refrigerant K of the refrigerant circuit 2 to be heated in the evaporator 3.
  • the heat source 8 is thermally connected to the evaporator 3 and in the evaporator 3 heat is supplied to the refrigerant K from the heat source 8 thermally connected to the evaporator 3 and the refrigerant K evaporates while absorbing heat.
  • the heated and at least partially evaporated (i.e. gaseous) refrigerant K is compressed, whereby the refrigerant K is raised to a higher pressure and temperature level.
  • the gaseous refrigerant K is then passed on in the direction of the condenser 5 with a correspondingly increased pressure and correspondingly increased temperature.
  • the condenser 5 (often also referred to as a condenser), the gaseous, superheated refrigerant K is cooled to a temperature at which the refrigerant K liquefies and thereby dissipates heat to a heat sink (not shown in detail) (e.g.
  • the liquefied refrigerant K passes the expansion valve 1, which is a bottleneck in the Represents refrigerant circuit 2. With the passage of this constriction in the form of the expansion valve 1, there is a rapid pressure drop in the refrigerant K, since the refrigerant K can relax after passing through the expansion valve 1. The pressure drop is also accompanied by a cooling of the refrigerant K, which is fed back to the evaporator 3 after the expansion valve 1 and the described cycle starts again with at least partial evaporation of the refrigerant K in the evaporator 3.
  • the refrigerant K is continuously expanded in the expansion valve 1, whereby it partially evaporates.
  • the refrigerant K in the form of a liquid-gas mixture then flows through the evaporator 3, whereby the remaining liquid is first completely evaporated and finally 5 to 15 K is superheated (so-called suction gas superheating) before the gaseous refrigerant K enters the compressor 4.
  • the compressor 4 increases the pressure of the gaseous refrigerant K.
  • the refrigerant K is liquefied by removing heat.
  • FIG. 2 shows an example of a cycle C in the refrigerant circuit 2 according to FIG Figure 1 in the well-known log-ph diagram.
  • the specific enthalpy E energy content of the refrigerant K
  • P logarithmically scaled pressure
  • the refrigerant K is liquid, to the right of it (i.e. to the right of the dew line T) it is completely gaseous. In between, the gas content increases continuously from left to right.
  • the cycle C is indicated by dashed lines and comprises the process steps C1, C2, C3 and C4.
  • the refrigerant K initially evaporates completely at constant pressure in the evaporator 3 (process step C1). After reaching the dew line T, the then completely gaseous refrigerant K is heated further by approx. 5 to 15 K above the boiling point. This so-called suction gas overheating is necessary so that the compressor 4 does not Suffers liquid hammer.
  • the compressor 4 there is an increase in pressure and temperature of the refrigerant K (process step C2).
  • the condenser 5 the refrigerant K condenses at constant pressure while giving off heat (process step C3). There is a pressure drop in the refrigerant K in the expansion valve 1 (process step C4) and the cycle process C begins again with the process step C1.
  • the expansion valve 1 is controlled in order to achieve a predetermined setpoint value for the suction gas overheating.
  • a second temperature sensor 13 and a third temperature sensor 16 are provided, which are connected to the control device 6 in a signal-conducting manner.
  • the second temperature sensor 13 detects the temperature of the refrigerant K before it enters the evaporator 3 and reports this temperature to the control device 6 via a second sensor line 22.
  • the third temperature sensor 16 detects the temperature of the refrigerant K at the evaporator outlet before it enters the compressor 4 and reports this temperature to the control device 6 via a third sensor line 23.
  • the control device 6 determines the actual value of the suction gas overheating by calculating the temperature difference between the temperature of the refrigerant K before it enters the compressor 4 (suction gas temperature) and the evaporation temperature (e.g. measured by the temperature of the Refrigerant K is calculated before entering the evaporator 3).
  • the expansion valve 1 is controlled via the signal line 20 in such a way that an opening width of the expansion valve 1 is adjusted so that the actual value of the suction gas superheat is regulated to the target value for the suction gas superheat.
  • an (eg electronic or thermal) expansion valve 1 a fixed suction gas overheating (eg 5 K) can be regulated.
  • the difference between the suction gas temperature and the evaporation temperature is used as the control variable.
  • the expansion valve 1 regulates the refrigerant mass flow and the pressure, so that the refrigerant K has a certain suction gas overheating at the compressor inlet. Too little or no suction gas overheating can cause damage to compressor 4. In this case, the evaporation pressure must be reduced (ie the expansion valve 1 closed). Too much suction gas overheating, on the other hand, has a bad effect on the refrigeration circuit efficiency, since the evaporation pressure is lower than necessary.
  • FIG 3 shows a device 19 according to Figure 1 , wherein the refrigerant circuit 2 additionally comprises a heat exchanger 9 in the form of a so-called internal heat exchanger or suction gas heat exchanger and the third temperature sensor 16 is arranged between the evaporator 3 and the internal heat exchanger 9 and thus measures the suction gas temperature of the refrigerant K at the evaporator outlet.
  • a first fluid line 10 of the internal heat exchanger 9 is arranged between the condenser 5 and the expansion valve 1 and a second fluid line 11 of the internal heat exchanger 9 is arranged between the evaporator 3 and the compressor 4, with heat from the refrigerant K flowing through the first fluid line 10 can be delivered to the refrigerant K flowing through the second fluid line 11.
  • a condenser outlet 24 of the condenser 5 is connected to a first internal heat exchanger inlet 25 of the internal heat exchanger 9 and a first internal heat exchanger outlet 26 of the internal heat exchanger 9 is connected to a valve inlet 27 of the expansion valve 1.
  • the first fluid line 10 runs between the first internal heat exchanger inlet 25 and the first internal heat exchanger outlet 26.
  • An evaporator outlet 28 of the evaporator 3 is connected to a second internal heat exchanger inlet 29 of the internal heat exchanger 9 and a second internal heat exchanger outlet 30 of the internal heat exchanger 9 is connected to a compressor inlet 31 of the Compressor 4 connected.
  • the second fluid line 11 runs between the second internal heat exchanger inlet 29 and the second internal heat exchanger outlet 30.
  • the second fluid line 11 is materially separated from the first fluid line 10, however thermally coupled or connected to the first fluid line 10, so that heat can be given off in a manner known per se from the refrigerant K flowing through the first fluid line 10 to the refrigerant K flowing through the second fluid line 11.
  • the liquid refrigerant K exiting from the condenser 5 at a high temperature level is passed over the internal heat exchanger 9 and is cooled by a few Kelvin in the process. This heat is used to further heat the already completely evaporated and slightly overheated refrigerant K from the evaporator 3.
  • the evaporation process can thus be operated with less overheating ( ⁇ 5 K) without damaging the compressor 4.
  • the suction gas temperature of the refrigerant K is measured with the third temperature sensor 16 between the evaporator 3 and the internal heat exchanger 9.
  • the evaporation temperature of the refrigerant K can be measured at the inlet of the evaporator 3 with the second temperature sensor 13.
  • the regulation of the expansion valve 1 corresponds to that of the simple dry evaporation (see Figure 1 ).
  • the opening width of the expansion valve 1 is therefore again regulated in order to maintain a certain suction gas overheating (temperature difference between the suction gas temperature and the evaporation temperature).
  • FIG. 4 shows an example of a cycle C in the refrigerant circuit 2 according to FIG Figure 3 in the log-ph diagram.
  • the overheating of the completely gaseous refrigerant K takes place after reaching the dew line T in the internal heat exchanger 9 (in its second fluid line 11) and accordingly the last cooling of the refrigerant in process step C3 K also takes place in the internal heat exchanger 9 before the subsequent entry into the expansion valve 1 (in its first fluid line 10).
  • FIG. 5 shows a device 19 with an exemplary embodiment of a proposed refrigerant circuit 2.
  • the structure and interconnection of expansion valve 1, evaporator 3, internal heat exchanger 9, compressor 4 and condenser 5 correspond to that in FIG Figure 3
  • the refrigerant circuit 2 comprises a temperature determination device 18 connected to the control device 6 in a signal-conducting manner for determining an evaporator inlet temperature of the refrigerant K after the refrigerant K has emerged from a valve outlet 7 of the expansion valve 1.
  • the temperature determination device 18 comprises a second temperature sensor 13 , whereby the evaporation temperature (corresponds to the evaporator inlet temperature) can be measured by the second temperature sensor 13 and can be reported to the control device 6 via a second sensor line 22.
  • the proposed refrigerant circuit 2 also includes a first temperature sensor 12 which is connected in a signal-conducting manner to the control device 6 and which is arranged in a heat source medium of the heat source 8 or on at least one evaporator 3, with the first temperature sensor 12 showing a heat source temperature of a heat source 8 acting on the at least one evaporator 3 can be measured and reported to the control device 6 via a first sensor line 21.
  • the regulating device 6 is configured to regulate an opening width of the expansion valve 1 as a function of a temperature difference between the heat source temperature and the evaporation temperature.
  • the control device 6 determines an actual heat source graduation IW from the temperature difference between the heat source temperature and the evaporation temperature and tracks the actual heat source graduation IW by regulating the opening width of the expansion valve 1 to a predetermined or specifiable target heat source graduation SW.
  • the control device 6 comprises a first control device 15, not shown here, which is configured to determine a valve control value in relation to the opening width on the basis of a first control deviation between the setpoint heat source scale SW and the actual heat source scale IW and the expansion valve 1 via a signal line 20 to report.
  • FIG Figure 6 shows schematically the control scheme for regulating the expansion valve 1 of the refrigerant circuit 2 according to FIG Figure 5 .
  • the heat source gradation difference between heat source temperature and evaporation temperature
  • the first control device 15 determines a valve control value V in relation to the opening width of the expansion valve 1 and reports this via the signal line 20 to the expansion valve 1, which represents the controlled system in the control diagram.
  • a new actual heat source graduation IW results from a changed opening width of the expansion valve 1, which is fed back in the control scheme to determine the first control deviation.
  • the target heat source graduation SW can be specified as a fixed value (fixed value).
  • the actual heat source graduation IW is determined by the control device 6 by calculating the temperature difference between the heat source temperature reported by the first temperature sensor 12 and the evaporator inlet temperature reported by the second temperature sensor 13 (corresponds to the evaporation temperature).
  • the target heat source graduation SW should have a value of 5 K, the evaporation temperature should be -5 ° C, the heat source temperature (e.g. air temperature) should be 1 ° C and the actual value of the opening width of expansion valve 1 should be 40% at the beginning of the control .
  • the actual heat source graduation IW has a value of 6 K (heat source temperature minus evaporation temperature), ie the evaporation temperature could be increased by 1 K, thereby increasing the refrigeration circuit efficiency.
  • the deviation between the set heat source graduation SW and the actual heat source graduation IW is processed, for example in a PID controller, and a new valve control value V for the expansion valve 1 is generated therefrom.
  • the expansion valve 1 opens to 42%, for example, so that more refrigerant K flows into the evaporator 3 and the pressure and thus the evaporation temperature rise.
  • the actual heat source graduation IW is thereby reduced to 5.8 K and a new control cycle begins.
  • FIG. 7 shows an example of a cycle C in the refrigerant circuit 2 according to FIG Figure 5 in the log-ph diagram.
  • the cycle C of the Figure 4 it can be seen that significantly larger proportions of process steps C1 and C3 take place in the internal heat exchanger 9. Since the dryout point in the proposed refrigerant circuit 2 is strongly shifted in the direction of the internal heat exchanger 9, the internal heat exchanger 9 not only increases the temperature of the suction gas, but also enables the wet steam to evaporate after the actual evaporator 3. Overall, this allows the refrigerant circuit 2 operate much more efficiently.
  • FIG. 8 shows a device 19 with a further embodiment of a proposed refrigerant circuit 2.
  • the temperature determining device 18 comprises a pressure sensor 14, whereby the pressure sensor 14 can measure a refrigerant pressure of the refrigerant K at a point between the valve outlet 7 and the compressor inlet 31 and can be reported to the control device 6 via a pressure sensor line 32, the control device 6 determining the evaporation temperature from the refrigerant pressure is.
  • the regulation of the expansion valve 1 takes place in the same way as in the exemplary embodiment according to FIG Figures 5 and 6 .
  • FIG Figure 9 shows a device 19 with a further exemplary embodiment of a proposed refrigerant circuit 2.
  • the refrigerant circuit 2 corresponds to the refrigerant circuit 2 of FIG Figure 8 , supplemented by further sensors and controller modules.
  • the refrigerant circuit 2 shown additionally comprises a third temperature sensor 16, which is located between the internal heat exchanger 9 and the compressor 4 and thus measures the suction gas temperature of the refrigerant K after the internal heat exchanger 9 and before entering the compressor 4 and reports it to the control device 6 via a third sensor line 23.
  • the temperature determination device 18 can also comprise a second temperature sensor 13 for determining the evaporation temperature directly from the evaporator inlet temperature (see FIG Figure 5 ).
  • the control device 6 comprises a second control device 17, not shown here.
  • the control device 6 calculates the difference between the suction gas temperature reported by the third temperature sensor 16 and the evaporation temperature determined by the temperature determination device 18, and the second control device 17 provides the basis a second control deviation between a predefined or predefinable setpoint suction gas superheat SS and the actual suction gas superheat IS, the setpoint heat source graduation SW, which is fed to the first control device 15 as a reference variable.
  • the actual suction gas superheating IS is tracked to a predetermined or predeterminable desired suction gas superheating SS by regulating the setpoint heat source graduation SW.
  • FIG Figure 10 shows schematically the control scheme for regulating the expansion valve 1 of the refrigerant circuit 2 according to FIG Figure 9 .
  • the control scheme shows a 2-stage control cascade, in which the first control device 15 represents the inner cascade (inner control circuit) and the second control device 17 represents the outer cascade (outer control circuit).
  • the inner cascade corresponds to the control scheme of Figure 6 .
  • the second control device 17 specifies the target heat source graduation SW, which is fed to the first control device 15 as a reference variable.
  • the first control device 15 determines a valve control value V in relation to the opening width of the Expansion valve 1 and reports this via the signal line 20 to the expansion valve 1, which represents the controlled system in the inner cascade.
  • a new actual heat source graduation IW results from a changed opening width of the expansion valve 1, which is fed back in the inner cascade to determine the first control deviation.
  • a change in the opening width of the expansion valve 1 causes a changed refrigerant mass flow and thus a changed pressure and a changed temperature of the refrigerant K when it enters the evaporator 3, which, together with the connected internal heat exchanger 9, represents the controlled system of the outer cascade.
  • the refrigerant K After the refrigerant K emerges from the internal heat exchanger 9, it has a new actual suction gas overheating IS, which is fed back in the outer cascade to determine the second control deviation.
  • the basic principle of this control cascading is the division of the control system into an inner, very fast and precise control circuit (first control device 15) and an outer, slower control circuit (second control device 17).
  • the inner control circuit regulates the expansion valve 1 by comparing the heat source graduation (comparison of the actual heat source graduation IW with the set heat source graduation SW).
  • the external control circuit adjusts the setpoint of the heat source gradation (setpoint heat source gradation SW) to the existing operating conditions by comparing the overheating state of the refrigerant K upstream of the compressor 4. It regulates the desired overheating state of the gas upstream of the compressor 4 (target suction gas overheating SS) and dynamically specifies the target value in the form of the target heat source graduation SW to the inner control circuit.
  • the input setpoint for the outer cascade in the form of the setpoint suction gas superheat SS is intended to ensure, on the one hand, that the compressor 4 does not suffer any liquid hammer and, on the other hand, high suction gas temperatures in front of the compressor 4.
  • the target suction gas superheat SS can be a permanently stored value or can be dynamically specified as a function of the operating conditions.
  • FIG 11 shows a device 19 with a further exemplary embodiment of a proposed refrigerant circuit 2.
  • the refrigerant circuit 2 corresponds to the refrigerant circuit 2 of FIG Figure 9 , although here the temperature determination device 18 comprises a second temperature sensor 13 for direct measurement of the evaporation temperature and wherein the refrigerant circuit 2 comprises further sensors. Specifically, there is a second pressure sensor 33 for determining the pressure of the refrigerant K after it leaves the compressor 4 and before it enters the expansion valve 1 and a fourth temperature sensor 34 for determining the temperature of the refrigerant K after it leaves the compressor 4 and before it enters the condenser 5 provided.
  • a second pressure sensor 33 for determining the pressure of the refrigerant K after it leaves the compressor 4 and before it enters the expansion valve 1
  • a fourth temperature sensor 34 for determining the temperature of the refrigerant K after it leaves the compressor 4 and before it enters the condenser 5 provided.
  • the signals from the second pressure sensor 33 are fed to the control device 6 via a second pressure sensor line 35 and the signals from the fourth temperature sensor 34 are fed to the control device 6 via a fourth sensor line 36.
  • the hot gas overheating can be regulated on the basis of the hot gas temperature (determined by the fourth temperature sensor 34) versus the condensation temperature (determined from the vapor pressure curve by measuring the pressure from the second pressure sensor 33) to specify the target heat source graduation.
  • the hot gas superheat control behaves similarly to the suction gas superheat control. A slight overheating of the hot gas leads to Liquid hammer in the compressor 3, excessive hot gas overheating leads to a loss of efficiency.
  • the hot gas overheating is adapted to a fixed or changeable target hot gas overheating.
  • a variable target hot gas overheating can be dependent, for example, on the evaporation pressure, the condensation pressure and the compressor speed.
  • Figure 12 shows a device 19 according to Figure 11 , supplemented by a further valuation procedure and further controller modules. Specifically, a further sensor 37 is provided for determining the power and / or speed of the compressor 4. The signals from the sensor 37 are fed to the control device 6 via a further sensor line 38.
  • the opposite of the rule scheme of the Figure 10 further controller modules are shown in the schematic control diagram of Figure 13 shown.
  • the supplemented controller modules are a first pilot control 39 and a second pilot control 40.
  • the first pilot control 39 can take into account the temperature of the refrigerant K at the inlet to the expansion valve 1 and the second pilot control 40 can set a compressor speed and / or Compressor output of the compressor 4 (determined by the further sensor 37) must be taken into account.
  • a proposed refrigerant circuit can also each comprise more than one evaporator, internal heat exchanger, compressor or condenser.
  • a proposed refrigerant circuit comprises several instances of a component (for example a refrigerant circuit with three evaporators and two compressors), the instances of the respective component are usually arranged in parallel.
  • a proposed refrigerant circuit comprises more than one expansion valve. So it can be provided that two or more expansion valves are present that run in parallel are arranged, at least one of which is controlled as proposed. It can also be that all expansion valves are regulated as proposed or that these are regulated in a staggered manner as proposed, depending on the desired refrigerant mass flow.

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • Physics & Mathematics (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • Thermal Sciences (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Air Conditioning Control Device (AREA)

Abstract

Verfahren zur Regelung eines Expansionsventils (1) eines Kältemittelkreislaufes (2) umfassend wenigstens einen Verdampfer (3), wenigstens einen internen Wärmetauscher (9), wenigstens einen Verdichter (4), wenigstens einen Kondensator (5), das Expansionsventil (1) und eine mit dem Expansionsventil (1) signalleitend verbundene Regelvorrichtung (6) zur Regelung des Expansionsventils (1), wobei eine erste Fluidleitung (10) des wenigstens einen internen Wärmetauschers (9) zwischen dem wenigstens einen Kondensator (5) und dem Expansionsventil (1) angeordnet ist und eine zweite Fluidleitung (11) des wenigstens einen internen Wärmetauschers (9) zwischen dem wenigstens einen Verdampfer (3) und dem wenigstens einen Verdichter (4) angeordnet ist, wobei im Kältemittelkreislauf (2) ein Kältemittel (K) zirkuliert, wobei das Kältemittel (K) in einer Zirkulationsrichtung (Z) des Kältemittelkreislaufes (2) ausgehend von einem Ventilausgang (7) des Expansionsventils (1) den wenigstens einen Verdampfer (3), die zweite Fluidleitung (11) des wenigstens einen internen Wärmetauschers (9), den wenigstens einen Verdichter (4), den wenigstens einen Kondensator (5), die erste Fluidleitung (10) des wenigstens einen internen Wärmetauschers (9) und das Expansionsventil (1) durchströmt, wobei das Kältemittel (K) im wenigstens einen Verdampfer (3) durch Wärmeeintrag an das Kältemittel (K) durch eine auf den wenigstens einen Verdampfer (3) einwirkende Wärmequelle (8) zumindest teilweise verdampft wird, wobei das durch die erste Fluidleitung (10) strömende Kältemittel (K) Wärme an das durch die zweite Fluidleitung (11) strömende Kältemittel (K) abgibt und somit die Enthalpie des Kältemittels (K) vor Eintritt in den wenigstens einen Verdichter (4) erhöht wird, wobei das Expansionsventil (1) in Abhängigkeit einer Temperaturdifferenz zwischen einer Wärmequellentemperatur der Wärmequelle (8) und der Verdampfungstemperatur des Kältemittels (K), welche im Bereich zwischen Ventilausgang (7) des Expansionsventils (1) und Verdichtereingang (31) des wenigstens einen Verdichters (4) vorherrscht, geregelt wird, wobei die auf den wenigstens einen Verdampfer (3) einwirkende Wärmequellentemperatur der Wärmequelle (8) und die Verdampfungstemperatur des Kältemittels (K) im Bereich zwischen Ventilausgang (7) und Verdichtereingang (31) ermittelt werden, wobei aus der Temperaturdifferenz zwischen Wärmequellentemperatur und Verdampfungstemperatur eine Ist-Wärmequellengrädung (IW) ermittelt wird, wobei die Ist-Wärmequellengrädung (IW) durch Regelung einer Öffnungsweite des Expansionsventils (1) einer vorgegebenen oder vorgebbaren Soll-Wärmequellengrädung (SW) nachgeführt wird, wobei die Soll-Wärmequellengrädung (SW) fortlaufend angepasst wird, wobei die Regelvorrichtung (6) eine weitere Regeleinrichtung zur Verhinderung des Eintritts von flüssigem Kältemittel (K) in den wenigstens einen Verdichter (4) umfasst, wobei aus wenigstens einer gemessenen oder ermittelten Temperatur des Kältemittels (K) im Kältemittelkreislauf (2) und/oder wenigstens einem gemessenen oder ermittelten Druck des Kältemittels (K) im Kältemittelkreislauf (2) ein den Überhitzungszustand des Kältemittels (K) vor oder nach dem wenigstens einen Verdichter (4) charakterisierender Regelungs-Istwert ermittelt wird und der Regelungs-Istwert durch Regelung der Soll-Wärmequellengrädung (SW) einem vorgegebenen oder vorgebbaren Regelungs-Sollwert nachgeführt wird.

Description

  • Die vorliegende Erfindung betrifft ein Verfahren zur Regelung eines Expansionsventils eines Kältemittelkreislaufes mit den Merkmalen des Oberbegriffs des Anspruchs 1, einen Kältemittelkreislauf mit den Merkmalen des Oberbegriffs des Anspruchs 10 und eine Vorrichtung mit wenigstens einem solchen Kältemittelkreislauf.
  • Im Stand der Technik bekannte Kältemittelkreisläufe, beispielsweise für Wärmepumpen, Kälteanlagen oder Klimageräte, umfassen einen Verdampfer, einen Verdichter, einen Kondensator, ein Expansionsventil und eine mit dem Expansionsventil signalleitend verbundene Regelvorrichtung zur Regelung des Expansionsventils. Verdampfer, Verdichter, Kondensator und Expansionsventil sind in einer Zirkulationsrichtung des Kältemittelkreislaufes hintereinander in Serie angeordnet und werden von einem Kältemittel durchströmt, das im geschlossenen Kältemittelkreislauf zirkuliert. Eine Wärmequelle wirkt in bekannter Weise auf den Verdampfer ein und bewirkt im Verdampfer einen Wärmeeintrag auf das Kältemittel und führt somit zu einer Enthalpieerhöhung des Kältemittels, sodass es im Verdampfer zu einem Verdampfen des Kältemittels kommt. Bei der Wärmequelle kann es sich dabei um die Umgebung des Verdampfers handeln, deren Umgebungsluft den Verdampfer umgibt oder dem Verdampfer zugeführt wird (z.B. bei einer Luftwärmepumpe). Ein weiteres Beispiel einer Wärmequelle ist Wasser oder ein anderes Fluid, das dem Verdampfer in an sich bekannter Weise über einen eigenen Wärmemittelkreislauf, der hydraulisch vom Kältemittelkreislauf entkoppelt und damit stofflich von diesem getrennt ist, zugeführt wird, um das Kältemittel des Kältemittelkreislaufs im Verdampfer zu erhitzen. Mit anderen Worten ist die Wärmequelle mit dem Verdampfer thermisch verbunden und im Verdampfer wird dem Kältemittel Wärme von der mit dem Verdampfer thermisch verbundenen Wärmequelle (bzw. deren Wärmequellenmedium, z.B. Luft oder Wasser) zugeführt und das Kältemittel verdampft unter Wärmeaufnahme. Im in Zirkulationsrichtung sich anschließenden Verdichter (häufig auch als Kompressor bezeichnet) wird das verdampfte (also gasförmig vorliegende) Kältemittel verdichtet, wodurch das Kältemittel auf ein höheres Druck- und Temperaturniveau gehoben wird. Das gasförmige Kältemittel wird dann mit entsprechend erhöhtem Druck und entsprechend erhöhter Temperatur in Richtung Kondensator weitergeleitet. Im Kondensator (häufig auch als Verflüssiger bezeichnet) wird das gasförmige, überhitzte Kältemittel auf eine Temperatur, bei der es zum Verflüssigen des Kältemittels kommt, gekühlt und dadurch unter Wärmeabgabe verflüssigt. Beim weiteren Fluss durch den Kältemittelkreislauf passiert das verflüssigte Kältemittel das Expansionsventil, welches eine Engstelle im Kältemittelkreislauf darstellt. Mit dem Passieren dieser Engstelle in Form des Expansionsventils erfolgt ein rapider Druckabfall im Kältemittel, da sich das Kältemittel nach Durchtritt durch das Expansionsventil entspannen kann. Mit dem Druckabfall geht auch eine Abkühlung des Kältemittels einher, welches nach dem Expansionsventil wieder dem Verdampfer zugeführt wird und der beschriebene Kreislauf mit zumindest teilweiser Verdampfung des Kältemittels im Verdampfer erneut startet.
  • Während des Verdampfungsprozesses nimmt das Kältemittel, welches zuvor durch das Expansionsventil auf ein geringes Druckniveau gebracht wurde, Wärme von der Wärmequelle (z.B. Umgebung) auf. Das Kältemittel wird dabei (meist vollständig) verdampft und um 5 bis 15 K (Grad Kelvin) "überhitzt". Diese sogenannte Sauggasüberhitzung (also die Erhöhung der Gastemperatur des verdampften Kältemittels über Sättigungstemperatur) wird benötigt, um den Verdichter vor Flüssigkeitsschlägen und schmiermittelverdünnenden Aerosolen zu schützen. Die Sauggasüberhitzung ist also die Temperaturdifferenz zwischen der Gastemperatur des verdampften Kältemittels bei Eintritt in den Verdichter (sog. Sauggastemperatur) und der Verdampfungstemperatur. Die Verdampfungstemperatur ist jene Temperatur bei der das Kältemittel sowohl als Flüssigkeit als auch als Gas vorliegen kann und ist vom vorherrschenden Druck abhängig. Die Verdampfungstemperatur kann aus dem Druck an einer Stelle zwischen dem Ventilausgang des Expansionsventils und dem Verdichtereingang des Verdichters berechnet werden, oder alternativ als Temperatur nach dem Expansionsventil gemessen werden.
  • In den meisten herkömmlichen Wärmepumpen- und Kältetechnik-Systemen - vor allem in kleinen und mittleren Systemen - werden sogenannte trockene Verdampfungsprozesse verwendet (einfache Trockenverdampfung).
  • Das Kältemittel wird dabei kontinuierlich im Expansionsventil entspannt, wodurch es teilweise verdampft. Das Flüssig-Gas-Gemisch durchströmt anschließend den Verdampfer, in welchem dem Kältemittel Wärme von der auf den Verdampfer einwirkenden Wärmequelle (oder deren Wärmequellenmedium) zugeführt wird. Dabei verdampft das Kältemittel zunächst im Wesentlichen vollständig bei konstantem Druck. Nach Erreichen der Taulinie des Kältemittels wird das gasförmige Kältemittel weiter ca. 5 bis 15 K über Siedetemperatur erwärmt (Sauggasüberhitzung, damit der anschließende Verdichter keine Schäden durch Flüssigkeitseintrag erleidet).
  • Bei herkömmlichen Verfahren zur Regelung des Expansionsventils regelt das Expansionsventil den Kältemittelmassenstrom und den Druck, sodass das Kältemittel am Verdichtereintritt jederzeit eine bestimmte Sauggasüberhitzung besitzt. Eine zu geringe oder keine Sauggasüberhitzung kann Schäden beim Verdichter verursachen. In dem Fall muss der Verdampfungsdruck reduziert (d.h. das Expansionsventil geschlossen) werden. Eine zu hohe Sauggasüberhitzung wirkt sich hingegen schlecht auf die Kältekreiseffizienz aus, da der Verdampfungsdruck geringer als notwendig ist. Mithilfe von elektronischen oder thermischen Expansionsventilen wird bei bekannten Regelverfahren auf eine festeingestellte Sauggasüberhitzung (z.B. 5 K) geregelt. Als Regelgröße dient also die Differenz zwischen Sauggastemperatur (Gastemperatur des verdampften Kältemittels bei Eintritt in den Verdichter) und Verdampfungstemperatur.
  • Es sind auch Kältemittelkreisläufe mit sogenanntem internen Wärmetauscher oder Sauggaswärmetauscher bekannt, die ebenfalls mit trockener Verdampfung betrieben werden. Eine erste Fluidleitung des internen Wärmetauschers ist zwischen dem Kondensator und dem Expansionsventil angeordnet (verbindet also den Kondensatorausgang mit dem Ventileingang des Expansionsventils) und eine zweite Fluidleitung des internen Wärmetauschers ist zwischen dem Verdampfer und dem Verdichter angeordnet (verbindet also den Verdampferausgang mit dem Verdichtereingang). Das durch die erste Fluidleitung strömende Kältemittel gibt Wärme an das durch die zweite Fluidleitung strömende Kältemittel ab und erhitzt somit das Kältemittel vor Eintritt in den Verdichter.
  • Das aus dem Kondensator austretende flüssige Kältemittel auf hohem Temperaturniveau wird über den internen Wärmetauscher geführt (in dessen erster Fluidleitung) und dabei einige Kelvin abgekühlt. Diese Wärme wird genutzt um das bereits vollständig verdampfte und leicht überhitzte Kältemittel aus dem Verdampfer weiter zu erwärmen, indem es durch die zweite Fluidleitung des internen Wärmetauschers geführt wird. Damit kann der Verdampfungsprozess mit geringeren Überhitzungen (< 5 K) betrieben werden, ohne dass der Verdichter davon Schaden nimmt. Die Regelung des Expansionsventiles entspricht jener der oben beschriebenen einfachen Trockenverdampfung. Die Öffnungsweite des Expansionsventils wird wiederum geregelt, um eine bestimmte Sauggasüberhitzung (Differenz von Sauggastemperatur zwischen Verdampfer und internem Wärmetauscher und Verdampfungstemperatur) zu halten.
  • Nachteilig an dem bekannten Konzept ist, dass trotzdem eine (wenn auch geringere) Sauggasüberhitzung im Verdampfer nötig ist. Somit können nur geringe Energiemengen im internen Wärmetauscher übertragen werden. Außerdem kann die Sauggastemperatur vor dem Verdichter nicht geregelt werden, wobei zu hohe Sauggastemperaturen am Verdichtereintritt zu Beschädigungen und zu einem Überhitzen des Verdichters führen können. Zudem sind die Temperaturänderungen im internen Wärmetauscher stark von den Betriebsbedingungen abhängig (z.B. Teillastbetrieb und Druckdifferenz). Aus diesem Grund werden interne Wärmetauscher in der Praxis meist nur für geringe Temperaturanhebungen des Kältemittels verwendet und die Übertragungsfläche dementsprechend klein dimensioniert. Typisch sind dabei sog. Rohr-in-Rohr Wärmetauscher oder Rohrspindel in Flüssigkeitsabscheider als Kombinationsgerät.
  • Ein Kältemittelkreislauf kann auch jeweils mehr als einen Verdampfer, internen Wärmetauscher, Verdichter oder Kondensator umfassen. Im Rahmen der vorliegenden Offenbarung ist mit dem Begriff "wenigstens ein" im Zusammenhang mit diesen Komponenten gemeint, dass eine Instanz oder mehrere Instanzen der jeweiligen Komponente - parallel oder hintereinander angeordnet - vorhanden ist bzw. sind. Im Sinne der leichteren Lesbarkeit werden die Komponenten im Folgenden häufig im Singular bezeichnet. Auch in diesen Fällen ist gemeint, dass wenigstens eine Instanz der bezeichneten Komponente vorhanden ist und auch mehrere Instanzen - parallel oder hintereinander angeordnet - vorhanden sein können. Für den Fall, dass ein Kältemittelkreislauf mehrere Instanzen einer Komponente umfasst (zum Beispiel ein Kältemittelkreislauf mit drei Verdampfern und zwei Verdichtern), sind die Instanzen der jeweiligen Komponente in der Regel parallel angeordnet (die drei parallel angeordneten Verdampfer würden hierbei also den wenigstens einen Verdampfer darstellen und die zwei parallel angeordneten Verdichter würden hierbei den wenigstens einen Verdichter darstellen). Es kann auch Anwendungsfälle geben, in denen die Instanzen der jeweiligen Komponente hintereinander oder gemischt (einige Instanzen parallel und einige Instanzen hintereinander) angeordnet sind. Es kann auch vorgesehen sein, dass ein Kältemittelkreislauf mehr als ein Expansionsventil umfasst. So kann vorgesehen sein, dass zwei oder mehrere Expansionsventile vorhanden sind, die parallel angeordnet sind, wobei wenigstens eines davon geregelt wird. Es kann auch sein, dass alle Expansionsventile geregelt werden oder dass diese abhängig vom gewünschten Kältemittelmassenstrom gestaffelt geregelt werden. Aufgabe der Erfindung ist es, die vorbeschriebenen Nachteile zu vermeiden und ein gegenüber dem Stand der Technik verbessertes Verfahren zur Regelung eines Expansionsventils eines Kältemittelkreislaufes und einen gegenüber dem Stand der Technik verbesserten Kältemittelkreislauf anzugeben.
  • Diese Aufgabe wird durch ein Verfahren mit den Merkmalen des Anspruchs 1 und durch einen Kältemittelkreislauf mit den Merkmalen des Anspruchs 10 gelöst. Vorteilhafte Ausführungsformen der Erfindung sind in den abhängigen Ansprüchen definiert.
  • Beim erfindungsgemäßen Verfahren ist vorgesehen, dass das Expansionsventil in Abhängigkeit einer Temperaturdifferenz zwischen einer Wärmequellentemperatur der Wärmequelle und der Verdampfungstemperatur des Kältemittels, welche im Bereich zwischen Ventilausgang des Expansionsventils und Verdichtereingang des wenigstens einen Verdichters vorherrscht, geregelt wird.
  • Im Gegensatz zu herkömmlichen Regelungsverfahren wird nicht die Sauggasüberhitzung als Regelgröße für die Regelung des Expansionsventils herangezogen, sondern als Regelgröße wird die Temperaturdifferenz zwischen einer Wärmequellentemperatur der Wärmequelle und der Verdampfungstemperatur des Kältemittels, welche im Bereich zwischen Ventilausgang des Expansionsventils und Verdichtereingang des wenigstens einen Verdichters vorherrscht, herangezogen. Dadurch kann eine deutlich schnellere Reaktionsfähigkeit des Regelsystems gewährleistet werden.
  • Bei der Wärmequellentemperatur der Wärmequelle kann es sich um die Temperatur eines Wärmequellenmediums (z.B. Luft oder Wasser) der Wärmequelle handeln. Die Wärmequellentemperatur kann aber auch eine Temperatur sein, die abhängig von einer Temperatur der Wärmequelle (bzw. deren Wärmequellenmedium) ist. Beispielsweise kann es sich um eine Oberflächentemperatur des wenigstens einen Verdampfers handeln, die sich abhängig von der Temperatur der Wärmequelle bzw. deren Wärmequellenmedium (z.B. Umgebungsluft, die dem Verdampfer zugeführt wird oder Wasser eines Wärmemittelkreislaufs, das dem Verdampfer zugeführt wird) ändert.
  • Die Wärmequellentemperatur ist also ein Wert, der die Temperatur der Wärmequelle am Verdampfer widerspiegelt. Als Wärmequellentemperatur können z.B. die Eintritts- oder Austrittstemperaturen (z.B. wenn die Wärmequelle Wasser ist, das dem Verdampfer über einen eigenen Kreislauf zugeführt wird) oder Oberflächentemperaturen am Verdampfer (z.B. wenn die Wärmequelle Umgebungsluft ist) sowie gemittelte oder gewichtete Werte daraus verwendet werden.
  • Im Bereich zwischen Ventilausgang und Verdichtereingang weist das Kältemittel im Wesentlichen einen gleichbleibenden Druck auf, wodurch die mit dem Druck direkt zusammenhängende Verdampfungstemperatur des Kältemittels in diesem Bereich ebenfalls im Wesentlichen gleichbleibend ist.
  • Die Verdampfungstemperatur des Kältemittels kann nach Austritt des Kältemittels aus dem Ventilausgang des Expansionsventils gemessen oder aus einem Druck des Kältemittels an einer Stelle zwischen Ventilausgang und Verdichtereingang, unter Zuhilfenahme der Dampfdruckkurve (auch Siedekurve genannt) berechnet werden.
  • Es ist unerheblich, wie viele Verdichter verwendet werden und wie diese betrieben werden (z.B. elektrisch oder thermisch). Ebenso kann der oder können die Verdichter über verschiedene Leistungsstufen oder über leistungsvariable Ansteuerung verfügen.
  • Zudem ist das vorgeschlagene Regelkonzept unabhängig von der verwendeten Wärmequelle (die auf den Verdampfer einwirkt) oder Wärmesenke (die dem Kältemittel im oder am Kondensator Wärme entzieht) und der Kältemittelkreislauf kann auch weitere Bauteile und Komponenten beinhalten, die keinen wesentlichen Einfluss auf die Funktionsweise der Regelstrategie besitzen. Beispiele hierfür sind Schaugläser, Sammler, Filter, Rückschlagventile, zusätzliche Expansionsventile, zusätzliche Unterkühler, Zwischendampfeinspritzsysteme oder Bauteile, die eine Umschaltung auf einen reversiblen Betrieb ermöglichen.
  • Das Kältemittel kann teilverdampft, gesättigt oder überhitzt aus dem wenigstens einen Verdampfer austreten.
  • Der Kältemittelkreislauf umfasst wenigstens einen internen Wärmetauscher. Dieser Wärmetauscher wird häufig auch als Sauggaswärmetauscher bezeichnet.
  • Ein Kondensatorausgang des wenigstens einen Kondensators ist mit einem ersten internen Wärmetauschereingang des wenigstens einen internen Wärmetauschers verbunden und ein erster interner Wärmetauscherausgang des wenigstens einen internen Wärmetauschers ist mit einem Ventileingang des Expansionsventils verbunden. Zwischen erstem internen Wärmetauschereingang und erstem internen Wärmetauscherausgang verläuft die erste Fluidleitung. Ein Verdampferausgang des wenigstens einen Verdampfers ist mit einem zweiten internen Wärmetauschereingang des wenigstens einen internen Wärmetauschers verbunden und ein zweiter interner Wärmetauscherausgang des wenigstens einen internen Wärmetauschers ist mit einem Verdichtereingang des wenigstens einen Verdichters verbunden. Zwischen zweitem internen Wärmetauschereingang und zweitem internen Wärmetauscherausgang verläuft die zweite Fluidleitung. Die zweite Fluidleitung ist stofflich von der ersten Fluidleitung getrennt, jedoch thermisch mit der ersten Fluidleitung gekoppelt bzw. verbunden, sodass in an sich bekannter Weise Wärme vom durch die erste Fluidleitung strömenden Kältemittel an das durch die zweite Fluidleitung strömende Kältemittel abgegeben werden kann.
  • Der wenigstens eine interne Wärmetauscher kann als Rohr-in-Rohr Wärmetauscher, als Plattenwärmetauscher, als Rohrbündelwärmetauscher oder ähnliches ausgebildet sein.
  • Bei Vorhandensein eines internen Wärmetauschers strömt das Kältemittel folgendermaßen durch den Kältemittelkreislauf: ausgehend vom Ventilausgang des Expansionsventils wird das Kältemittel in den Verdampfer eingebracht, in welchem es aufgrund von Wärmeeinwirkung durch die mit dem Verdampfer thermisch verbundene bzw. auf den Verdampfer einwirkende Wärmequelle vollständig oder teilweise verdampft wird. Nach Austritt aus dem Verdampfer strömt das Kältemittel durch die zweite Fluidleitung des internen Wärmetauschers, in der das Kältemittel weiter vollständig verdampft und erhitzt wird. Nach Austritt aus dem internen Wärmetauscher bzw. dessen zweiter Fluidleitung strömt das Kältemittel in den Verdichter, in welchem es komprimiert und weiter erhitzt wird. Nach Austritt aus dem Verdichter strömt das Kältemittel durch den Kondensator, in welchem es unter Wärmeabgabe verflüssigt. Nach Austritt aus dem Kondensator strömt das Kältemittel vollständig oder im Teilstrom durch die erste Fluidleitung des internen Wärmetauschers und sorgt dabei im internen Wärmetauscher für eine Erwärmung des durch die zweite Fluidleitung strömenden Kältemittels. Nach Austritt aus dem internen Wärmetauscher bzw. dessen erster Fluidleitung strömt das Kältemittel zu einem Ventileingang des Expansionsventils und nach Austritt des Kältemittels aus dem Ventilausgang des Expansionsventils beginnt der Kreislauf erneut.
  • Die Verdampfung des Kältemittels in einem Rohr (z.B. eines als Rohrverdampfer ausgebildeten Verdampfers) durchläuft mehrere Phasen, wobei sich die Rohrwandtemperatur indirekt proportional zum Wärmeübergangskoeffizienten verhält. Ausgehend von einem vollständig flüssigen Kältemittel erfolgt zunächst ein sogenanntes Blasensieden und danach eine Filmverdampfung. Während des Blasensiedens und der Filmverdampfung ist der Wärmeübergangskoeffizient im Allgemeinen sehr hoch. Das ändert sich jedoch mit dem Erreichen des sogenannten Dryout-Punktes (auch Siedekrise genannt). Dabei reißt der Flüssigkeitsfilm an der Rohrwand ab und der Wärmeübergang ist im Wesentlichen nur mehr durch konvektiven Gastransport gegeben. Einzelne Flüssigtropfen liegen als Aerosol in der Kältemittel-Strömung vor. Sobald diese vollständig verdampft sind, beginnt die Überhitzungsphase. In dieser Phase erwärmt sich die Kältemittel-Strömung, wodurch zusätzlich die treibende Kraft des Wärmetransports (die Temperaturdifferenz) verringert wird. Die Lage des Dryout-Punktes ist dabei von der Strömungsgeschwindigkeit, Geometrie/Ausrichtung und Wärmestromdichte abhängig, liegt allerdings in der Regel zwischen ca. 70 % und 90 % Gas-Massenanteil.
  • Nach dem Dryout-Punkt (in Richtung einer weiteren Verdampfung) reduziert sich der Wärmeübergangskoeffizient um ein bis zwei Größenordnungen im Vergleich zur Filmverdampfung. Die Limitierung des Wärmeübergangskoeffizienten führt dazu, dass ein Großteil der Wärmetauscherfläche des Verdampfers für die vollständige Verdampfung nach dem Dryout-Punkt und vor allem für die Überhitzung des Kältemittels notwendig ist. Diese beiden Prozessschritte tragen allerdings nur zu einem Bruchteil am Gesamtenergieeintrag bei. Etwa 80 % bis 90 % der Wärme wird im Bereich des Blasensiedens und der Filmverdampfung auf das Kältemittel übertragen. Im Gegensatz dazu werden nur etwa 5 % bis 15 % der Wärme während der Aerosolverdampfung und weniger als 5 % der Wärme durch die Sauggasüberhitzung übertragen. Im Umkehrschluss bedeutet das, dass ein Großteil der Energie mit einem Bruchteil der Wärmetauscherfläche des Verdampfers oder alternativ mit einer deutlich höheren Verdampfungstemperatur (Effizienzsteigerung) übertragen werden kann. Der Wärmeübergang im Verdampfer hat also wesentlichen Einfluss auf die Effizienz des Kältekreis-Prozesses. Wird der Verdampfungsprozess mit Gasanteilen unterhalb des Dryout-Punktes betrieben (ca. 70 % bis 90 % Gas-Massenanteil), kann der Wärmeübergang stark verbessert werden.
  • Das vorgeschlagene Verfahren zur Regelung des Expansionsventils ermöglicht eine optimale Ausnutzung des internen Wärmetauschers, wobei gleichzeitig das Regelsystem stabil gehalten werden kann. Dabei ist es möglich, den Flüssigkeitsgehalt des Kältemittels im Verdampfer zu erhöhen und den Dryout-Punkt vom Verdampfer in den internen Wärmetauscher zu verschieben. Dabei wird der Überhitzungsvorgang vollständig und Teile des Verdampfungsprozesses in den internen Wärmetauscher verlagert. Dadurch kann die gesamte Wärmetauscherfläche des Verdampfers für den Verdampfungsprozess genutzt werden, was zu einem Anstieg der Verdampfungstemperatur (und somit zu einer Effizienzsteigerung) führt. Der interne Wärmetauscher kann nicht nur eine Temperaturerhöhung des Sauggases (das gasförmige Kältemittel bei Eintritt in den Verdichter) bewirken, sondern auch eine Verdampfung des Nassdampfes nach dem eigentlichen Verdampfer ermöglichen. Somit wird der Wärmeübergang im Verdampfer verbessert, wodurch die Effizienz des Systems stark erhöht wird.
  • Vorzugsweise kann vorgesehen sein, dass der Kältemittelkreislauf einen ersten Temperatursensor umfasst, wobei der erste Temperatursensor vorzugsweise in einem Wärmequellenmedium der Wärmequelle oder an dem wenigstens einen Verdampfer angeordnet ist, wobei der erste Temperatursensor die Wärmequellentemperatur misst und der Regelvorrichtung meldet. Der erste Temperatursensor kann beispielsweise am wenigstens einen Verdampfer angeordnet sein und die Temperatur der Umgebungsluft als Wärmequellenmedium messen. Es ist auch denkbar, dass der erste Temperatursensor eine Oberflächentemperatur des wenigstens einen Verdampfers misst, welche abhängig von der Temperatur des Wärmequellenmediums ist. Der erste Temperatursensor kann auch in einer Zirkulationsleitung eines Wärmemittelkreislaufs, über den z.B. Wasser oder ein Frostschutzgemisch als Wärmequellenmedium in den Verdampfer gespeist wird, angeordnet sein.
  • Gemäß einer bevorzugten Ausführungsform kann vorgesehen sein, dass der Kältemittelkreislauf einen zweiten Temperatursensor umfasst, der eine Kältemitteltemperatur des Kältemittels nach Austritt des Kältemittels aus dem Ventilausgang des Expansionsventils und vor Eintritt des Kältemittels in den wenigstens einen Verdampfer misst und der Regelvorrichtung meldet, wobei die vom zweiten Temperatursensor gemessene Kältemitteltemperatur der Verdampfungstemperatur entspricht. Im Bereich zwischen Ventilausgang und Verdichtereingang weist das Kältemittel im Wesentlichen einen gleichbleibenden Druck auf, wodurch die mit dem Druck direkt zusammenhängende Verdampfungstemperatur des Kältemittels in diesem Bereich ebenfalls im Wesentlichen gleichbleibend ist. Die Temperatur des Kältemittels am Ventilausgang des Expansionsventils spiegelt daher die Verdampfungstemperatur des Kältemittels wider. Im gesamten Bereich zwischen Ventilausgang und Eintritt in den Verdampfer weist das Kältemittel die Verdampfungstemperatur auf. Erst im Verdampfer und dem daran anschließenden internen Wärmetauscher kommt es zu einer Erhöhung der Temperatur des Kältemittels über dessen Verdampfungstemperatur. Wenn der zweite Temperatursensor also zwischen dem Ventilausgang und dem wenigstens einen Verdampfer angeordnet ist, dann kann er direkt die Verdampfungstemperatur des Kältemittels messen. Mit anderen Worten entspricht die im Bereich zwischen Ventilausgang und Eintritt in den Verdampfer gemessene Kältemitteltemperatur der Verdampfungstemperatur des Kältemittels bei den Druckverhältnissen in diesem Bereich.
    In einer besonders bevorzugten Ausführungsform kann vorgesehen sein, dass der Kältemittelkreislauf einen Drucksensor umfasst, wobei der Drucksensor einen Kältemitteldruck des Kältemittels an einer Stelle zwischen Ventilausgang und Verdichtereingang misst und der Regelvorrichtung meldet, wobei vorzugsweise die Regelvorrichtung aus dem Kältemitteldruck die Verdampfungstemperatur ermittelt. Die Verdampfungstemperatur ist jene Temperatur, an der das Kältemittel von der flüssigen Phase in die gasförmige Phase wechselt. Die Verdampfungstemperatur ist druckabhängig und kann mittels Dampfdruckkurve (auch Siedekurve genannt) aus dem Kältemitteldruck ermittelt werden. Insbesondere bei Ermittlung der Verdampfungstemperatur aus dem Druck des Kältemittels nach dem Verdampfer ist die vorgeschlagene Regelung deutlich schneller als die herkömmliche Sauggasüberhitzungsregelung, da die Messung des Drucks im Gegensatz zur Messung der Sauggastemperatur vor dem Verdichter keine wesentliche Totzeit aufweist.
  • Es ist vorgesehen, dass die auf den wenigstens einen Verdampfer einwirkende Wärmequellentemperatur der Wärmequelle und die Verdampfungstemperatur des Kältemittels im Bereich zwischen Ventilausgang und Verdichtereingang ermittelt werden, wobei aus der Temperaturdifferenz zwischen Wärmequellentemperatur und Verdampfungstemperatur eine Ist-Wärmequellengrädung ermittelt wird, wobei die Ist-Wärmequellengrädung durch Regelung einer Öffnungsweite des Expansionsventils einer vorgegebenen oder vorgebbaren Soll-Wärmequellengrädung nachgeführt wird. Es kann auch vorgesehen sein, dass zwei oder mehrere Expansionsventile vorhanden sind, die parallel angeordnet sind, wobei wenigstens eines davon geregelt wird. Es kann auch sein, dass alle Expansionsventile geregelt werden oder dass diese abhängig vom gewünschten Kältemittelmassenstrom gestaffelt geregelt werden. So kann beispielsweise bis zu einem ersten vorgegebenen oder vorgebbaren Kältemittelmassenstrom nur eines der Expansionsventile geregelt werden, wobei die weiteren Expansionsventile vorerst geschlossen bleiben. Bei Erreichen des ersten vorgegebenen oder vorgebbaren Kältemittelmassenstrom kann ein weiteres Expansionsventil geregelt werden, um somit den Durchsatz an Kältemittel weiter erhöhen zu können. In diesem Sinne können noch weitere Schwellwerte für den Kältemittelmassenstrom vorgegeben oder vorgebbaren sein, um durch Hinzuziehung weiterer geregelter Expansionsventile eine gewünschte Staffelung des Kältemittelmassenstrom zu erreichen.
    Anstelle der bisher üblichen Sauggasüberhitzung wird die sogenannte Wärmequellengrädung zwischen Wärmequellentemperatur der Wärmequelle und der Verdampfungstemperatur (z.B. Verdampfer-Eintrittstemperatur des Kältemittels nach Austritt des Kältemittels aus dem Ventilausgang des Expansionsventils oder Ermittlung über Verdampfungsdruck) als Regelgröße verwendet. Dabei wird der jeweils aktuelle Istwert der Wärmequellengrädung (Ist-Wärmequellengrädung) ermittelt und einem vorgegebenen oder vorgebbaren Sollwert (Soll-Wärmequellengrädung) nachgeführt.
  • Die Wärmequellentemperatur kann im Wärmequellenmedium oder am Verdampfer gemessen werden (z.B. eine Oberflächentemperatur des Verdampfers, eine Lufttemperatur der Umgebungsluft im Bereich des Verdampfers oder die Wassertemperatur eines dem Verdampfer in einem Wärmemittelkreislauf zugeführten Wassers bei Eintritt in den Verdampfer oder bei Austritt aus dem Verdampfer). Die Verdampfungstemperatur des Kältemittels kann beispielsweise am Verdampfereingang gemessen oder aus einem gemessenen Kältemitteldruck des Kältemittels vor Eintritt des Kältemittels in den wenigstens einen Verdichter berechnet werden.
  • Die Öffnungsweite des Expansionsventils wird fortlaufend (zeitkontinuierlich oder zeitdiskret) derart geändert, dass sich die Ist-Wärmequellengrädung der Soll-Wärmequellengrädung angleicht. Mit anderen Worten wird die Öffnungsweite des Expansionsventils geregelt, um eine vorgebbare oder vorgegebene Soll-Wärmequellengrädung zu erreichen und/oder zu halten.
  • Vorzugweise kann dabei vorgesehen sein, dass die Regelvorrichtung eine erste Regeleinrichtung umfasst, wobei die erste Regeleinrichtung auf Basis einer ersten Regelabweichung zwischen Soll-Wärmequellengrädung und Ist-Wärmequellengrädung einen Ventilstellwert ermittelt und dem Expansionsventil meldet, wobei das Expansionsventil in Abhängigkeit des Ventilstellwerts die Öffnungsweite einstellt.
  • Beim Expansionsventil kann es sich um ein thermisches Ventil oder um ein elektrisches oder elektronisches Ventil handeln, z.B. in Form eines Schrittmotorventils, das mithilfe eines Elektromagneten die Öffnungsweite ändert.
  • Die erste Regeleinrichtung kann ein PID-, PI-, PD-Regler oder ähnliches sein. Aus dem Vergleich zwischen Sollwert (Soll-Wärmequellengrädung) und Istwert (Ist-Wärmequellengrädung) wird der neue Stellwert für das Expansionsventil generiert. Die Öffnungsweite des Expansionsventils steuert die Einspritzmenge an Kältemittel in den Verdampfer und hat somit direkten Einfluss auf den Verdampfungsdruck.
  • Es ist vorgesehen, dass die Soll-Wärmequellengrädung fortlaufend angepasst wird.
  • So kann die Soll-Wärmequellengrädung fortlaufend (zeitkontinuierlich oder zeitdiskret) angepasst oder eingestellt oder vorgegeben werden, damit einerseits der Verdichter keine Flüssigkeitsschläge erleidet und andererseits hohe Sauggastemperaturen vor dem Verdichter verhindert werden.
  • Es ist vorgesehen, dass die Regelvorrichtung eine weitere Regeleinrichtung zur Verhinderung des Eintritts von flüssigem Kältemittel in den wenigstens einen Verdichter umfasst, wobei aus wenigstens einer gemessenen oder ermittelten Temperatur des Kältemittels im Kältemittelkreislauf und/oder wenigstens einem gemessenen oder ermittelten Druck des Kältemittels im Kältemittelkreislauf ein den Überhitzungszustand des Kältemittels vor oder nach dem wenigstens einen Verdichter charakterisierender Regelungs-Istwert ermittelt wird und der Regelungs-Istwert durch Regelung der Soll-Wärmequellengrädung einem vorgegebenen oder vorgebbaren Regelungs-Sollwert nachgeführt wird.
  • Eine Anpassung der Soll-Wärmequellengrädung kann beispielsweise dadurch erfolgen, dass eine Ist-Sauggasüberhitzung des Kältemittels nach dem internen Wärmetauscher und vor Eintritt in den wenigstens einen Verdichter ermittelt wird, wobei die Soll-Wärmequellengrädung in Abhängigkeit von der Ist-Sauggasüberhitzung angepasst bzw. eingestellt bzw. vorgegeben wird. Vorzugsweise kann also vorgesehen sein, dass eine Sauggastemperatur des Kältemittels nach dem internen Wärmetauscher und vor Eintritt in den wenigstens einen Verdichter ermittelt wird, wobei aus einer Temperaturdifferenz zwischen Sauggastemperatur und Verdampfungstemperatur eine Ist-Sauggasüberhitzung ermittelt wird, wobei die Ist-Sauggasüberhitzung durch Regelung der Soll-Wärmequellengrädung einer vorgegebenen oder vorgebbaren Soll-Sauggasüberhitzung nachgeführt wird.
  • Dabei kann vorgesehen sein, dass der Kältemittelkreislauf einen dritten Temperatursensor umfasst, der die Sauggastemperatur des Kältemittels nach dem internen Wärmetauscher und vor Eintritt in den wenigstens einen Verdichter misst und der Regelvorrichtung meldet, wobei die Regelvorrichtung eine zweite Regeleinrichtung umfasst, wobei die Regelvorrichtung zur Ermittlung der Ist-Sauggasüberhitzung die Differenz zwischen der Sauggastemperatur und der Verdampfungstemperatur berechnet, wobei die zweite Regeleinrichtung auf Basis einer zweiten Regelabweichung zwischen Soll-Sauggasüberhitzung und Ist-Sauggasüberhitzung die Soll-Wärmequellengrädung vorgibt.
  • Die zweite Regeleinrichtung kann wiederum ein PID-, PI-, PD-Regler oder ähnliches sein.
  • Die Ist-Sauggasüberhitzung ist also die Differenz zwischen der Sauggastemperatur und der Verdampfungstemperatur.
  • Die Soll-Sauggasüberhitzung kann ein fest hinterlegter Wert sein (z.B. 5 K) oder variabel in Abhängigkeit der Betriebsbedingungen dynamisch vorgegeben werden (z.B. 5 K bei geringen Verdampfungstemperaturen und 10 K bei hohen Verdampfungstemperaturen).
  • Die zweite Regeleinrichtung ermittelt die Soll-Wärmequellengrädung und meldet diese an die erste Regeleinrichtung. Für die erste Regeleinrichtung ist somit die von der zweiten Regeleinrichtung gemeldete Soll-Wärmequellengrädung der Sollwert für die Regelung.
  • Mit anderen Worten kann die zweite Regeleinrichtung dafür sorgen, dass die Differenz zwischen Sauggastemperatur und Verdampfungstemperatur (Verdampfer-Eintrittstemperatur) auf den Sollwert für die Überhitzung (Soll-Sauggasüberhitzung) geregelt wird und dadurch der Sollwert für die Wärmequellengrädung (Soll-Wärmequellengrädung) kontinuierlich oder diskontinuierlich angepasst wird.
  • Die erste Regeleinrichtung kann auch als innere Kaskade und die zweite Regeleinrichtung kann als äußere Kaskade bezeichnet werden. Grundprinzip dieser Regelkaskadierung ist die Aufteilung des Regelsystems in einen inneren, sehr schnellen und präzisen Regelkreis (erste Regeleinrichtung) und einen äußeren, trägeren Regelkreis (zweite Regeleinrichtung). Der innere Regelkreis nimmt eine Regelung des Expansionsventils durch den Vergleich der Wärmequellengrädung (Vergleich Ist-Wärmequellengrädung mit Soll-Wärmequellengrädung) vor. Der äußere Regelkreis passt den Sollwert der Wärmequellengrädung (Soll-Wärmequellengrädung) auf die vorliegenden Betriebsbedingungen durch den Abgleich des Überhitzungszustandes des Kältemittels vor dem Verdichter an. Er regelt auf den gewünschten Überhitzungszustand des Gases vor dem Verdichter (Soll-Sauggasüberhitzung) und gibt dabei dem inneren Regelkreis dynamisch den Sollwert in Form der Soll-Wärmequellengrädung vor. Im Prinzip ergibt sich dadurch ein "Herantasten" an die optimalen Betriebsbedingungen und gleichzeitig eine stabile Regelung für den inneren Regelkreis, welcher auf kurzfristige Betriebsänderungen rasch reagiert.
  • Wie oben beschrieben, können anstatt oder neben einer Sauggasüberhitzungsregelung als äußere Kaskade alternativ auch andere Konzepte, die die gleiche Aufgabe erfüllen (Verhinderung, dass flüssiges Kältemittel in den Verdichter gelangt) als Istwert verwendet werden, z.B. eine weitere Regeleinrichtung zur Regelung der Heißgasüberhitzung. Die Heißgasüberhitzung ergibt sich aus der Temperaturdifferenz zwischen Heißgastemperatur (Temperatur am Austritt des Verdichters) und der Kondensationstemperatur (Verflüssigungstemperatur des Kältemittels, welche unter anderem über den Druck, gemessen an einer Stelle zwischen Verdichter-Austritt und Expansionsventil-Eintritt, mithilfe der Dampfdruckkurve des Kältemittels berechnet werden kann). Eine hohe Heißgasüberhitzung ist gleichbedeutend mit einer hohen Sauggasüberhitzung. Die Regelung versucht eine feste oder variable Soll-Heißgasüberhitzung durch Anpassung der Ist-Heißgasüberhitzung anzugleichen. Die Soll-Heißgasüberhitzung kann dabei z.B. von der Druckdifferenz (Kondensationsdruck - Verdampfungsdruck) und der Verdichterdrehzahl abhängig gemacht werden. Ein weiteres Konzept, welches alternativ zur Sauggasüberhitzungsregelung eingesetzt werden kann, ist die Regelung des "minimal stabilsten Signals". Dabei wird nur die Sauggastemperatur (Temperatur vor Verdichter-Eintritt) gemessen. Sobald diese nicht mehr stabil gehalten werden kann, ist das minimale stabile Signal erreicht. Jede weitere Erhöhung des Kältemittelstroms durch das Expansionsventil würde zu Flüssigkeitsschlägen im Verdichter führen.
  • Die äußere Kaskade, welche für die Ermittlung der Soll-Wärmequellengrädung verwendet wird, muss nicht notwendigerweise aus einem klassischen Regelsystem bestehen. So kann beispielsweise auch vorgesehen sein, Werte für den Überhitzungszustand des Kältemittels vor dem Verdichter (also die Ist-Sauggasüberhitzung) kontinuierlich oder diskontinuierlich zu vergleichen und aus der Abweichung die Soll-Wärmequellengrädung anzupassen.
  • Neben der Regelkaskade können optional weitere Messgrößen in das Gesamtsystem implementiert werden (durch Ergänzung der Regelvorrichtung um weitere Reglerbausteine), um beispielsweise den Einfluss von verschiedenen Störgrößen, wie z.B. Verdichterdrehzahl bzw. -leistung oder Unterkühlungstemperatur durch eine Vorsteuerungs-Regelung zu berücksichtigen. So können z.B. die Unterkühlungstemperatur (Temperatur des Kältemittels vor dem Expansionsventil), die Verdichterdrehzahl / Verdichterleistung oder die Ventilatordrehzahl in Form eines Vorsteuersystems (Feed-Forward) oder einer Vorsteuerregelung (Feed-Forward Regelung) oder eines sonstigen Standardregelverfahrens zusätzlich implementiert werden.
  • So kann beispielsweise bei Verringerung der Verdichterdrehzahl der Kältemittelmassenstrom und somit die Öffnungsweite des Expansionsventils reduziert werden. In der bereits vorgestellten Regelkaskade wird diese Betriebsänderung verzögert in einem Anstieg der Sauggastemperatur in der äußeren Kaskade bemerkbar. Um dem vorzugreifen, kann eine Änderung der Verdichterdrehzahl direkt den Sollwert der Wärmequellengrädung (Soll-Wärmequellengrädung) beeinflussen. Gleiches gilt für die Unterkühlungstemperatur und weitere Einflussfaktoren wie die Drehzahl des Wärmequellenmotors. Als Wärmequellenmotor wird jenes Gerät verstanden, welches das Wärmequellenmedium der Wärmequelle transportiert und in thermischen Kontakt mit dem Kältemittel im Verdampfer bringt (z.B. ein Ventilator beim Wärmequellenmedium Luft oder eine Pumpe beim Wärmequellenmedium Wasser).
  • Es kann also vorgesehen sein, dass die vorgegebene oder vorgebbare Soll-Wärmequellengrädung um wenigstens einen Änderungswert geändert wird, wobei der wenigstens eine Änderungswert in Abhängigkeit einer Temperatur des Kältemittels vor dem Expansionsventil und/oder einer Verdichterdrehzahl des wenigstens einen Verdichters und/oder einer Verdichterleistung des wenigstens einen Verdichters und/oder einer Wärmequellenmotordrehzahl eines Wärmequellenmotors ermittelt wird. Beim Wärmequellenmotor kann es sich generell um eine Strömungsmaschine für das Wärmequellenmedium der Wärmequelle handeln. So kann der Wärmequellenmotor beispielsweise ein Ventilator sein, der dem Verdampfer Umgebungsluft als Wärmequellenmedium zuführt. Der Wärmequellenmotor kann auch eine Pumpe sein, die dem Verdampfer Wasser oder ein Frostschutzgemisch als Wärmequellenmedium zuführt.
  • Gemäß einer bevorzugten Ausführungsform kann vorgesehen sein, dass das Kältemittel im wenigstens einen Verdampfer nur teilweise verdampft wird, wobei das Kältemittel im internen Wärmetauscher vollständig verdampft wird. Dabei strömt das Kältemittel, das im Verdampfer nur teilweise verdampft wird, nach Austritt aus dem Verdampfer durch die zweite Fluidleitung des internen Wärmetauschers, in der das Kältemittel weiter vollständig verdampft und erhitzt wird. Dadurch wird eine optimale Ausnutzung des internen Wärmetauschers ermöglicht, wobei gleichzeitig das Regelsystem stabil gehalten wird. Der Flüssigkeitsgehalt des Kältemittels im Verdampfer wird erhöht und der Dryout-Punkt vom Verdampfer in den internen Wärmetauscher verschoben. Es werden also Teile des Verdampfungsprozesses und der Überhitzungsvorgang vollständig in den internen Wärmetauscher verlagert. Dadurch kann die gesamte Wärmetauscherfläche des Verdampfers für den Verdampfungsprozess vor dem Dryout-Punkt genutzt werden, was zu einem Anstieg der Verdampfungstemperatur (und somit zu einer Effizienzsteigerung) führt. Der interne Wärmetauscher soll nicht nur eine Temperaturerhöhung des Sauggases bewirken, sondern auch eine Verdampfung des Nassdampfes nach dem eigentlichen Verdampfer ermöglichen. Somit wird der Wärmeübergang im Verdampfer verbessert, wodurch die Effizienz des Systems stark erhöht wird.
  • Um eine stabile unvollständige Verdampfung im Verdampfer mit anschließender Nachverdampfung und Überhitzung im internen Wärmetauscher zu gewährleisten wird der beschriebene Kältekreisaufbau mit internen Wärmetauscher benötigt, wobei der interne Wärmetauscher, im Gegensatz zu in der Praxis üblichen internen Wärmetauschern bzw. Sauggaswärmetauschern, auf eine vergleichsweise hohe Übertragungsleistung ausgelegt werden sollte. Bevorzugt wird dafür ein Plattenwärmetauscher verwendet. Dabei wird die beschriebene Regelstrategie benötigt, welche einen stabilen Überhitzungszustand direkt vor oder (alternativ) direkt nach dem Verdichter gewährleistet. Je geringer der Überhitzungszustand des Kältemittels, desto höher ist der Flüssigkeitsanteil des Kältemittels am Verdampferaustritt. Zudem sollte eine mechanische bzw. gravimetrische Trennung des flüssigen und gasförmigen Kältemittels in den kältemittelführenden Bauteilen zwischen Verdampfer Eintritt und internen Wärmetauscher Eintritt verhindert werden. Daraus resultiert, dass sich der Flüssigkeitsanteil des Kältemittels vor dem Eintritt des internen Wärmetauschers kontinuierlich, also nicht sprunghaft, ändert. Diese Bedingung ist für eine stabile Regelung notwendig.
  • Schutz wird auch begehrt für einen Kältemittelkreislauf mit den Merkmalen des Anspruchs 10 und eine Vorrichtung mit wenigstens einem solchen Kältemittelkreislauf. Vorteilhafte Ausführungsformen sind in den davon abhängigen Ansprüchen angegeben.
  • Der Kältemittelkreislauf umfasst wenigstens einen Verdampfer, wenigstens einen internen Wärmetauscher, wenigstens einen Verdichter, wenigstens einen Kondensator, ein Expansionsventil und eine mit dem Expansionsventil signalleitend verbundene Regelvorrichtung zur Regelung des Expansionsventils, insbesondere gemäß einem Verfahren nach einem der Ansprüche 1 bis 9, wobei eine erste Fluidleitung des wenigstens einen internen Wärmetauschers zwischen dem wenigstens einen Kondensator und dem Expansionsventil angeordnet ist und eine zweite Fluidleitung des wenigstens einen internen Wärmetauschers zwischen dem wenigstens einen Verdampfer und dem wenigstens einen Verdichter angeordnet ist, wobei der wenigstens eine Verdampfer, die zweite Fluidleitung, der wenigstens eine Verdichter, der wenigstens eine Kondensator, die erste Fluidleitung und das Expansionsventil in einer Zirkulationsrichtung des Kältemittelkreislaufes hintereinander in Serie angeordnet und von einem Kältemittel durchströmbar sind.
  • Beim erfindungsgemäßen Kältemittelkreislauf ist vorgesehen, dass der Kältemittelkreislauf einen mit der Regelvorrichtung signalleitend verbundenen ersten Temperatursensor umfasst, wobei vom ersten Temperatursensor eine Wärmequellentemperatur einer auf den wenigstens einen Verdampfer einwirkenden Wärmequelle messbar und der Regelvorrichtung meldbar ist, wobei der erste Temperatursensor vorzugsweise in einem Wärmequellenmedium der Wärmequelle oder an dem wenigstens einen Verdampfer angeordnet ist, wobei der Kältemittelkreislauf eine mit der Regelvorrichtung signalleitend verbundene Temperaturermittlungsvorrichtung zur Ermittlung der Verdampfungstemperatur des Kältemittels, welche im Bereich zwischen Ventilausgang des Expansionsventils und Verdichtereingang des wenigstens einen Verdichters vorherrscht, umfasst, wobei die Regelvorrichtung eine Öffnungsweite des Expansionsventils in Abhängigkeit einer Temperaturdifferenz zwischen der Wärmequellentemperatur und der Verdampfungstemperatur des Kältemittels im Bereich zwischen Ventilausgang und Verdichtereingang regelt. Die Verdampfungstemperatur kann entweder über den Verdampfungsdruck an einer Stelle zwischen Ventilausgang des Expansionsventils und Verdichtereingang berechnet oder als Temperatur am Austritt des Kältemittels aus dem Ventilausgang des Expansionsventils gemessen werden.
  • Bei der auf den wenigstens einen Verdampfer einwirkenden Wärmequelle kann es sich um die Umgebung handeln, die den Verdampfer umgibt oder deren Luft dem Verdampfer zugeführt wird (z.B. bei einer Luftwärmepumpe). Ein weiteres Beispiel einer Wärmequelle ist Wasser oder ein anderes Fluid, das dem Verdampfer in an sich bekannter Weise über einen eigenen Wärmemittelkreislauf, der hydraulisch vom Kältemittelkreislauf entkoppelt und damit stofflich von diesem getrennt ist, zugeführt wird, um das Kältemittel des Kältemittelkreislaufs im Verdampfer zu erhitzen. Mit anderen Worten ist die Wärmequelle mit dem Verdampfer thermisch verbunden und im Verdampfer wird dem Kältemittel Wärme von der mit dem Verdampfer thermisch verbundenen Wärmequelle zugeführt und das Kältemittel verdampft unter Wärmeaufnahme.
  • Der Kältemittelkreislauf umfasst wenigstens einen internen Wärmetauscher, wobei von dem durch die erste Fluidleitung des wenigstens einen internen Wärmetauschers strömenden Kältemittel Wärme an das durch die zweite Fluidleitung des wenigstens einen internen Wärmetauschers strömende Kältemittel abgebbar ist.
  • Der wenigstens eine interne Wärmetauscher - auch alsSauggaswärmetauscher bezeichnet - kann nicht nur eine Temperaturerhöhung des Sauggases (das gasförmige Kältemittel bei Eintritt in den Verdichter) bewirken, sondern auch eine Verdampfung des Nassdampfes nach dem eigentlichen Verdampfer ermöglichen. Somit wird der Wärmeübergang im Verdampfer verbessert, wodurch die Effizienz des Systems stark erhöht wird.
  • Vorzugsweise kann vorgesehen sein, dass die Temperaturermittlungsvorrichtung einen zwischen dem Ventilausgang und dem wenigstens einen Verdampfer angeordneten zweiten Temperatursensor umfasst, wobei vom zweiten Temperatursensor die Verdampfungstemperatur messbar und der Regelvorrichtung meldbar ist. Der zweite Temperatursensor misst also eine Kältemitteltemperatur des Kältemittels nach Austritt des Kältemittels aus dem Ventilausgang des Expansionsventils und vor Eintritt des Kältemittels in den wenigstens einen Verdampfer. In diesem Bereich entspricht die gemessene Kältemitteltemperatur der Verdampfungstemperatur des Kältemittels.
  • Es kann auch vorgesehen sein, dass die Temperaturermittlungsvorrichtung einen zwischen Ventilausgang und Verdichtereingang angeordneten Drucksensor umfasst, wobei vom Drucksensor ein Kältemitteldruck des Kältemittels messbar und der Regelvorrichtung meldbar ist, wobei von der Regelvorrichtung die Verdampfungstemperatur aus dem Kältemitteldruck ermittelbar ist.
  • Es ist vorgesehen, dass die Regelvorrichtung aus der Temperaturdifferenz zwischen Wärmequellentemperatur und Verdampfungstemperatur eine Ist-Wärmequellengrädung ermittelt und die Ist-Wärmequellengrädung durch Regelung der Öffnungsweite des Expansionsventils einer vorgegebenen oder vorgebbaren Soll-Wärmequellengrädung nachführt. Es ist auch vorgesehen, dass die Regelvorrichtung die Soll-Wärmequellengrädung fortlaufend anpasst. Es ist außerdem vorgesehen, dass die Regelvorrichtung eine weitere Regeleinrichtung zur Verhinderung des Eintritts von flüssigem Kältemittel in den wenigstens einen Verdichter umfasst, wobei die Regelvorrichtung aus wenigstens einer gemessenen oder ermittelten Temperatur des Kältemittels im Kältemittelkreislauf und/oder wenigstens einem gemessenen oder ermittelten Druck des Kältemittels im Kältemittelkreislauf ein den Überhitzungszustand des Kältemittels vor oder nach dem wenigstens einen Verdichter charakterisierenden Regelungs-Istwert ermittelt und den Regelungs-Istwert durch Regelung der Soll-Wärmequellengrädung einem vorgegebenen oder vorgebbaren Regelungs-Sollwert nachführt.
  • Dabei kann vorgesehen sein, dass die Regelvorrichtung eine erste Regeleinrichtung umfasst, die auf Basis einer ersten Regelabweichung zwischen Soll-Wärmequellengrädung und Ist-Wärmequellengrädung einen Ventilstellwert in Bezug auf die Öffnungsweite ermittelt und dem Expansionsventil meldet.
  • Das Expansionsventil stellt die Öffnungsweite in Abhängigkeit des Ventilstellwerts ein.
  • Beim Expansionsventil kann es sich um ein thermisches Ventil oder um ein elektrisches oder elektronisches Ventil handeln, z.B. in Form eines Schrittmotorventils, das mithilfe eines Elektromagneten die Öffnungsweite ändert.
  • Die erste Regeleinrichtung kann ein PID-, PI-, PD-Regler oder ähnliches sein.
  • Gemäß einer besonders bevorzugten Ausführungsvariante kann vorgesehen sein, dass der Kältemittelkreislauf einen dritten Temperatursensor umfasst, wobei vom dritten Temperatursensor eine Sauggastemperatur des Kältemittels nach dem internen Wärmetauscher und vor Eintritt in den wenigstens einen Verdichter messbar und der Regelvorrichtung meldbar ist, wobei die Regelvorrichtung aus einer Temperaturdifferenz zwischen Sauggastemperatur und Verdampfungstemperatur eine Ist-Sauggasüberhitzung ermittelt und die Ist-Sauggasüberhitzung durch Regelung der Soll-Wärmequellengrädung einer vorgegebenen oder vorgebbaren Soll-Sauggasüberhitzung nachführt.
  • Die Regelvorrichtung berechnet zur Ermittlung der Ist-Sauggasüberhitzung die Differenz zwischen der Sauggastemperatur und der Verdampfungstemperatur.
  • Vorzugweise kann vorgesehen sein, dass die Regelvorrichtung eine zweite Regeleinrichtung umfasst, die auf Basis einer zweiten Regelabweichung zwischen Soll-Sauggasüberhitzung und Ist-Sauggasüberhitzung die Soll-Wärmequellengrädung ermittelt und der ersten Regeleinrichtung meldet.
  • Die zweite Regeleinrichtung kann ein PID-, PI-, PD-Regler oder ähnliches sein.
  • Bei der vorgeschlagenen Vorrichtung kann es sich beispielsweise um eine Wärmepumpe, eine Kälteanlage oder ein Klimagerät handeln.
  • Weitere Einzelheiten und Vorteile der vorliegenden Erfindung werden anhand der nachfolgenden Figurenbeschreibung erläutert. Dabei zeigen:
    • Fig. 1
    eine schematische Darstellung einer Vorrichtung mit einem Kältemittelkreislauf gemäß dem Stand der Technik,
    Fig. 2
    einen im Kältemittelkreislauf gemäß Figur 1 durchgeführten Kreisprozess in einem Druck-Enthalpie-Diagramm,
    Fig. 3
    eine schematische Darstellung einer Vorrichtung mit einem Kältemittelkreislauf umfassend einen internen Wärmetauscher gemäß dem Stand der Technik,
    Fig. 4
    einen im Kältemittelkreislauf gemäß Figur 3 durchgeführten Kreisprozess in einem Druck-Enthalpie-Diagramm,
    Fig. 5
    eine schematische Darstellung einer Vorrichtung mit einem Ausführungsbeispiel eines vorgeschlagenen Kältemittelkreislaufs,
    Fig. 6
    das Regelschema für die Regelung des Expansionsventils des Kältemittelkreislaufs gemäß Figur 5,
    Fig. 7
    einen im Kältemittelkreislauf gemäß Figur 5 durchgeführten Kreisprozess in einem Druck-Enthalpie-Diagramm,
    Fig. 8
    eine schematische Darstellung einer Vorrichtung mit einem weiteren Ausführungsbeispiel eines vorgeschlagenen Kältemittelkreislaufs,
    Fig. 9
    eine schematische Darstellung einer Vorrichtung mit einem weiteren Ausführungsbeispiel eines vorgeschlagenen Kältemittelkreislaufs,
    Fig. 10
    das Regelschema für die Regelung des Expansionsventils des Kältemittelkreislaufs gemäß Figur 9,
    Fig. 11
    eine schematische Darstellung einer Vorrichtung mit einem weiteren Ausführungsbeispiel eines vorgeschlagenen Kältemittelkreislaufs,
    Fig. 12
    eine schematische Darstellung einer Vorrichtung mit einem weiteren Ausführungsbeispiel eines vorgeschlagenen Kältemittelkreislaufs, und
    Fig. 13
    das um weitere Reglerbausteine ergänzte Regelschema für die Regelung des Expansionsventils des Kältemittelkreislaufs gemäß Figur 12.
  • Figur 1 zeigt eine schematische Darstellung einer Vorrichtung 19 mit einem Kältemittelkreislauf 2 gemäß dem Stand der Technik und Figur 2 zeigt einen im Kältemittelkreislauf 2 durchgeführten Kreisprozess in einem Druck-Enthalpie-Diagramm bzw. Log-p-h-Diagramm.
  • Bei der Vorrichtung 19 kann es sich beispielsweise um eine Wärmepumpe, eine Kälteanlage oder ein Klimagerät handeln. Der Kältemittelkreislauf 2 umfasst einen Verdampfer 3, einen Verdichter 4, einen Kondensator 5, ein Expansionsventil 1 und eine mit dem Expansionsventil 1 über eine Signalleitung 20 signalleitend verbundene Regelvorrichtung 6 zur Regelung des Expansionsventils 1.
  • Der Verdampfer 3, der Verdichter 4, der Kondensator 5 und das Expansionsventil 1 sind in einer Zirkulationsrichtung Z des Kältemittelkreislaufes 2 hintereinander in Serie angeordnet und werden von einem Kältemittel K durchströmt, das im geschlossenen Kältemittelkreislauf 2 in Zirkulationsrichtung Z zirkuliert. Eine Wärmequelle 8 wirkt in bekannter Weise auf den Verdampfer 3 ein und führt im Verdampfer 3 zu einer Enthalpieerhöhung des Kältemittels K, sodass es im Verdampfer 3 zu einem zumindest teilweisen Verdampfen des Kältemittels K kommt. Bei der Wärmequelle 8 kann es sich um Umgebungsluft handeln, die den Verdampfer 3 umgibt oder dem Verdampfer 3 zugeführt wird (z.B. bei einer Vorrichtung in Form einer Luftwärmepumpe). Ein weiteres Beispiel einer Wärmequelle 8 ist Wasser oder ein anderes Fluid, das dem Verdampfer 3 in an sich bekannter Weise über einen eigenen Wärmemittelkreislauf, der hydraulisch vom Kältemittelkreislauf 2 entkoppelt und damit stofflich von diesem getrennt ist, zugeführt wird, um das Kältemittel K des Kältemittelkreislaufs 2 im Verdampfer 3 zu erhitzen. Mit anderen Worten ist die Wärmequelle 8 mit dem Verdampfer 3 thermisch verbunden und im Verdampfer 3 wird dem Kältemittel K Wärme von der mit dem Verdampfer 3 thermisch verbundenen Wärmequelle 8 zugeführt und das Kältemittel K verdampft unter Wärmeaufnahme. Im in Zirkulationsrichtung Z sich an den Verdampfer 3 anschließenden Verdichter 4 (häufig auch als Kompressor bezeichnet) wird das erhitzte und zumindest teilweise verdampfte (also gasförmig vorliegende) Kältemittel K verdichtet, wodurch das Kältemittel K auf ein höheres Druck- und Temperaturniveau gehoben wird. Das gasförmige Kältemittel K wird dann mit entsprechend erhöhtem Druck und entsprechend erhöhter Temperatur in Richtung Kondensator 5 weitergeleitet. Im Kondensator 5 (häufig auch als Verflüssiger bezeichnet) wird das gasförmige, überhitzte Kältemittel K auf eine Temperatur, bei der es zum Verflüssigen des Kältemittels K kommt, gekühlt und dadurch unter Wärmeabgabe an eine nicht näher dargestellte Wärmesenke (z.B. Umgebungsluft oder ein an den Kondensator 5 angeschlossener Kreislauf) verflüssigt. Beim weiteren Fluss durch den Kältemittelkreislauf 2 passiert das verflüssigte Kältemittel K das Expansionsventil 1, welches eine Engstelle im Kältemittelkreislauf 2 darstellt. Mit dem Passieren dieser Engstelle in Form des Expansionsventils 1 erfolgt ein rapider Druckabfall im Kältemittel K, da sich das Kältemittel K nach Durchtritt durch das Expansionsventil 1 entspannen kann. Mit dem Druckabfall geht auch eine Abkühlung des Kältemittels K einher, welches nach dem Expansionsventil 1 wieder dem Verdampfer 3 zugeführt wird und der beschriebene Kreislauf mit zumindest teilweiser Verdampfung des Kältemittels K im Verdampfer 3 erneut startet.
  • Beim gezeigten Kreisprozess in Form eines sogenannten trockenen Verdampfungsprozesses wird das Kältemittel K kontinuierlich im Expansionsventil 1 entspannt, wodurch es teilweise verdampft. Das Kältemittel K in Form eines Flüssig-Gas Gemisches durchströmt anschließend den Verdampfer 3, wodurch die restliche Flüssigkeit zuerst vollständig verdampft und schließlich 5 bis 15 K überhitzt wird (sog. Sauggasüberhitzung), bevor das gasförmige Kältemittel K in den Verdichter 4 gelangt. Der Verdichter 4 erhöht den Druck des gasförmigen Kältemittels K. Im Kondensator 5 wird das Kältemittel K verflüssigt, indem Wärme abgeführt wird.
  • Figur 2 zeigt beispielhaft einen Kreisprozess C im Kältemittelkreislauf 2 gemäß Figur 1 im an sich bekannten Log-p-h-Diagramm. Auf der x-Achse ist die spezifische Enthalpie E (Energiegehalt des Kältemittels K) und auf der y-Achse der logarithmisch skalierte Druck P aufgetragen. Links der glockenförmigen Kurve ist das Kältemittel K flüssig, rechts davon (also rechts der Taulinie T) vollständig gasförmig. Dazwischen steigt der Gasgehalt von links nach rechts kontinuierlich an. Der Kreisprozess C ist strichliert angedeutet und umfasst die Prozessschritte C1, C2, C3 und C4. Wird dem Verdampfer 3 Wärme zugeführt (von der auf den Verdampfer 3 einwirkenden bzw. mit dem Verdampfer 3 thermisch verbundenen Wärmequelle 8), so verdampft das Kältemittel K zunächst vollständig auf konstantem Druck im Verdampfer 3 (Prozessschritt C1). Nach Erreichen der Taulinie T wird das dann vollständig gasförmige Kältemittel K weiter um ca. 5 bis 15 K über Siedetemperatur erwärmt. Diese sogenannte Sauggasüberhitzung ist notwendig, damit der Verdichter 4 keine Flüssigkeitsschläge erleidet. Im Verdichter 4 erfolgt eine Druck- und Temperaturerhöhung des Kältemittels K (Prozessschritt C2). Im Kondensator 5 kondensiert das Kältemittel K bei gleichbleibendem Druck unter Wärmeabgabe (Prozessschritt C3). Im Expansionsventil 1 kommt es zum Druckabfall des Kältemittels K (Prozessschritt C4) und der Kreisprozess C beginnt erneut mit dem Prozessschritt C1.
  • Bei herkömmlichen Regelungsverfahren erfolgt eine Regelung des Expansionsventils 1, um einen vorgegebenen Sollwert für die Sauggasüberhitzung zu erzielen. Zur Ermittlung des Istwertes der Sauggasüberhitzung sind ein zweiter Temperatursensor 13 und ein dritter Temperatursensor 16 vorgesehen, die signalleitend mit der Regelvorrichtung 6 verbunden sind. Der zweite Temperatursensor 13 erfasst die Temperatur des Kältemittels K vor dem Eintritt in den Verdampfer 3 und meldet diese Temperatur über eine zweite Sensorleitung 22 der Regelvorrichtung 6. Der dritte Temperatursensor 16 erfasst die Temperatur des Kältemittels K am Verdampferaustritt vor dem Eintritt in den Verdichter 4 und meldet diese Temperatur über eine dritte Sensorleitung 23 der Regelvorrichtung 6. Die Regelvorrichtung 6 ermittelt den Istwert der Sauggasüberhitzung, indem die Temperaturdifferenz zwischen der Temperatur des Kältemittels K vor dem Eintritt in den Verdichter 4 (Sauggastemperatur) und der Verdampfungstemperatur (z.B. gemessen durch die Temperatur des Kältemittels K vor dem Eintritt in den Verdampfer 3) berechnet wird. Über die Signalleitung 20 wird das Expansionsventil 1 derart angesteuert, dass eine Öffnungsweite des Expansionsventil 1 angepasst wird, sodass der Istwert der Sauggasüberhitzung auf den Sollwert der Sauggasüberhitzung geregelt wird. Mithilfe eines (z.B. elektronischen oder thermischen) Expansionsventils 1 kann somit auf eine festeingestellte Sauggasüberhitzung (z.B. 5 K) geregelt werden. Als Regelgröße dient die Differenz von Sauggastemperatur zu Verdampfungstemperatur. Mit anderen Worten regelt das Expansionsventil 1 also den Kältemittelmassenstrom und den Druck, sodass das Kältemittel K am Verdichtereintritt eine bestimmte Sauggasüberhitzung aufweist. Eine zu geringe oder keine Sauggasüberhitzung kann Schäden beim Verdichter 4 verursachen. In dem Fall muss der Verdampfungsdruck reduziert (d.h. das Expansionsventil 1 geschlossen) werden. Eine zu hohe Sauggasüberhitzung wirkt sich hingegen schlecht auf die Kältekreiseffizienz aus, da der Verdampfungsdruck geringer als notwendig ist.
  • Figur 3 zeigt eine Vorrichtung 19 gemäß Figur 1, wobei der Kältemittelkreislauf 2 zusätzlich einen Wärmetauscher 9 in Form eines sogenannten internen Wärmetauschers oder Sauggaswärmetauschers umfasst und der dritte Temperatursensor 16 zwischen dem Verdampfer 3 und dem internen Wärmetauscher 9 angeordnet ist und somit die Sauggastemperatur des Kältemittels K am Verdampferaustritt misst. Eine erste Fluidleitung 10 des internen Wärmetauschers 9 ist zwischen dem Kondensator 5 und dem Expansionsventil 1 angeordnet und eine zweite Fluidleitung 11 des internen Wärmetauschers 9 ist zwischen dem Verdampfer 3 und dem Verdichter 4 angeordnet, wobei von dem durch die erste Fluidleitung 10 strömenden Kältemittel K Wärme an das durch die zweite Fluidleitung 11 strömende Kältemittel K abgebbar ist.
  • Konkret ist ein Kondensatorausgang 24 des Kondensators 5 mit einem ersten internen Wärmetauschereingang 25 des internen Wärmetauschers 9 verbunden und ein erster interner Wärmetauscherausgang 26 des internen Wärmetauschers 9 ist mit einem Ventileingang 27 des Expansionsventils 1 verbunden. Zwischen erstem internen Wärmetauschereingang 25 und erstem internen Wärmetauscherausgang 26 verläuft die erste Fluidleitung 10. Ein Verdampferausgang 28 des Verdampfers 3 ist mit einem zweiten internen Wärmetauschereingang 29 des internen Wärmetauschers 9 verbunden und ein zweiter interner Wärmetauscherausgang 30 des internen Wärmetauschers 9 ist mit einem Verdichtereingang 31 des Verdichters 4 verbunden. Zwischen zweitem internen Wärmetauschereingang 29 und zweitem internen Wärmetauscherausgang 30 verläuft die zweite Fluidleitung 11. Die zweite Fluidleitung 11 ist stofflich von der ersten Fluidleitung 10 getrennt, jedoch thermisch mit der ersten Fluidleitung 10 gekoppelt bzw. verbunden, sodass in an sich bekannter Weise Wärme vom durch die erste Fluidleitung 10 strömenden Kältemittel K an das durch die zweite Fluidleitung 11 strömende Kältemittel K abgegeben werden kann.
  • Das aus dem Kondensator 5 austretende flüssige Kältemittel K auf hohem Temperaturniveau wird über den internen Wärmetauscher 9 geführt und dabei einige Kelvin abgekühlt. Diese Wärme wird genutzt, um das bereits vollständig verdampfte und leicht überhitzte Kältemittel K aus dem Verdampfer 3 weiter zu erwärmen. Damit kann der Verdampfungsprozess mit geringeren Überhitzungen (< 5 K) betrieben werden, ohne dass der Verdichter 4 davon Schaden nimmt. Die Sauggastemperatur des Kältemittels K wird mit dem dritten Temperatursensor 16 zwischen Verdampfer 3 und internen Wärmetauscher 9 gemessen. Die Verdampfungstemperatur des Kältemittels K kann am Eintritt des Verdampfers 3 mit dem zweiten Temperatursensor 13 gemessen werden. Die Regelung des Expansionsventiles 1 entspricht jener der einfachen Trockenverdampfung (siehe Figur 1). Die Öffnungsweite des Expansionsventils 1 wird daher wiederum geregelt, um eine bestimmte Sauggasüberhitzung (Temperaturdifferenz zwischen der Sauggastemperatur und der Verdampfungstemperatur) zu halten.
  • Figur 4 zeigt beispielhaft einen Kreisprozess C im Kältemittelkreislauf 2 gemäß Figur 3 im Log-p-h-Diagramm. Im Vergleich mit dem Kreisprozess C der Figur 2 (Kältemittelkreislauf 2 ohne internen Wärmetauscher 9) ist erkennbar, dass hierbei im Prozessschritt C1 das Überhitzen des vollständig gasförmigen Kältemittels K nach Erreichen der Taulinie T im internen Wärmetauscher 9 stattfindet (in dessen zweiter Fluidleitung 11) und dementsprechend im Prozessschritt C3 die letzte Abkühlung des Kältemittels K vor dem daran anschließenden Eintritt in das Expansionsventil 1 ebenfalls im internen Wärmetauscher 9 stattfindet (in dessen erster Fluidleitung 10).
  • Figur 5 zeigt eine Vorrichtung 19 mit einem Ausführungsbeispiel eines vorgeschlagenen Kältemittelkreislaufs 2. Aufbau und Verschaltung von Expansionsventil 1, Verdampfer 3, interner Wärmetauscher 9, Verdichter 4 und Kondensator 5 entsprechen dem in Figur 3 gezeigten Kältemittelkreislauf 2. Der Kältemittelkreislauf 2 umfasst eine mit der Regelvorrichtung 6 signalleitend verbundene Temperaturermittlungsvorrichtung 18 zur Ermittlung einer Verdampfer-Eintrittstemperatur des Kältemittels K nach Austritt des Kältemittels K aus einem Ventilausgang 7 des Expansionsventils 1. Im gezeigten Beispiel umfasst die Temperaturermittlungsvorrichtung 18 einen zweiten Temperatursensor 13, wobei vom zweiten Temperatursensor 13 die Verdampfungstemperatur (entspricht Verdampfer-Eintrittstemperatur) messbar und über eine zweite Sensorleitung 22 der Regelvorrichtung 6 meldbar ist. Der vorgeschlagene Kältemittelkreislauf 2 umfasst außerdem einen mit der Regelvorrichtung 6 signalleitend verbundenen ersten Temperatursensor 12, der in einem Wärmequellenmedium der Wärmequelle 8 oder am wenigstens einen Verdampfer 3 angeordnet ist, wobei vom ersten Temperatursensor 12 eine Wärmequellentemperatur einer auf den wenigstens einen Verdampfer 3 einwirkenden Wärmequelle 8 messbar und über eine erste Sensorleitung 21 der Regelvorrichtung 6 meldbar ist. Die Regelvorrichtung 6 ist dazu konfiguriert, eine Öffnungsweite des Expansionsventils 1 in Abhängigkeit einer Temperaturdifferenz zwischen der Wärmequellentemperatur und der Verdampfungstemperatur zu regeln. Die Regelvorrichtung 6 ermittelt aus der Temperaturdifferenz zwischen Wärmequellentemperatur und Verdampfungstemperatur eine Ist-Wärmequellengrädung IW und führt die Ist-Wärmequellengrädung IW durch Regelung der Öffnungsweite des Expansionsventils 1 einer vorgegebenen oder vorgebbaren Soll-Wärmequellengrädung SW nach. Dazu umfasst die Regelvorrichtung 6 eine hier nicht näher dargestellte erste Regeleinrichtung 15, die dazu konfiguriert ist, auf Basis einer ersten Regelabweichung zwischen Soll-Wärmequellengrädung SW und Ist-Wärmequellengrädung IW einen Ventilstellwert in Bezug auf die Öffnungsweite zu ermitteln und dem Expansionsventil 1 über eine Signalleitung 20 zu melden.
  • Figur 6 zeigt schematisch das Regelschema für die Regelung des Expansionsventils 1 des Kältemittelkreislaufs 2 gemäß Figur 5. Anstatt der Sauggasüberhitzung wie bei herkömmlichen Regelungsverfahren wird die Wärmequellengrädung (Differenz zwischen Wärmequellentemperatur und Verdampfungstemperatur) als Regelgröße verwendet. Auf Basis einer ersten Regelabweichung zwischen Soll-Wärmequellengrädung SW und Ist-Wärmequellengrädung IW ermittelt die erste Regeleinrichtung 15 einen Ventilstellwert V in Bezug auf die Öffnungsweite des Expansionsventils 1 und meldet diesen über die Signalleitung 20 dem Expansionsventil 1, das im Regelschema die Regelstrecke darstellt. Aus einer veränderten Öffnungsweite des Expansionsventils 1 ergibt sich eine neue Ist-Wärmequellengrädung IW, die im Regelschema zur Bestimmung der ersten Regelabweichung rückgeführt wird. Die Soll-Wärmequellengrädung SW kann als Fixwert (fest hinterlegter Wert) vorgegeben sein. Die Ist-Wärmequellengrädung IW wird von der Regelvorrichtung 6 ermittelt, indem die Temperaturdifferenz zwischen der vom ersten Temperatursensor 12 gemeldeten Wärmequellentemperatur und der vom zweiten Temperatursensor 13 gemeldeten Verdampfer-Eintrittstemperatur (entspricht der Verdampfungstemperatur) berechnet wird.
  • Die Regelung soll anhand des nachfolgenden Beispiels erläutert werden. Dabei soll die Soll-Wärmequellengrädung SW einen Wert von 5 K haben, die Verdampfungstemperatur soll -5 °C betragen, die Wärmequellentemperatur (z.B. Lufttemperatur) soll 1 °C betragen und der Istwert der Öffnungsweite des Expansionsventils 1 soll zu Beginn der Regelung 40 % betragen. Bei diesen beispielhaften Werten weist die Ist-Wärmequellengrädung IW einen Wert von 6 K auf (Wärmequellentemperatur minus Verdampfungstemperatur), d.h. die Verdampfungstemperatur könnte um 1 K angehoben werden, wodurch die Kältekreiseffizienz steigt. In der ersten Regeleinrichtung 15 wird die Abweichung zwischen Soll-Wärmequellengrädung SW und Ist-Wärmequellengrädung IW z.B. in einem PID Regler verarbeitet und daraus ein neuer Ventilstellwert V für das Expansionsventil 1 generiert. In diesem Fall öffnet das Expansionsventil 1 z.B. auf 42%, sodass mehr Kältemittel K in den Verdampfer 3 einströmt und der Druck und somit die Verdampfungstemperatur ansteigen. Die Ist-Wärmequellengrädung IW reduziert sich dadurch auf 5,8 K und ein neuer Regelungszyklus beginnt.
  • Figur 7 zeigt beispielhaft einen Kreisprozess C im Kältemittelkreislauf 2 gemäß Figur 5 im Log-p-h-Diagramm. Im Vergleich mit dem Kreisprozess C der Figur 4 ist erkennbar, dass hierbei jeweils wesentlich größere Anteile der Prozessschritte C1 und C3 im internen Wärmetauscher 9 stattfinden. Da beim vorgeschlagenen Kältemittelkreislauf 2 der Dryout-Punkt stark in Richtung des internen Wärmetauschers 9 verschoben ist, bewirkt der interne Wärmetauscher 9 nicht nur eine Temperaturerhöhung des Sauggases, sondern ermöglicht auch eine Verdampfung des Nassdampfes nach dem eigentlichen Verdampfer 3. Insgesamt lässt sich dadurch der Kältemittelkreislauf 2 wesentlich effizienter betreiben.
  • Figur 8 zeigt eine Vorrichtung 19 mit einem weiteren Ausführungsbeispiel eines vorgeschlagenen Kältemittelkreislaufs 2. Im Unterschied zum Kältemittelkreislauf 2 gemäß Figur 5 umfasst hierbei die Temperaturermittlungsvorrichtung 18 einen Drucksensor 14, wobei vom Drucksensor 14 ein Kältemitteldruck des Kältemittels K an einer Stelle zwischen Ventilausgang 7 und Verdichtereingang 31 messbar und der Regelvorrichtung 6 über eine Drucksensorleitung 32 meldbar ist, wobei von der Regelvorrichtung 6 die Verdampfungstemperatur aus dem Kältemitteldruck ermittelbar ist. Die Regelung des Expansionsventils 1 erfolgt gleich wie beim Ausführungsbeispiel gemäß den Figuren 5 und 6.
  • Figur 9 zeigt eine Vorrichtung 19 mit einem weiteren Ausführungsbeispiel eines vorgeschlagenen Kältemittelkreislaufs 2. Der Kältemittelkreislauf 2 entspricht dem Kältemittelkreislauf 2 der Figur 8, ergänzt um weitere Sensoren und Reglerbausteine. Konkret umfasst der gezeigte Kältemittelkreislauf 2 zusätzlich einen dritten Temperatursensor 16, der zwischen dem internen Wärmetauscher 9 und dem Verdichter 4 angeordnet ist und somit die Sauggastemperatur des Kältemittels K nach dem internen Wärmetauscher 9 und vor Eintritt in den Verdichter 4 misst und der Regelvorrichtung 6 über eine dritte Sensorleitung 23 meldet. Anders als dargestellt kann die Temperaturermittlungsvorrichtung 18 auch einen zweiten Temperatursensor 13 zur direkten Ermittlung der Verdampfungstemperatur aus der Verdampfer-Eintrittstemperatur umfassen (siehe Figur 5).
  • Die Regelvorrichtung 6 umfasst eine hier nicht näher dargestellte zweite Regeleinrichtung 17. Die Regelvorrichtung 6 berechnet zur Ermittlung der Ist-Sauggasüberhitzung IS die Differenz zwischen der vom dritten Temperatursensor 16 gemeldeten Sauggastemperatur und der mittels der Temperaturermittlungsvorrichtung 18 ermittelten Verdampfungstemperatur und die zweite Regeleinrichtung 17 gibt auf Basis einer zweiten Regelabweichung zwischen einer vorgegebenen oder vorgebbaren Soll-Sauggasüberhitzung SS und der Ist-Sauggasüberhitzung IS die Soll-Wärmequellengrädung SW vor, die der ersten Regeleinrichtung 15 als Führungsgröße zugeführt wird. Mit anderen Worten wird die Ist-Sauggasüberhitzung IS durch Regelung der Soll-Wärmequellengrädung SW einer vorgegebenen oder vorgebbaren Soll-Sauggasüberhitzung SS nachgeführt.
  • Figur 10 zeigt schematisch das Regelschema für die Regelung des Expansionsventils 1 des Kältemittelkreislaufs 2 gemäß Figur 9. Das Regelschema zeigt eine 2-stufige Regelkaskade, bei der die erste Regeleinrichtung 15 die innere Kaskade (innerer Regelkreis) und die zweite Regeleinrichtung 17 die äußere Kaskade (äußerer Regelkreis) darstellen. Die innere Kaskade entspricht dem Regelschema der Figur 6. Die zweite Regeleinrichtung 17 gibt auf Basis einer zweiten Regelabweichung zwischen Soll-Sauggasüberhitzung SS und Ist-Sauggasüberhitzung IS die Soll-Wärmequellengrädung SW vor, die der ersten Regeleinrichtung 15 als Führungsgröße zugeführt wird. Die erste Regeleinrichtung 15 ermittelt wie oben beschrieben einen Ventilstellwert V in Bezug auf die Öffnungsweite des Expansionsventils 1 und meldet diesen über die Signalleitung 20 dem Expansionsventil 1, das in der inneren Kaskade die Regelstrecke darstellt. Aus einer veränderten Öffnungsweite des Expansionsventils 1 ergibt sich eine neue Ist-Wärmequellengrädung IW, die in der inneren Kaskade zur Bestimmung der ersten Regelabweichung rückgeführt wird. Eine Änderung der Öffnungsweite des Expansionsventils 1 bewirkt einen veränderten Kältemittelmassenstrom und damit einen veränderten Druck und eine veränderte Temperatur des Kältemittels K bei Eintritt in den Verdampfer 3, welcher mit dem sich daran anschließenden internen Wärmetauscher 9 die Regelstrecke der äußeren Kaskade darstellt. Nach Austritt des Kältemittels K aus dem internen Wärmetauscher 9 weist dieses eine neue Ist-Sauggasüberhitzung IS auf, die in der äußeren Kaskade zur Bestimmung der zweiten Regelabweichung rückgeführt wird.
  • Grundprinzip dieser Regelkaskadierung ist die Aufteilung des Regelsystems in einen inneren, sehr schnellen und präzisen Regelkreis (erste Regeleinrichtung 15) und einen äußeren, trägeren Regelkreis (zweite Regeleinrichtung 17). Der innere Regelkreis nimmt eine Regelung des Expansionsventils 1 durch den Vergleich der Wärmequellengrädung (Vergleich Ist-Wärmequellengrädung IW mit Soll-Wärmequellengrädung SW) vor. Der äußere Regelkreis passt den Sollwert der Wärmequellengrädung (Soll-Wärmequellengrädung SW) auf die vorliegenden Betriebsbedingungen durch den Abgleich des Überhitzungszustandes des Kältemittels K vor dem Verdichter 4 ab. Er regelt auf den gewünschten Überhitzungszustand des Gases vor dem Verdichter 4 (Soll-Sauggasüberhitzung SS) und gibt dabei dem inneren Regelkreis dynamisch den Sollwert in Form der Soll-Wärmequellengrädung SW vor. Im Prinzip ergibt sich dadurch ein "Herantasten" an die optimalen Betriebsbedingungen und gleichzeitig eine stabile Regelung für den inneren Regelkreis, welcher auf kurzfristige Betriebsänderungen rasch reagiert. Der Eingangs-Sollwert für die äußere Kaskade in Form der Soll-Sauggasüberhitzung SS soll einerseits gewährleisten, dass der Verdichter 4 keine Flüssigkeitsschläge erleidet und andererseits hohe Sauggastemperaturen vor dem Verdichter 4 verhindern. Die Soll-Sauggasüberhitzung SS kann ein fest hinterlegter Wert sein oder variabel in Abhängigkeit der Betriebsbedingungen dynamisch vorgegeben werden.
  • Die Regelung soll anhand des nachfolgenden Beispiels erläutert werden, das auf folgenden Vorgaben und Annahmen beruht:
    • Soll-Wärmequellengrädung SW = 5 K
    • Soll-Sauggasüberhitzung SS = 10 K
    • Sauggastemperatur (dritter Temperatursensor 16) = 10 °C
    • Verdampfungstemperatur (Temperaturermittlungsvorrichtung 18) = -5 °C
    • Wärmequellentemperatur, z.B. Lufttemperatur (erster Temperatursensor 12) = 0 °C
    • Istwert Öffnungsweite Expansionsventil 1 = 40 %
    • Gasgehalt am Austritt aus dem Verdampfer 3 = 85 %
      1. 1) Die Ist-Wärmequellengrädung IW beträgt: Wärmequellentemperatur - Verdampfungstemperatur = 5 K. Das entspricht der Soll-Wärmequellengrädung SW, somit ist der innere Regelkreis eingeregelt.
      2. 2) Der äußere Regelkreis vergleicht die Soll-Sauggasüberhitzung SS mit der Ist-Sauggasüberhitzung IS = Sauggastemperatur - Verdampfungstemperatur = 15 K. Die Sauggastemperatur vor dem Verdichter 4 ist somit 5 K wärmer als benötigt. Das heißt der Kältemittelstrom kann erhöht, sprich das Expansionsventil 1 geöffnet werden, um somit die Verdampfungstemperatur zu erhöhen bzw. die Sauggastemperatur zu verringern.
      3. 3) In der zweiten Regeleinrichtung 17 wird aufgrund der Abweichung der Sauggasüberhitzung die Soll-Wärmequellengrädung SW auf 4,8 K reduziert.
      4. 4) Um die Ist-Wärmequellengrädung IW an die neue Soll-Wärmequellengrädung SW anzupassen wird der Ventilstellwert V des Expansionsventils 1 angepasst und das Expansionsventil 1 geöffnet. Dadurch steigt der Verdampfungsdruck und damit die Verdampfungstemperatur, in dem Beispiel auf -4,8 °C.
      5. 5) Die veränderte Verdampfungstemperatur führt zu einem verringerten Wärmestrom im Verdampfer 3, wodurch weniger Kältemittel K im Verdampfer 3 verdampft. Der Gasgehalt am Verdampferaustritt bzw. Eintritt in den internen Wärmetauscher 9 sinkt auf 83 %.
      6. 6) Im internen Wärmetauscher 9 muss somit mehr Kältemittel K verdampft werden. Da die übertragene Energiemenge in etwa gleich bleibt, reduziert sich die Sauggastemperatur. Die neue Ist-Sauggasüberhitzung IS beträgt z.B. 10 K, somit ist auch der äußere Regelkreis eingeregelt und das System ist vollständig eingeregelt.
  • Figur 11 zeigt eine Vorrichtung 19 mit einem weiteren Ausführungsbeispiel eines vorgeschlagenen Kältemittelkreislaufs 2. Der Kältemittelkreislauf 2 entspricht dem Kältemittelkreislauf 2 der Figur 9, wobei hier allerdings die Temperaturermittlungsvorrichtung 18 einen zweiten Temperatursensor 13 zur direkten Messung der Verdampfungstemperatur umfasst und wobei der Kältemittelkreislauf 2 weitere Sensoren umfasst. Konkret sind ein zweiter Drucksensor 33 zur Ermittlung des Druckes des Kältemittels K nach Austritt aus dem Verdichter 4 und vor Eintritt in das Expansionsventil 1 und ein vierter Temperatursensor 34 zur Ermittlung der Temperatur des Kältemittels K nach Austritt aus dem Verdichter 4 und vor Eintritt in den Kondensator 5 vorgesehen. Die Signale des zweiten Drucksensors 33 werden über eine zweite Drucksensorleitung 35 und die Signale des vierten Temperatursensors 34 werden über eine vierte Sensorleitung 36 der Regelvorrichtung 6 zugeführt. Als äußere Kaskade der Regelkaskadierung kann dabei zur Vorgabe der Soll-Wärmequellengrädung eine Regelung der Heißgasüberhitzung auf Basis der Heißgastemperatur (ermittelt vom vierten Temperatursensor 34) gegenüber der Kondensationstemperatur (ermittelt aus der Dampfdruckkurve durch Messung des Druckes vom zweiten Drucksensor 33) erfolgen. Die Heißgasüberhitzungsregelung verhält sich ähnlich zur Sauggasüberhitzungsregelung. Eine geringe Heißgasüberhitzung führt zu Flüssigkeitsschlägen im Verdichter 3, eine zu hohe Heißgasüberhitzung zu Effizienzeinbußen. Die Heißgasüberhitzung wird an eine fixe oder veränderbare Soll-Heißgasüberhitzung angepasst. Eine veränderbare Soll-Heißgasüberhitzung kann z.B. in Abhängigkeit zum Verdampfungsdruck, zum Kondensationsdruck und zur Verdichterdrehzahl stehen.
  • Figur 12 zeigt eine Vorrichtung 19 gemäß Figur 11, ergänzt um ein weiteres Wertermittlungsverfahren und um weitere Reglerbausteine. Konkret ist ein weiterer Sensor 37 zur Ermittlung der Leistung und/oder Drehzahl des Verdichters 4 vorgesehen. Die Signale des Sensors 37 werden über eine weitere Sensorleitung 38 der Regelvorrichtung 6 zugeführt.
  • Die gegenüber dem Regelschema der Figur 10 weiteren Reglerbausteine sind im schematischen Regelschema der Figur 13 dargestellt. Bei den ergänzten Reglerbausteinen handelt es sich um eine erste Vorsteuerung 39 und um eine zweite Vorsteuerung 40. Durch die erste Vorsteuerung 39 kann die Temperatur des Kältemittels K am Eintritt in das Expansionsventil 1 berücksichtigt werden und durch die zweite Vorsteuerung 40 kann eine Verdichterdrehzahl und/oder Verdichterleistung des Verdichters 4 (ermittelt durch den weiteren Sensor 37) berücksichtigt werden.
  • Zur Vereinfachung der Darstellung wurden die vorgeschlagenen Kältemittelkreisläufe mit jeweils einem Verdampfer, internen Wärmetauscher, Verdichter und Kondensator dargestellt. Ein vorgeschlagener Kältemittelkreislauf kann aber auch jeweils mehr als einen Verdampfer, internen Wärmetauscher, Verdichter oder Kondensator umfassen. Für den Fall, dass ein vorgeschlagener Kältemittelkreislauf mehrere Instanzen einer Komponente umfasst (zum Beispiel ein Kältemittelkreislauf mit drei Verdampfern und zwei Verdichtern), sind die Instanzen der jeweiligen Komponente in der Regel parallel angeordnet. Es kann auch vorgesehen sein, dass ein vorgeschlagener Kältemittelkreislauf mehr als ein Expansionsventil umfasst. So kann vorgesehen sein, dass zwei oder mehrere Expansionsventile vorhanden sind, die parallel angeordnet sind, wobei wenigstens eines davon wie vorgeschlagen geregelt wird. Es kann auch sein, dass alle Expansionsventile wie vorgeschlagen geregelt werden oder dass diese abhängig vom gewünschten Kältemittelmassenstrom gestaffelt wie vorgeschlagen geregelt werden.
    • Bezugszeichenliste:
    • 1
    Expansionsventil
    2
    Kältemittelkreislauf
    3
    Verdampfer
    4
    Verdichter
    5
    Kondensator
    6
    Regelvorrichtung
    7
    Ventilausgang
    8
    Wärmequelle
    9
    interner Wärmetauscher
    10
    erste Fluidleitung des internen Wärmetauschers
    11
    zweite Fluidleitung des internen Wärmetauschers
    12
    erster Temperatursensor
    13
    zweiter Temperatursensor
    14
    Drucksensor
    15
    erste Regeleinrichtung
    16
    dritter Temperatursensor
    17
    zweite Regeleinrichtung
    18
    Temperaturermittlungsvorrichtung
    19
    Vorrichtung
    20
    Signalleitung
    21
    erste Sensorleitung
    22
    zweite Sensorleitung
    23
    dritte Sensorleitung
    24
    Kondensatorausgang
    25
    erster interner Wärmetauschereingang
    26
    erster interner Wärmetauscherausgang
    27
    Ventileingang
    28
    Verdampferausgang
    29
    zweiter interner Wärmetauschereingang
    30
    zweiter interner Wärmetauscherausgang
    31
    Verdichtereingang
    32
    Drucksensorleitung
    33
    zweiter Drucksensor
    34
    vierter Temperatursensor
    35
    zweite Drucksensorleitung
    36
    vierte Sensorleitung
    37
    weiterer Sensor
    38
    weitere Sensorleitung
    C
    Kreisprozess
    C1-C4
    Prozessschritte des Kreisprozesses
    E
    spezifische Enthalpie
    K
    Kältemittel
    P
    Druck
    T
    Taulinie
    V
    Ventilstellwert
    Z
    Zirkulationsrichtung
    SW
    Soll-Wärmequellengrädung
    IW
    Ist-Wärmequellengrädung
    SS
    Soll-Sauggasüberhitzung
    IS
    Ist-Sauggasüberhitzung

Claims (16)

  1. Verfahren zur Regelung eines Expansionsventils (1) eines Kältemittelkreislaufes (2) umfassend wenigstens einen Verdampfer (3), wenigstens einen internen Wärmetauscher (9), wenigstens einen Verdichter (4), wenigstens einen Kondensator (5), das Expansionsventil (1) und eine mit dem Expansionsventil (1) signalleitend verbundene Regelvorrichtung (6) zur Regelung des Expansionsventils (1), wobei eine erste Fluidleitung (10) des wenigstens einen internen Wärmetauschers (9) zwischen dem wenigstens einen Kondensator (5) und dem Expansionsventil (1) angeordnet ist und eine zweite Fluidleitung (11) des wenigstens einen internen Wärmetauschers (9) zwischen dem wenigstens einen Verdampfer (3) und dem wenigstens einen Verdichter (4) angeordnet ist, wobei im Kältemittelkreislauf (2) ein Kältemittel (K) zirkuliert, wobei das Kältemittel (K) in einer Zirkulationsrichtung (Z) des Kältemittelkreislaufes (2) ausgehend von einem Ventilausgang (7) des Expansionsventils (1) den wenigstens einen Verdampfer (3), die zweite Fluidleitung (11) des wenigstens einen internen Wärmetauschers (9), den wenigstens einen Verdichter (4), den wenigstens einen Kondensator (5), die erste Fluidleitung (10) des wenigstens einen internen Wärmetauschers (9) und das Expansionsventil (1) durchströmt, wobei das Kältemittel (K) im wenigstens einen Verdampfer (3) durch Wärmeeintrag an das Kältemittel (K) durch eine auf den wenigstens einen Verdampfer (3) einwirkende Wärmequelle (8) zumindest teilweise verdampft wird, wobei das durch die erste Fluidleitung (10) strömende Kältemittel (K) Wärme an das durch die zweite Fluidleitung (11) strömende Kältemittel (K) abgibt und somit die Enthalpie des Kältemittels (K) vor Eintritt in den wenigstens einen Verdichter (4) erhöht wird, dadurch gekennzeichnet, dass das Expansionsventil (1) in Abhängigkeit einer Temperaturdifferenz zwischen einer Wärmequellentemperatur der Wärmequelle (8) und der Verdampfungstemperatur des Kältemittels (K), welche im Bereich zwischen Ventilausgang (7) des Expansionsventils (1) und Verdichtereingang (31) des wenigstens einen Verdichters (4) vorherrscht, geregelt wird, wobei die auf den wenigstens einen Verdampfer (3) einwirkende Wärmequellentemperatur der Wärmequelle (8) und die Verdampfungstemperatur des Kältemittels (K) im Bereich zwischen Ventilausgang (7) und Verdichtereingang (31) ermittelt werden, wobei aus der Temperaturdifferenz zwischen Wärmequellentemperatur und Verdampfungstemperatur eine Ist-Wärmequellengrädung (IW) ermittelt wird, wobei die Ist-Wärmequellengrädung (IW) durch Regelung einer Öffnungsweite des Expansionsventils (1) einer vorgegebenen oder vorgebbaren Soll-Wärmequellengrädung (SW) nachgeführt wird, wobei die Soll-Wärmequellengrädung (SW) fortlaufend angepasst wird, wobei die Regelvorrichtung (6) eine weitere Regeleinrichtung zur Verhinderung des Eintritts von flüssigem Kältemittel (K) in den wenigstens einen Verdichter (4) umfasst, wobei aus wenigstens einer gemessenen oder ermittelten Temperatur des Kältemittels (K) im Kältemittelkreislauf (2) und/oder wenigstens einem gemessenen oder ermittelten Druck des Kältemittels (K) im Kältemittelkreislauf (2) ein den Überhitzungszustand des Kältemittels (K) vor oder nach dem wenigstens einen Verdichter (4) charakterisierender Regelungs-Istwert ermittelt wird und der Regelungs-Istwert durch Regelung der Soll-Wärmequellengrädung (SW) einem vorgegebenen oder vorgebbaren Regelungs-Sollwert nachgeführt wird.
  2. Verfahren nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass der Kältemittelkreislauf (2) einen ersten Temperatursensor (12) umfasst, wobei der erste Temperatursensor (12) vorzugsweise in einem Wärmequellenmedium der Wärmequelle (8) oder an dem wenigstens einen Verdampfer (3) angeordnet ist, wobei der erste Temperatursensor (12) die Wärmequellentemperatur misst und der Regelvorrichtung (6) meldet.
  3. Verfahren nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass der Kältemittelkreislauf (2) einen zweiten Temperatursensor (13) umfasst, der eine Kältemitteltemperatur des Kältemittels (K) nach Austritt des Kältemittels (K) aus dem Ventilausgang (7) des Expansionsventils (1) und vor Eintritt des Kältemittels (K) in den wenigstens einen Verdampfer (3) misst und der Regelvorrichtung (6) meldet, wobei die vom zweiten Temperatursensor (13) gemessene Kältemitteltemperatur der Verdampfungstemperatur entspricht.
  4. Verfahren nach einem der Ansprüche 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, dass der Kältemittelkreislauf (2) einen Drucksensor (14) umfasst, wobei der Drucksensor (14) einen Kältemitteldruck des Kältemittels (K) an einer Stelle zwischen Ventilausgang (7) und Verdichtereingang (31) misst und der Regelvorrichtung (6) meldet, wobei vorzugsweise die Regelvorrichtung (6) aus dem Kältemitteldruck die Verdampfungstemperatur ermittelt.
  5. Verfahren nach einem der Ansprüche 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, dass die Regelvorrichtung (6) eine erste Regeleinrichtung (15) umfasst, wobei die erste Regeleinrichtung (15) auf Basis einer ersten Regelabweichung zwischen Soll-Wärmequellengrädung (SW) und Ist-Wärmequellengrädung (IW) einen Ventilstellwert (V) ermittelt und dem Expansionsventil (1) meldet, wobei das Expansionsventil (1) in Abhängigkeit des Ventilstellwerts (V) die Öffnungsweite einstellt.
  6. Verfahren nach einem der Ansprüche 1 bis 5, dadurch gekennzeichnet, dass eine Sauggastemperatur des Kältemittels (K) nach dem internen Wärmetauscher (9) und vor Eintritt in den wenigstens einen Verdichter (4) ermittelt wird, wobei aus einer Temperaturdifferenz zwischen Sauggastemperatur und Verdampfungstemperatur eine Ist-Sauggasüberhitzung (IS) ermittelt wird, wobei die Ist-Sauggasüberhitzung (IS) durch Regelung der Soll-Wärmequellengrädung (SW) einer vorgegebenen oder vorgebbaren Soll-Sauggasüberhitzung (SS) nachgeführt wird.
  7. Verfahren nach Anspruch 6, dadurch gekennzeichnet, dass der Kältemittelkreislauf (2) einen dritten Temperatursensor (16) umfasst, der die Sauggastemperatur des Kältemittels (K) nach dem internen Wärmetauscher (9) und vor Eintritt in den wenigstens einen Verdichter (4) misst und der Regelvorrichtung (6) meldet, wobei die Regelvorrichtung (6) eine zweite Regeleinrichtung (17) umfasst, wobei die Regelvorrichtung (6) zur Ermittlung der Ist-Sauggasüberhitzung (IS) die Differenz zwischen der Sauggastemperatur und der Verdampfungstemperatur berechnet, wobei die zweite Regeleinrichtung (17) auf Basis einer zweiten Regelabweichung zwischen Soll-Sauggasüberhitzung (SS) und Ist-Sauggasüberhitzung (IS) die Soll-Wärmequellengrädung (SW) vorgibt.
  8. Verfahren nach einem der Ansprüche 1 bis 7, dadurch gekennzeichnet, dass die vorgegebene oder vorgebbare Soll-Wärmequellengrädung (SW) um wenigstens einen Änderungswert geändert wird, wobei der wenigstens eine Änderungswert in Abhängigkeit einer Temperatur des Kältemittels (K) vor dem Expansionsventil (1) und/oder einer Verdichterdrehzahl des wenigstens einen Verdichters (4) und/oder einer Verdichterleistung des wenigstens einen Verdichters (4) und/oder einer Wärmequellenmotordrehzahl eines Wärmequellenmotors ermittelt wird.
  9. Verfahren nach einem der Ansprüche 1 bis 8, dadurch gekennzeichnet, dass das Kältemittel (K) im wenigstens einen Verdampfer (3) nur teilweise verdampft wird, wobei das Kältemittel (K) im internen Wärmetauscher (9) vollständig verdampft wird.
  10. Kältemittelkreislauf (2) umfassend wenigstens einen Verdampfer (3), wenigstens einen internen Wärmetauscher (9), wenigstens einen Verdichter (4), wenigstens einen Kondensator (5), ein Expansionsventil (1) und eine mit dem Expansionsventil (1) signalleitend verbundene Regelvorrichtung (6) zur Regelung des Expansionsventils (1), insbesondere gemäß einem Verfahren nach einem der Ansprüche 1 bis 9, wobei eine erste Fluidleitung (10) des wenigstens einen internen Wärmetauschers (9) zwischen dem wenigstens einen Kondensator (5) und dem Expansionsventil (1) angeordnet ist und eine zweite Fluidleitung (11) des wenigstens einen internen Wärmetauschers (9) zwischen dem wenigstens einen Verdampfer (3) und dem wenigstens einen Verdichter (4) angeordnet ist, wobei der wenigstens eine Verdampfer (3), die zweite Fluidleitung (11), der wenigstens eine Verdichter (4), der wenigstens eine Kondensator (5), die erste Fluidleitung (10) und das Expansionsventil (1) in einer Zirkulationsrichtung (Z) des Kältemittelkreislaufes (2) hintereinander in Serie angeordnet und von einem Kältemittel (K) durchströmbar sind, dadurch gekennzeichnet, dass der Kältemittelkreislauf (2) einen mit der Regelvorrichtung (6) signalleitend verbundenen ersten Temperatursensor (12) umfasst, wobei vom ersten Temperatursensor (12) eine Wärmequellentemperatur einer auf den wenigstens einen Verdampfer (3) einwirkenden Wärmequelle (8) messbar und der Regelvorrichtung (6) meldbar ist, wobei der erste Temperatursensor (12) vorzugsweise in einem Wärmequellenmedium der Wärmequelle (8) oder an dem wenigstens einen Verdampfer (3) angeordnet ist, wobei der Kältemittelkreislauf (2) eine mit der Regelvorrichtung (6) signalleitend verbundene Temperaturermittlungsvorrichtung (18) zur Ermittlung der Verdampfungstemperatur des Kältemittels (K), welche im Bereich zwischen Ventilausgang (7) des Expansionsventils (1) und Verdichtereingang (31) des wenigstens einen Verdichters (4) vorherrscht, umfasst, wobei die Regelvorrichtung (6) eine Öffnungsweite des Expansionsventils (1) in Abhängigkeit einer Temperaturdifferenz zwischen der Wärmequellentemperatur und der Verdampfungstemperatur des Kältemittels (K) im Bereich zwischen Ventilausgang (7) und Verdichtereingang (31) regelt, wobei die Regelvorrichtung (6) aus der Temperaturdifferenz zwischen Wärmequellentemperatur und Verdampfungstemperatur eine Ist-Wärmequellengrädung (IW) ermittelt und die Ist-Wärmequellengrädung (IW) durch Regelung der Öffnungsweite des Expansionsventils (1) einer vorgegebenen oder vorgebbaren Soll-Wärmequellengrädung (SW) nachführt, wobei die Regelvorrichtung (6) die Soll-Wärmequellengrädung (SW) fortlaufend anpasst, wobei die Regelvorrichtung (6) eine weitere Regeleinrichtung zur Verhinderung des Eintritts von flüssigem Kältemittel (K) in den wenigstens einen Verdichter (4) umfasst, wobei die Regelvorrichtung (6) aus wenigstens einer gemessenen oder ermittelten Temperatur des Kältemittels (K) im Kältemittelkreislauf (2) und/oder wenigstens einem gemessenen oder ermittelten Druck des Kältemittels (K) im Kältemittelkreislauf (2) ein den Überhitzungszustand des Kältemittels (K) vor oder nach dem wenigstens einen Verdichter (4) charakterisierenden Regelungs-Istwert ermittelt und den Regelungs-Istwert durch Regelung der Soll-Wärmequellengrädung (SW) einem vorgegebenen oder vorgebbaren Regelungs-Sollwert nachführt.
  11. Kältemittelkreislauf nach Anspruch 10, dadurch gekennzeichnet, dass die Temperaturermittlungsvorrichtung (18) einen zwischen dem Ventilausgang (7) und dem wenigstens einen Verdampfer (3) angeordneten zweiten Temperatursensor (13) umfasst, wobei vom zweiten Temperatursensor (13) die Verdampfungstemperatur messbar und der Regelvorrichtung (6) meldbar ist.
  12. Kältemittelkreislauf nach Anspruch 10 oder 11, dadurch gekennzeichnet, dass die Temperaturermittlungsvorrichtung (18) einen zwischen Ventilausgang (7) und Verdichtereingang (31) angeordneten Drucksensor (14) umfasst, wobei vom Drucksensor (14) ein Kältemitteldruck des Kältemittels (K) messbar und der Regelvorrichtung (6) meldbar ist, wobei von der Regelvorrichtung (6) die Verdampfungstemperatur aus dem Kältemitteldruck ermittelbar ist.
  13. Kältemittelkreislauf nach einem der Ansprüche 10 bis 12, dadurch gekennzeichnet, dass die Regelvorrichtung (6) eine erste Regeleinrichtung (15) umfasst, die auf Basis einer ersten Regelabweichung zwischen Soll-Wärmequellengrädung (SW) und Ist-Wärmequellengrädung (IW) einen Ventilstellwert (V) in Bezug auf die Öffnungsweite ermittelt und dem Expansionsventil (1) meldet.
  14. Kältemittelkreislauf nach einem der Ansprüche 10 bis 13, dadurch gekennzeichnet, dass der Kältemittelkreislauf (2) einen dritten Temperatursensor (16) umfasst, wobei vom dritten Temperatursensor (16) eine Sauggastemperatur des Kältemittels (K) nach dem internen Wärmetauscher (9) und vor Eintritt in den wenigstens einen Verdichter (4) messbar und der Regelvorrichtung (6) meldbar ist, wobei die Regelvorrichtung (6) aus einer Temperaturdifferenz zwischen Sauggastemperatur und Verdampfungstemperatur eine Ist-Sauggasüberhitzung (IS) ermittelt und die Ist-Sauggasüberhitzung (IS) durch Regelung der Soll-Wärmequellengrädung (SW) einer vorgegebenen oder vorgebbaren Soll-Sauggasüberhitzung (SS) nachführt.
  15. Kältemittelkreislauf nach Anspruch 14, dadurch gekennzeichnet, dass die Regelvorrichtung (6) eine zweite Regeleinrichtung (17) umfasst, die auf Basis einer zweiten Regelabweichung zwischen Soll-Sauggasüberhitzung (SS) und Ist-Sauggasüberhitzung (IS) die Soll-Wärmequellengrädung (SW) ermittelt und der ersten Regeleinrichtung (15) meldet.
  16. Vorrichtung (19), insbesondere Wärmepumpe oder Kälteanlage oder Klimagerät, mit wenigstens einem Kältemittelkreislauf (2) nach einem der Ansprüche 10 bis 15.
EP20200553.4A 2019-10-30 2020-10-07 Verfahren zur regelung eines expansionsventils Active EP3816543B1 (de)

Applications Claiming Priority (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
ATA50931/2019A AT522875B1 (de) 2019-10-30 2019-10-30 Verfahren zur Regelung eines Expansionsventils

Publications (2)

Publication Number Publication Date
EP3816543A1 true EP3816543A1 (de) 2021-05-05
EP3816543B1 EP3816543B1 (de) 2022-11-30

Family

ID=72801380

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
EP20200553.4A Active EP3816543B1 (de) 2019-10-30 2020-10-07 Verfahren zur regelung eines expansionsventils

Country Status (3)

Country Link
EP (1) EP3816543B1 (de)
AT (1) AT522875B1 (de)
PL (1) PL3816543T3 (de)

Cited By (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
IT202100018296A1 (it) * 2021-07-12 2023-01-12 Irinox S P A Macchina frigorifera per prodotti alimentari
EP4170266A1 (de) * 2021-10-20 2023-04-26 Lauda Dr. R. Wobser GmbH & Co. KG Kälteanlage und verfahren zum betreiben einer kälteanlage

Citations (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US20040068999A1 (en) * 2002-10-08 2004-04-15 Danfoss A/S Controller and a method for controlling an expansion valve of a refrigeration system
EP2647928A2 (de) * 2007-11-30 2013-10-09 Mitsubishi Electric Corporation Kältekreislaufvorrichtung
EP3282209A1 (de) * 2016-07-26 2018-02-14 LG Electronics Inc. Vorrichtung für superkritischen kältekreislauf und verfahren zur steuerung einer kältekreislaufvorrichtung
WO2019020952A1 (fr) * 2017-07-28 2019-01-31 Valeo Systemes Thermiques Procede de gestion d'un circuit de climatisation de vehicule automobile

Patent Citations (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US20040068999A1 (en) * 2002-10-08 2004-04-15 Danfoss A/S Controller and a method for controlling an expansion valve of a refrigeration system
EP2647928A2 (de) * 2007-11-30 2013-10-09 Mitsubishi Electric Corporation Kältekreislaufvorrichtung
EP3282209A1 (de) * 2016-07-26 2018-02-14 LG Electronics Inc. Vorrichtung für superkritischen kältekreislauf und verfahren zur steuerung einer kältekreislaufvorrichtung
WO2019020952A1 (fr) * 2017-07-28 2019-01-31 Valeo Systemes Thermiques Procede de gestion d'un circuit de climatisation de vehicule automobile

Cited By (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
IT202100018296A1 (it) * 2021-07-12 2023-01-12 Irinox S P A Macchina frigorifera per prodotti alimentari
EP4119868A1 (de) * 2021-07-12 2023-01-18 Irinox S.p.A. Lebensmittel-kältemaschine
EP4170266A1 (de) * 2021-10-20 2023-04-26 Lauda Dr. R. Wobser GmbH & Co. KG Kälteanlage und verfahren zum betreiben einer kälteanlage

Also Published As

Publication number Publication date
PL3816543T3 (pl) 2023-04-11
EP3816543B1 (de) 2022-11-30
AT522875B1 (de) 2021-03-15
AT522875A4 (de) 2021-03-15

Similar Documents

Publication Publication Date Title
EP3697635B1 (de) Verfahren zum betreiben eines kältemittelkreislaufs sowie fahrzeugkälteanlage
EP0344397B1 (de) Klimaprüfkammer
DE102006029973B4 (de) Ejektorkreislaufsystem
EP1467879B1 (de) Heiz-/kühlkreislauf für eine klimaanlage eines kraftfahrzeugs, klimaanlage und verfahren zur steuerung derselben
DE69526980T2 (de) Klimagerät mit nichtazeotropischem Kältemittel und Steuerungsinformation-Erfassungsgerät
DE102019218352A1 (de) Kältegerät mit variabel nutzbarem Fach
EP3816543B1 (de) Verfahren zur regelung eines expansionsventils
DE102016113123A1 (de) Verfahren zum Verhindern eines Schadens an einem Verdichter in einem Fahrzeug
DE60118588T2 (de) Fahrzeugklimaanlage unter verwendung eines überkritischen kreislaufes
DE10051582C2 (de) Fahrzeugklimaanlage
EP3730873A2 (de) Verfahren zum betrieben einer wäremepumpe mit einem dampfkompressionssystem
DE102005048967B4 (de) Verfahren zum Betreiben einer Kompressionskälteanlage
EP1965160B1 (de) Verfahren zum Steuern einer Kompressionskälteanlage und eine Kompressionskälteanlage
EP1775533A2 (de) Verfahren und Vorrichtung zum Betreiben einer Kompressionskälteanlage
DE102012208819B4 (de) Verfahren für die steuerung und regelung von kälteanlagen und wärmepumpen mit luftbeaufschlagtem verdampfer
EP3922926B1 (de) Verfahren zum regeln eines abtauvorgangs eines verdampfers einer kompressionskälteanlage und kompressionskälteanlage
EP3922925A1 (de) Verfahren zum betrieb einer kompressionskälteanlage und kompressionskälteanlage
DE10064318A1 (de) Verfahren zur Regelung eines Kühlgerätes
DE202006014246U1 (de) Kaltdampf-Kältemaschine
DE102020115270A1 (de) Verfahren und Vorrichtung zum Regeln eines Kältekreislaufs
EP3922930B1 (de) Verfahren zum betrieb einer kompressionskälteanlage und zugehörige kompressionskälteanlage
DE102016010254A1 (de) Wärmepumpenvorrichtung
EP3922932B1 (de) Verfahren zum betreiben einer kompressionskälteanlage und kompressionskälteanlage
EP3922924B1 (de) Verfahren zum betrieb einer kompressionskälteanlage und kompressionskälteanlage
EP3922931B1 (de) Kompressionskälteanlage und verfahren zum betrieb selbiger

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

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

Free format text: STATUS: THE APPLICATION HAS BEEN PUBLISHED

AK Designated contracting states

Kind code of ref document: A1

Designated state(s): AL AT BE BG CH CY CZ DE DK EE ES FI FR GB GR HR HU IE IS IT LI LT LU LV MC MK MT NL NO PL PT RO RS SE SI SK SM TR

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

Free format text: STATUS: REQUEST FOR EXAMINATION WAS MADE

17P Request for examination filed

Effective date: 20210902

RBV Designated contracting states (corrected)

Designated state(s): AL AT BE BG CH CY CZ DE DK EE ES FI FR GB GR HR HU IE IS IT LI LT LU LV MC MK MT NL NO PL PT RO RS SE SI SK SM TR

GRAP Despatch of communication of intention to grant a patent

Free format text: ORIGINAL CODE: EPIDOSNIGR1

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

Free format text: STATUS: GRANT OF PATENT IS INTENDED

INTG Intention to grant announced

Effective date: 20220601

GRAS Grant fee paid

Free format text: ORIGINAL CODE: EPIDOSNIGR3

GRAA (expected) grant

Free format text: ORIGINAL CODE: 0009210

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

Free format text: STATUS: THE PATENT HAS BEEN GRANTED

AK Designated contracting states

Kind code of ref document: B1

Designated state(s): AL AT BE BG CH CY CZ DE DK EE ES FI FR GB GR HR HU IE IS IT LI LT LU LV MC MK MT NL NO PL PT RO RS SE SI SK SM TR

REG Reference to a national code

Ref country code: CH

Ref legal event code: EP

Ref country code: GB

Ref legal event code: FG4D

Free format text: NOT ENGLISH

REG Reference to a national code

Ref country code: AT

Ref legal event code: REF

Ref document number: 1534953

Country of ref document: AT

Kind code of ref document: T

Effective date: 20221215

REG Reference to a national code

Ref country code: IE

Ref legal event code: FG4D

Free format text: LANGUAGE OF EP DOCUMENT: GERMAN

REG Reference to a national code

Ref country code: DE

Ref legal event code: R096

Ref document number: 502020002098

Country of ref document: DE

REG Reference to a national code

Ref country code: SE

Ref legal event code: TRGR

REG Reference to a national code

Ref country code: LT

Ref legal event code: MG9D

REG Reference to a national code

Ref country code: NL

Ref legal event code: MP

Effective date: 20221130

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

Ref country code: PT

Free format text: LAPSE BECAUSE OF FAILURE TO SUBMIT A TRANSLATION OF THE DESCRIPTION OR TO PAY THE FEE WITHIN THE PRESCRIBED TIME-LIMIT

Effective date: 20230331

Ref country code: NO

Free format text: LAPSE BECAUSE OF FAILURE TO SUBMIT A TRANSLATION OF THE DESCRIPTION OR TO PAY THE FEE WITHIN THE PRESCRIBED TIME-LIMIT

Effective date: 20230228

Ref country code: LT

Free format text: LAPSE BECAUSE OF FAILURE TO SUBMIT A TRANSLATION OF THE DESCRIPTION OR TO PAY THE FEE WITHIN THE PRESCRIBED TIME-LIMIT

Effective date: 20221130

Ref country code: FI

Free format text: LAPSE BECAUSE OF FAILURE TO SUBMIT A TRANSLATION OF THE DESCRIPTION OR TO PAY THE FEE WITHIN THE PRESCRIBED TIME-LIMIT

Effective date: 20221130

Ref country code: ES

Free format text: LAPSE BECAUSE OF FAILURE TO SUBMIT A TRANSLATION OF THE DESCRIPTION OR TO PAY THE FEE WITHIN THE PRESCRIBED TIME-LIMIT

Effective date: 20221130

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

Ref country code: RS

Free format text: LAPSE BECAUSE OF FAILURE TO SUBMIT A TRANSLATION OF THE DESCRIPTION OR TO PAY THE FEE WITHIN THE PRESCRIBED TIME-LIMIT

Effective date: 20221130

Ref country code: LV

Free format text: LAPSE BECAUSE OF FAILURE TO SUBMIT A TRANSLATION OF THE DESCRIPTION OR TO PAY THE FEE WITHIN THE PRESCRIBED TIME-LIMIT

Effective date: 20221130

Ref country code: IS

Free format text: LAPSE BECAUSE OF FAILURE TO SUBMIT A TRANSLATION OF THE DESCRIPTION OR TO PAY THE FEE WITHIN THE PRESCRIBED TIME-LIMIT

Effective date: 20230330

Ref country code: HR

Free format text: LAPSE BECAUSE OF FAILURE TO SUBMIT A TRANSLATION OF THE DESCRIPTION OR TO PAY THE FEE WITHIN THE PRESCRIBED TIME-LIMIT

Effective date: 20221130

Ref country code: GR

Free format text: LAPSE BECAUSE OF FAILURE TO SUBMIT A TRANSLATION OF THE DESCRIPTION OR TO PAY THE FEE WITHIN THE PRESCRIBED TIME-LIMIT

Effective date: 20230301

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

Ref country code: NL

Free format text: LAPSE BECAUSE OF FAILURE TO SUBMIT A TRANSLATION OF THE DESCRIPTION OR TO PAY THE FEE WITHIN THE PRESCRIBED TIME-LIMIT

Effective date: 20221130

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

Ref country code: SM

Free format text: LAPSE BECAUSE OF FAILURE TO SUBMIT A TRANSLATION OF THE DESCRIPTION OR TO PAY THE FEE WITHIN THE PRESCRIBED TIME-LIMIT

Effective date: 20221130

Ref country code: RO

Free format text: LAPSE BECAUSE OF FAILURE TO SUBMIT A TRANSLATION OF THE DESCRIPTION OR TO PAY THE FEE WITHIN THE PRESCRIBED TIME-LIMIT

Effective date: 20221130

Ref country code: EE

Free format text: LAPSE BECAUSE OF FAILURE TO SUBMIT A TRANSLATION OF THE DESCRIPTION OR TO PAY THE FEE WITHIN THE PRESCRIBED TIME-LIMIT

Effective date: 20221130

Ref country code: DK

Free format text: LAPSE BECAUSE OF FAILURE TO SUBMIT A TRANSLATION OF THE DESCRIPTION OR TO PAY THE FEE WITHIN THE PRESCRIBED TIME-LIMIT

Effective date: 20221130

Ref country code: CZ

Free format text: LAPSE BECAUSE OF FAILURE TO SUBMIT A TRANSLATION OF THE DESCRIPTION OR TO PAY THE FEE WITHIN THE PRESCRIBED TIME-LIMIT

Effective date: 20221130

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

Ref country code: SK

Free format text: LAPSE BECAUSE OF FAILURE TO SUBMIT A TRANSLATION OF THE DESCRIPTION OR TO PAY THE FEE WITHIN THE PRESCRIBED TIME-LIMIT

Effective date: 20221130

Ref country code: AL

Free format text: LAPSE BECAUSE OF FAILURE TO SUBMIT A TRANSLATION OF THE DESCRIPTION OR TO PAY THE FEE WITHIN THE PRESCRIBED TIME-LIMIT

Effective date: 20221130

REG Reference to a national code

Ref country code: DE

Ref legal event code: R097

Ref document number: 502020002098

Country of ref document: DE

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

Effective date: 20230831

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

Ref country code: SI

Free format text: LAPSE BECAUSE OF FAILURE TO SUBMIT A TRANSLATION OF THE DESCRIPTION OR TO PAY THE FEE WITHIN THE PRESCRIBED TIME-LIMIT

Effective date: 20221130

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

Ref country code: SE

Payment date: 20230929

Year of fee payment: 4

Ref country code: PL

Payment date: 20230922

Year of fee payment: 4

Ref country code: FR

Payment date: 20230927

Year of fee payment: 4

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

Ref country code: IT

Payment date: 20231031

Year of fee payment: 4

Ref country code: DE

Payment date: 20231031

Year of fee payment: 4

Ref country code: CH

Payment date: 20231102

Year of fee payment: 4

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

Ref country code: MC

Free format text: LAPSE BECAUSE OF FAILURE TO SUBMIT A TRANSLATION OF THE DESCRIPTION OR TO PAY THE FEE WITHIN THE PRESCRIBED TIME-LIMIT

Effective date: 20221130

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

Ref country code: LU

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

Effective date: 20231007

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

Ref country code: LU

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

Effective date: 20231007

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

Ref country code: IE

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

Effective date: 20231007

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

Ref country code: BE

Payment date: 20240925

Year of fee payment: 5