EP3922931B1 - Kompressionskälteanlage und verfahren zum betrieb selbiger - Google Patents

Kompressionskälteanlage und verfahren zum betrieb selbiger Download PDF

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EP3922931B1
EP3922931B1 EP21177574.7A EP21177574A EP3922931B1 EP 3922931 B1 EP3922931 B1 EP 3922931B1 EP 21177574 A EP21177574 A EP 21177574A EP 3922931 B1 EP3922931 B1 EP 3922931B1
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compressor
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superheat
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Stiebel Eltron GmbH and Co KG
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    • F25B2700/2117—Temperatures of an evaporator
    • F25B2700/21175—Temperatures of an evaporator of the refrigerant at the outlet of the evaporator

Definitions

  • the invention relates to a method for operating a compression refrigeration system and an associated compression refrigeration system with a refrigerant, an evaporator, a compressor, a condenser, an internal heat exchanger, a throttle device and a control unit.
  • Such compression refrigeration systems for example in the form of heat pumps, with a vapor compression system in which a gaseous refrigerant is compressed from a low pressure to a high pressure by a compressor controlled by means of the control unit, which for example has a regulator, are known.
  • the refrigerant is driven through the condenser, where it gives off heat to a heating medium located in a heat sink system.
  • Internal heat is transferred in an internal heat exchanger, for example in the form of a recuperator, between the refrigerant flowing under high pressure from the condenser to the expansion valve and the refrigerant flowing under low pressure from the evaporator to the compressor.
  • the refrigerant is then guided in a high-pressure flow direction to an expansion valve controlled by the regulator, in which the refrigerant is expanded from high pressure to low pressure depending on a control value.
  • the refrigerant at low pressure evaporates in the evaporator by absorbing source heat.
  • EP 1 014 013 A1 discloses a vapor compression type refrigeration cycle, wherein in a vapor compression type refrigeration cycle using carbon dioxide as a refrigerant, a superheat control valve is connected between an evaporator and an internal heat exchanger, the superheat control valve serving to adjust the flow rate of a liquid phase portion of the refrigerant supplied to the evaporator in accordance with a control signal to maintain a degree of superheat of a gas phase portion of the refrigerant supplied to a compressor.
  • Thermistors detect temperatures of the gas phase portion and an evaporated portion of the refrigerant, flowing out of the evaporator to generate first and second temperature signals, respectively.
  • a temperature/pressure sensor detects a condition of a radiated portion of the refrigerant flowing out of a radiator to generate a refrigerant condition value.
  • a selector selects as a selected signal one of the first and second temperature signals in accordance with the refrigerant condition value to supply the selected signal as the control signal to the superheat control valve.
  • document EP 1 026 459 A1 discloses a vapor compression type refrigeration system including a first refrigerant temperature detector attached to a pipe for detecting the temperature of the refrigerant on the outlet side of an evaporator.
  • a second refrigerant temperature detector is attached to a pipe for detecting the temperature of the refrigerant on the inlet side of a compressor.
  • a switching controller is connected to the first and second refrigerant temperature detectors and a superheat control valve, and changes/selects one of the refrigerant temperature detection value signals from the first and second refrigerant temperature detectors according to predetermined conditions.
  • a superheat control valve adjusts the flow rate of the refrigerant flowing into the evaporator so that the refrigerant superheat on the inlet side of the compressor reaches a predetermined value.
  • the refrigeration circuit comprises a refrigerant circuit including a compressor, a condenser, an electronically controlled expansion valve and an evaporator, an internal heat exchanger, a pressure sensor that detects the pressure of a refrigerant between the condenser and the internal heat exchanger, a first temperature sensor that detects the temperature of the evaporator or a second temperature sensor that has a measuring point between the evaporator and the internal heat exchanger, and a valve opening controller, wherein the valve opening controller uses as the superheat degree the value of a calculated superheat degree that is calculated based on parameters such as the detection value of the pressure sensor and the detection value of the first temperature sensor or the second temperature sensor.
  • recuperator in a refrigeration machine, especially in a heat pump, to increase the heating output in a structurally simple manner at low outside temperatures.
  • the recuperator is dimensioned in such a way that at low evaporation temperatures it can at least 15% of the heat pump's heating capacity is transferred from the liquid refrigerant to the gaseous refrigerant.
  • An injection valve injects liquid refrigerant into the compressor so that the final compression temperature remains below 120 °C.
  • a heat pump system with a refrigerant circuit is made of EN 10 2005 061 480 B3 It is equipped with a compressor, a first heat exchanger, a throttle element, an evaporator and a 4-2-way valve unit for switching between a first (heating) and a second operating mode (cooling).
  • a flow direction of the refrigerant in the refrigerant circuit can be switched in such a way that the first heat exchanger serves to liquefy the refrigerant in the first operating mode and to evaporate the refrigerant in the second operating mode, and the second heat exchanger serves to evaporate the refrigerant in the first operating mode and to liquefy the refrigerant in the second operating mode, wherein the first heat exchanger in the refrigerant circuit is connected in such a way that it works as a counterflow heat exchanger in the two operating modes heating and cooling.
  • the control of the compression refrigeration system must meet various requirements, for example, the coefficient of performance must be as high as possible in order to allow the most energy-efficient operation possible. However, it is also crucial that the operating limits of the components are adhered to.
  • the compressor is particularly important, as it compresses the gaseous refrigerant from low pressure (LP) to high pressure (HD). It is known that compressors that allow operation at different speeds can be used to optimize performance. In addition to other operating limits, the manufacturers of such variable-speed compressors stipulate, for example, that both upper and lower limits for the low pressure (LP) and high pressure (HD) must be observed depending on the speed. If the limits are exceeded on either the low pressure side or the high pressure side, the compressor must be switched off in the worst case scenario.
  • LP low pressure
  • HD high pressure
  • the dew point temperature of the refrigerant is pressure-dependent and can be tabulated or calculated in the form of characteristic curves, called wet vapor characteristic curves.
  • a low pressure in the evaporator can be regulated, for example by setting the opening degree of a throttle device.
  • a control value is influenced in a commissioning phase of the vapor compression system depending on a control deviation of an evaporator outlet superheat, which is used to control the expansion valve.
  • the control value is further determined after the commissioning phase, during a run-in operating state of the vapor compression system, depending on a compressor inlet superheat and the expansion valve is controlled after the commissioning phase depending on the determined evaporator outlet superheat and the compressor inlet superheat.
  • a controlled variable for the evaporator outlet superheat is calculated.
  • a control deviation for the evaporator outlet superheat is calculated using a target value for the evaporator outlet superheat.
  • a controlled variable for the compressor inlet superheat is calculated.
  • a control deviation for the compressor inlet superheat is calculated using a target value for the compressor inlet superheat.
  • the control value R is calculated from a weighted influence of the control deviation for the evaporator outlet superheat and a weighted influence of the control deviation for the compressor inlet superheat.
  • the expansion valve is controlled using the control value.
  • the compressor inlet superheat as well as the evaporator outlet superheat can be included proportionally to control the superheating of the refrigerant.
  • This method enables a faster control reaction to operating point changes in the refrigeration circuit because the reaction of the evaporator outlet superheat to disturbances such as operating mode/operating point changes is up to 10 times faster than the reaction of the compressor inlet superheat, depending on the refrigeration circuit operating point.
  • control deviation of the evaporator outlet superheat is usually included in the control to a greater extent than the control deviation of the compressor inlet superheat in order to optimize the overall response time of the control.
  • one goal is to regulate the superheat at the evaporator outlet as low as possible and to shift the superheat of the refrigerant as completely as possible into the internal heat exchanger.
  • the setpoint for evaporator outlet superheat will always be set approximately close to 0 Kelvin relative to the dew line of the refrigerant.
  • a method for adaptive compensation of the tolerances that are individual for each heat pump but are usually systematic. This means that the tolerances are caused by, for example, component tolerances that are individual for each heat pump but generally do not change on a daily basis.
  • a solution is proposed to design the setpoint values for evaporator outlet superheat and setpoint for evaporator outlet superheat such that in the steady state of the superheat control both the control deviation for the evaporator outlet superheat and the control deviation for the compressor inlet superheat are equally zero.
  • the method for controlling the compression refrigeration system includes the following steps: determining a target value of the evaporator outlet superheat and a target value of the compressor inlet superheat, calculating a correction value based on a control deviation of the compressor inlet superheat from the target value of the compressor inlet superheat, correcting the target value of the evaporator outlet superheat with the calculated correction value, calculating a control value after a commissioning phase of the compression refrigeration system depending on the target value of the evaporator outlet superheat and the target value of the compressor inlet superheat, and controlling the expansion valve on the basis of the control value.
  • the method according to the invention can react to tolerances of the wet steam characteristic curve and control the compression refrigeration system more precisely.
  • Tolerances in the wet steam characteristic curve regularly arise, for example, due to a separation of refrigerant components when filling the compression refrigeration system in a case where a refrigerant composed of several refrigerants is used.
  • a refrigerant known as R454C which is usually a mixture of 21.5% R32 and 78.5% R1235yf, can be used.
  • compression refrigeration systems are filled with the refrigerant, for example from a provided refrigerant container
  • the gravity alone causes a separation during the filling process, which leads to a deviation in the composition of the refrigerant mixture in the compression refrigeration system from the composition in the refrigerant storage container.
  • different mixing ratios of the refrigerant components arise between the compression refrigeration systems.
  • the correction value is calculated proportional to a time integral of the control deviation of the compressor inlet superheat to the target value of the compressor inlet superheat.
  • the correction value is corrected in discrete time steps by a proportional part of the control deviation of the compressor inlet superheat.
  • the correction value is limited to a permissible range of values.
  • the target value of the evaporator outlet superheat is corrected by adding the calculated correction value.
  • the refrigerant has a temperature glide, wherein the refrigerant in particular comprises or consists of R454C, and wherein the compression refrigeration system in particular contains an internal heat exchanger for transferring thermal energy of the refrigerant before entering the throttle element to the refrigerant before entering the compressor.
  • the refrigerant in particular comprises or consists of R454C
  • the compression refrigeration system in particular contains an internal heat exchanger for transferring thermal energy of the refrigerant before entering the throttle element to the refrigerant before entering the compressor.
  • the object is further achieved according to the invention by a compression refrigeration system and a heat pump with a compression refrigeration system according to the invention.
  • the compression refrigeration system according to the invention is suitable regardless of the type of heat pump, for example air/water, brine/water heat pumps, and regardless of the location of installation.
  • a data connection 510 which can be made by cable, radio or other technologies: compressor 210, heating medium pump 410, brine pump 330, expansion valve 230, compressor inlet temperature sensor 501, low pressure sensor 502, high pressure sensor 503, hot gas temperature sensor 504, recuperator inlet temperature sensor 505, recuperator outlet temperature sensor 506 and/or evaporator outlet temperature sensor 508.
  • a Fig.1 Evaporator inlet temperature sensor (not shown) determines the temperature at the evaporator inlet 241.
  • the heat pump 100 is shown as a brine heat pump.
  • a fan/ventilator is arranged as a heat source instead of the brine circuit with brine pump 330.
  • the compressor 210 serves to compress the superheated refrigerant from an inlet connection 211 to a compressor outlet pressure P Va at a compressor outlet temperature corresponding to the hot gas temperature at the compressor outlet 212.
  • the compressor 210 usually contains a drive unit with an electric motor, a compression unit and advantageously the electric motor can be operated at variable speed.
  • the compression unit can be designed as a rotary piston unit, scroll unit or otherwise.
  • the compressed superheated refrigerant is at the compressor outlet pressure P Va at a higher pressure level, in particular a high pressure HD, than at the inlet connection 211 with a compressor inlet pressure P Ve , in particular a low pressure ND, at a compressed inlet temperature T VE , which describes the state of the refrigerant temperature at the inlet connection 211 when entering a compression chamber.
  • the transfer of thermal energy Q H from the refrigerant of the vapor compression system 200 to a heating medium of the heat sink system 400 takes place.
  • the refrigerant is deheated in the condenser 220, with superheated refrigerant vapor transferring part of its thermal energy to the heating medium of the heat sink system 400 by reducing its temperature.
  • a further heat transfer Q H advantageously takes place in the condenser 220 through condensation of the refrigerant during the phase transition from the gas phase of the refrigerant to the liquid phase of the refrigerant.
  • further heat Q H is transferred from the refrigerant from the vapor compression system 200 to the heating medium of the heat sink system 400.
  • the high pressure HD of the refrigerant established in the condenser 220 during operation of the compressor 210 corresponds approximately to a condensation pressure of the refrigerant at a heating medium temperature Tws in the heat sink system.
  • the heating medium in particular water, is pumped by means of a heating medium pump 410 through the heat sink system 400 in a direction SW through the condenser 220, whereby the thermal energy Q H is transferred from the coolant to the heating medium.
  • the subsequent collector 260 stores coolant exiting from the condenser 220, which should not be fed into the circulating coolant depending on the operating point of the vapor compression circuit 200. If more coolant is fed in from the condenser 220 than is passed on through the expansion valve 230, the collector 260 fills up, otherwise it becomes emptier or emptied.
  • recuperator 250 which can also be referred to as an internal heat exchanger
  • internal heat energy Q i is transferred from the refrigerant under the high pressure HD, which flows from the condenser 220 to the expansion valve 230 in a high pressure flow direction S HD , to the refrigerant flowing under the low pressure ND, which flows from the evaporator to the compressor in a low pressure flow direction S ND flows.
  • the refrigerant flowing from the condenser to the expansion valve 230 is advantageously subcooled.
  • the refrigerant flows into the expansion valve through an expansion valve inlet 231.
  • the refrigerant pressure is throttled from the high pressure HD to the low pressure ND by the refrigerant advantageously passing through a nozzle arrangement or throttle with an advantageously variable opening cross-section, whereby the low pressure advantageously corresponds approximately to a suction pressure of the compressor 210.
  • any other desired pressure reduction device can also be used. Pressure reduction pipes, turbines or other expansion devices are advantageous.
  • the degree of opening of the expansion valve 230 is set by an electric motor, which is usually designed as a stepper motor, which is controlled by the control unit or regulator 500.
  • the low pressure ND at the expansion valve outlet 232 of the refrigerant from the expansion valve 230 is controlled so that the resulting low pressure ND of the refrigerant during operation of the compressor 210 corresponds approximately to the evaporation pressure of the refrigerant at the heat source medium temperature T WQ .
  • the evaporation temperature of the refrigerant will advantageously be a few Kelvin below the heat source medium temperature T WQ so that the temperature difference drives heat transfer.
  • a transfer of evaporation heat energy Qv takes place from the heat source fluid of the heat source system 300, which can be a brine system, a geothermal system for using heat energy Q Q from the ground, an air system for using energy Q Q from the ambient air or another heat source that releases the source energy Q Q to the vapor compression system 200.
  • the heat source fluid of the heat source system 300 can be a brine system, a geothermal system for using heat energy Q Q from the ground, an air system for using energy Q Q from the ambient air or another heat source that releases the source energy Q Q to the vapor compression system 200.
  • the coolant flowing into the evaporator 240 reduces its wet vapor content as it flows through the evaporator 240 by absorbing heat Q Q and leaves the evaporator 240 advantageously with a low wet vapor content or advantageously also as a superheated gaseous coolant.
  • the heat source medium is conveyed through the heat source medium path of the evaporator 240 by means of a brine pump 330 in the case of brine-water heat pumps or an outside air fan in the case of air-water heat pumps, whereby the heat energy Q Q is extracted from the heat source medium as it flows through the evaporator.
  • thermal energy Q i is transferred between the refrigerant flowing from the condenser 220 to the expansion valve 230 to the refrigerant flowing from the evaporator 240 to the compressor 210, wherein the refrigerant flowing from the evaporator 240 to the compressor 210 in particular continues to superheat.
  • This superheated refrigerant which exits the recuperator 250 with a superheat temperature T Ke , is led to the refrigerant inlet connection 211 of the compressor 210.
  • the recuperator 250 is used in the vapor compression circuit 200 to increase the overall efficiency as a quotient of the delivered heating power Q H and the absorbed electrical power P e to drive the compressor motor.
  • the internal energy state of the refrigerant upon entering the evaporator 240 is reduced by this heat removal Q i , so that the refrigerant can absorb more heat energy Q Q from the heat source 300 at the same evaporation temperature level.
  • the heat energy Q i extracted in the high-pressure path is then fed back to the refrigerant after the evaporator outlet 242 from the evaporator 240 in the low-pressure path at low pressure ND and at a low-pressure temperature corresponding to an evaporator outlet temperature T Va in the recuperator 250.
  • the supply of energy advantageously causes a reduction in the wet steam portion to a state without a wet steam portion and then superheating occurs through further energy supply.
  • the following sensors are advantageously arranged to detect the operating state of the vapor compression system 200, with which a model-based feedforward control is implemented, in particular to safeguard and optimize the operating conditions of the vapor compression system 200, in particular in the event of operating state changes.
  • the process variable which has a significant influence on the overall efficiency of the vapor compression circuit 200 as a quotient between the heating power Q H transmitted by the vapor compression circuit 200 and an electrical power P e absorbed by the compressor 210 is the superheat of the refrigerant at the compressor inlet 211.
  • the superheat describes the temperature difference between the measured compressor inlet temperature T KE of the refrigerant and the evaporation temperature of the refrigerant at saturated vapor.
  • the compressor inlet superheat is controlled in such a way that no condensate is formed on components of the refrigeration circuit due to the water vapor content in the ambient air falling below the dew point, particularly in the section between the refrigerant outlet of the recuperator 252 and the compressor inlet 211.
  • the refrigeration circuit section between the evaporator outlet 242 and the recuperator inlet 251 is usually colder because this is typically only a short pipe section, better insulation is possible compared to the section between the refrigerant outlet of the recuperator 252 and the compressor inlet 211.
  • the refrigerant separator that needs to be protected is located at the location of the compressor inlet 211 on the compressor.
  • the superheat is 15K.
  • room temperature sensors and room humidity sensors are advantageous, as they enable the condensation conditions of the air to be determined precisely. For example, at 21°C and 60% relative humidity, the condensation temperature is in the range of 13°C. Under these conditions, as long as the pipe temperature is above 13°C plus a buffer if necessary, e.g. 1K, no condensation takes place.
  • the numerical example which is of course not restrictive, is used to achieve a superheat of 15K at a compressor inlet temperature of 5°C. This temperature is below the 13°C that is determined for the current ambient conditions as the condensation temperature of the water vapor in the ambient air. Condensation therefore takes place. If the compressor inlet temperature is to be at least 14°C, i.e. condensation temperature plus buffer, the superheat must be increased by 9K, i.e. a superheat of 24K must be maintained.
  • Limit values in particular for superheating, determine the permissible superheating range of the components at the compressor inlet 211 depending on the operating point. Furthermore, there are also dependencies between the compressor inlet superheat dT ÜE and the overall efficiency of the vapor compression circuit 200 or between the compressor inlet superheat dTü ⁇ and a stability S of a control value R advantageous when regulating the compressor inlet superheat.
  • the heat source medium temperature, the heating medium temperature, the compressor output P e and target values Z or the target value Z for calculating the compressor inlet superheat dTü ⁇ are advantageously used.
  • the target value Z can be calculated as a default value for the compressor inlet superheat from the refrigeration circuit measured variables that depend on the operating point, such as the heat source medium temperature, the heating medium temperature, the compressor output P e and parameterizable coefficients that are adapted to the behavior of the respective refrigeration circuit components.
  • dTü ⁇ the target value for the compressor inlet superheat dTü ⁇ is constant, e.g. 10 Kelvin, regardless of all operating conditions. In a more complex adaptation, it is varied as a function of an operating point variable, e.g. the compressor power P e , or in an even more complex adaptation, it varies as a function of several operating point variables.
  • the total control deviation is advantageously calculated from the weighted influence of the control deviation of the compressor inlet superheat dTü ⁇ and the weighted influence of the control deviation of the evaporator outlet superheat dT ÜA in the controller 500, which is fed into the control of the vapor compression circuit 200.
  • the refrigerant after being released through the expansion valve 230, passes through two sequentially arranged heat exchangers, the evaporator 240 and the recuperator 250, in which thermal energy Q Q and Q i is supplied to the refrigerant.
  • source heat energy Q Q from the heat source system 300 is supplied to the refrigerant.
  • the temperature level of the supplied source heat Q Q is at a temperature level of the heat source, in particular the ground or the outside air.
  • thermal energy Q i is extracted from the refrigerant after it leaves the condenser 220.
  • the temperature level of the refrigerant at the outlet of the condenser is approximately equal to the return temperature of the heating medium.
  • the control value R is advantageously the weighted combination of the control deviation of the compressor inlet superheat dTü ⁇ with the control deviation of the evaporator outlet superheat.
  • Actuator operating state variables with an influence on the control value R, in particular the compressor inlet superheat dTü ⁇ , are the compressor speed and/or the degree of opening of the expansion valve 230 in the relevant vapor compression circuit 200, which also advantageously determines the low pressure ND and the evaporation temperature level.
  • Actuators have a particularly advantageous influence on the control value R, in particular on the weighted link between the control deviation of the compressor inlet superheat and the control deviation of the evaporator outlet superheat.
  • the compressor 210 by varying the compressor speed, and the expansion valve 230, by influencing the degree of opening, are such actuators. These two actuators influence the low pressure ND and the evaporation temperature level.
  • a change in the compressor speed to regulate the desired heating output without further compensatory changes in the degree of opening of the expansion valve changes the control value R into undesirable ranges, so that a model-based supported change in the degree of opening of the expansion valve to regulate R, which accompanies the change in compressor speed, is advantageous, and may even be necessary.
  • the compressor speed in the vapor compression circuit 200 is set such that the heating power QH transferred from the vapor compression circuit 200 to the heating medium corresponds to the requested target value Z.
  • influencing the compressor speed to control the compressor inlet superheat dT ÜE is advantageously subordinate or not appropriate.
  • the degree of opening of the expansion valve 230 is advantageously used as a control value for controlling the compressor inlet superheat dTü ⁇ .
  • the influence of the degree of opening of the expansion valve 230 on the compressor inlet superheat dT ÜE is as follows:
  • the expansion valve 230 acts as a nozzle with an electric motor-adjustable nozzle cross-section, in which a needle-shaped nozzle needle is usually threaded into a nozzle seat by means of a stepper motor.
  • the refrigerant flow rate through the expansion valve is approximately proportional to the square root of the pressure difference between the expansion valve inlet 231 and outlet 232 multiplied by a current relative value of the nozzle cross-section or degree of opening and, advantageously, a constant dependent on the refrigerant and a geometry of the expansion valve 230.
  • the degree of opening of the expansion valve 230 significantly influences only the low pressure ND, i.e. the outlet pressure from the expansion valve 230.
  • the low pressure ND on the low pressure side of the vapor compression circuit 200 then drops.
  • the mass flow of refrigerant through the compressor 210 drops approximately proportionally, since its delivery capacity can be approximately described as volume / time, due in particular to the piston strokes, and a correspondingly reduced low pressure value ND is established, at which the refrigerant mass flow supplied through the expansion valve 230 is equal to the refrigerant mass flow discharged by the compressor 210.
  • the degree of opening of the expansion valve 230 is increased, more refrigerant passes through the expansion valve 230 at constant high pressure HD and initially constant low pressure ND. Since the compressor 210 continues to initially deliver the same refrigerant mass flow, more refrigerant is supplied to the low pressure side ND of the refrigeration circuit through the expansion valve 230 than is sucked off by the compressor 210. Since the refrigerant vapor is a compressible medium, the low pressure ND on the low pressure side of the vapor compression circuit 200 increases.
  • the mass flow rate of the compressor 210 increases approximately proportionally, since its delivery rate can be approximately described as volume / time, and a correspondingly increased low pressure ND is set in, at which the refrigerant mass flow supplied through the expansion valve 230 is equal to the refrigerant mass flow discharged by the compressor 210.
  • the low pressure ND in turn significantly influences the heat transfer between the heat source medium and the refrigerant in the evaporator 240.
  • the heat flow Q Q from the heat source system 300 is transferred between the heat source medium and the refrigerant at different temperatures, whereby the heat flow Q Q is dependent on the temperature difference between the heat source medium and the refrigerant and the heat transfer resistance of a heat transfer layer of the evaporator 240.
  • the heat transfer resistance between the heat source medium path of the evaporator and the refrigerant path of the evaporator is assumed to be approximately constant in a respective vapor compression circuit 200. Therefore, the magnitude of the heat transfer performance in the evaporator 240 is largely dependent on the integral of the temperature differences of all surface elements of the heat transfer layer.
  • the temperature of the heat source medium in as many surface elements of the transfer layer of the heat exchanger, here the evaporator 240, as possible is greater than the temperature of the coolant at the respective surface element.
  • a refrigerant temperature is established which is a function of the low pressure ND of the refrigerant due to the saturation vapor characteristic curve as a material property of the refrigerant.
  • an evaporation pressure can indirectly control the evaporation temperature of the refrigerant as it flows through the recuperator 250.
  • the thermal energy Q Q which is transferred from the heat source system to the refrigerant flowing through the evaporator 240, influences the state of aggregation of the refrigerant.
  • recuperator 250 For complete evaporation, additional energy is supplied in the recuperator 250 to superheat the refrigerant beyond the state of saturated vapor.
  • a corresponding refrigerant state is set at the outlet from the evaporator 240 under given operating conditions of the vapor compression circuit 200 as a function of the manipulated variable “opening degree of expansion valve 230”.
  • control system behavior of the "isolated" control system "evaporator 240" has a moderate slope.
  • the control system behavior is particularly characterized by the control system output value of the evaporator outlet superheat as a function of the control system input value of the expansion valve opening degree.
  • a refrigerant in particular a refrigerant mixture
  • a refrigerant mixture which has a "temperature glide", in particular R454C is advantageously used.
  • a superheat change of less than 1 K is usually set at the outlet of the refrigerant from the evaporator.
  • a delay in the corresponding change in the state of the refrigerant when exiting the evaporator outlet 242 occurs, and a total time constant Z total is advantageously in the range of 30 seconds to about 5 minutes, depending on the operating point.
  • the refrigerant After flowing through the evaporator 240, the refrigerant enters the low pressure path of the recuperator 250 at low pressure ND.
  • the state of aggregation of the refrigerant when flowing into the recuperator 250 is, in a normal operating case, therefore advantageously either saturated vapor with a low vapor content between 0 and 20% or, particularly advantageously, already superheated refrigerant.
  • a refrigerant temperature is established which is a function of the refrigerant pressure due to the saturation steam characteristic of the refrigerant.
  • the refrigerant temperature will assume a maximum value which corresponds to the inlet temperature of the heat source medium.
  • the value preferably corresponds to the inlet temperature of the refrigerant in the high-pressure path of the recuperator 250, i.e. the temperature of the refrigerant after exiting the condenser 220.
  • the corresponding temperatures of the heating system 400 of the vapor compression system 200 are higher than the corresponding temperatures of the heat source such as the ground or the outside air.
  • the thermal energy Q i which is transferred from the refrigerant at high pressure HD of the high-pressure side refrigerant path to the refrigerant at low pressure in the low-pressure side refrigerant path of the recuperator 250, has an effect on the state of aggregation of the refrigerant on the low-pressure side.
  • the wet vapor portion of the refrigerant flowing through the recuperator 250 on the low-pressure side at low pressure ND decreases when heat is transferred to the refrigerant and after complete evaporation, the refrigerant is advantageously overheated.
  • a significantly higher heat transfer is set in the evaporator 240 than in the recuperator 250, since a significantly greater amount of energy is to be extracted from the environment by means of the evaporator 240 than is transferred within the refrigeration circuit in the recuperator 250 alone.
  • the driving temperature difference in the recuperator is, for example, between 20 K and 60 K, while in the evaporator it is only between 3 K and 10 K.
  • the exchange surface of the evaporator is designed to be approximately 5 to 20 times larger than that of the recuperator 250.
  • the low-pressure side refrigerant path of the recuperator 250 is fed from the evaporator outlet 242 of the evaporator 240.
  • the internal energy state of the refrigerant is already delayed by at least two time constants Z, Z 11 , Z 12 , Z 13 , Z 14 , Z 15 , Z total after changing the manipulated variable "expansion valve opening degree".
  • the time behavior of the recuperator 250 can advantageously be taken into account as the total recuperator time constant Z total depending on the respective operating point of the vapor compression circuit in the range between approximately 1 minute and 30 minutes.
  • a weighted combination of compressor inlet superheat dTü ⁇ and evaporator outlet superheat dT ÜA is advantageously carried out by calculating the total control deviation, which is fed into the controller 500 for controlling the vapor compression circuit 200, in particular by means of a weighted combination of the control deviation of the compressor superheat and the control deviation of the evaporator outlet superheat dT ÜA .
  • Step 1 First, the process variables compressor inlet superheat dT ÜE are advantageously measured as the main control variable and the evaporator outlet superheat dT ÜA are advantageously measured as the auxiliary variable in a first process step.
  • the refrigerant temperature is recorded by means of temperature sensors 501, 508 at the respective superheat measuring point, in particular at the evaporator outlet 242 and/or at the compressor inlet 211.
  • the temperature difference of the refrigerant at the respective measuring point and the evaporation temperature is then calculated and this temperature difference value then corresponds to the respective superheat of the refrigerant at the measuring point.
  • the starting values for the calculation in step 1 are then the compressor inlet superheat dTü ⁇ and the evaporator outlet superheat dT ÜA .
  • Step 2 The process variables compressor inlet superheat dTü ⁇ and evaporator outlet superheat dT ÜA are advantageously offset in a second step to form assigned control deviations with respective assigned setpoints:
  • the setpoint for the compressor inlet superheat dTü ⁇ is advantageously varied in the range between approx. 5 K and 20 K to ensure the permissible compressor operating range and the highest possible efficiency of the refrigeration circuit.
  • the setpoint for the evaporator outlet superheat dT ÜA at the evaporator outlet 242 is then varied depending on the refrigeration circuit operating mode and the refrigeration circuit operating point so that the evaporator superheat in the steady state control case approximately corresponds to the resulting process value of the evaporator outlet superheat dT ÜA .
  • This setpoint for the evaporator outlet superheat dT ÜA can be precalculated on a model-based basis depending on an operating mode or an operating point, depending on the evaporation temperature, the condensation temperature, the compressor output, a setpoint for the compressor inlet superheat dTü ⁇ at the evaporator outlet 242 and/or component properties and can be adaptively corrected.
  • the control deviation of the compressor inlet superheat dT ÜE is then calculated by subtracting the setpoint value of the compressor inlet superheat dTü ⁇ from the process value of the compressor inlet superheat dT ÜE .
  • the control deviation of the evaporator outlet superheat dT ÜA is then calculated by subtracting the setpoint value of the evaporator outlet superheat dT ÜA from the process value of the evaporator outlet superheat dT ÜA .
  • Step 3 In a third process step, the control deviation of the compressor inlet superheat dT ÜE and the control deviation of the evaporator outlet superheat dT ÜA are advantageously combined to form a total control deviation superheat.
  • the combination is carried out in particular by means of a weighted addition of the individual control deviations.
  • the weighting influence is a measure of the proportional combination of the individual control deviations and can, in extreme cases, result in the exclusive inclusion of only one individual control deviation, but usually the weighted inclusion of both individual control deviations.
  • Step 4 In a fourth method step, the calculated total control deviation of the superheat is then processed in the controller 500, which controls the corresponding actuators of the refrigeration circuit, in particular the expansion valve 230 with the adjustable opening degree and/or the compressor 210 with adjustable compressor speed, such that in the regulated case a control deviation of the superheat is set equal to approximately 0 Kelvin.
  • a P, I, PI, PID controller can be used, whereby the control components are advantageously dynamically adapted to the respective operating mode and the operating point.
  • the recuperator 250 between the refrigerant path for subcooled refrigerant after exiting the heat sink-side heat exchanger, here the condenser 220, and the refrigerant path after exiting the heat source-side heat exchanger, here the evaporator 210, and the compressor inlet 211, the compressor inlet superheat T ÜE as well as the evaporator outlet superheat T ÜA can be included proportionally to regulate the superheating of the refrigerant.
  • this is implemented by correcting the setpoint value for the evaporator outlet superheat.
  • the control deviation of the compressor inlet superheat i.e. the difference between the setpoint superheat of the compressor inlet and the actual superheat of the compressor inlet, is used as the input variable for the correction.
  • a compensation variable for the temperature difference adaptation is calculated by using a time function to make the value of the adaptation time constant take on the inverse value of the control deviation of the compressor inlet superheat.
  • the adaptation time constant together with the time function, determines the duration within which the temperature difference adaptation follows the control deviation.
  • Other forms of filtering rapid changes in the control deviation such as low-pass filters, are also conceivable.
  • Fig.3 shows schematically and as an example three wet steam characteristic curves 1010, 1020 and 1030 for different mixing ratios of refrigerant components, in this example of R32 and R1234yf.
  • the wet steam characteristic curve 1020 corresponds in this example to the wet steam characteristic curve of R454C.
  • the proportion of R32 is reduced compared to R454C, while it is increased for the wet steam characteristic curve 1030.
  • the three wet steam characteristic curves 1010, 1020 and 1030 are therefore typical mixture values obtained from filling a compression refrigeration system from a container with R454C.
  • the dew point temperature as a function of the pressure for lower proportions of R32 see wet steam characteristic curve 1010
  • the dew point temperature for higher proportions of R32 see wet steam characteristic curve 1020, 1030.
  • these tolerances of the wet steam characteristic curves can be compensated by correcting and including the correction value.
  • the temperature difference adaptation can be calculated in two consecutive steps.
  • an unlimited new value of the temperature difference adaptation evaporator output superheat setpoint (unlimited) is calculated using the value of the temperature difference correction evaporator output superheat setpoint calculated in the last loop run.
  • this value is limited to the parameterizable range limit and then processed further as a newly calculated process value.
  • the temperature difference adaptation evaporator output superheat setpoint is preferably adapted in such a way that it would assume the value of the control deviation of the superheat at the compressor inlet in a specified time, called the adaptation time constant evaporator output superheat setpoint.
  • the range of the temperature difference correction evaporator outlet superheat setpoint is limited to the range set with an adaptation range parameter by limiting the previously calculated value to the range +/- adaptation range parameter (in Kelvin).
  • Fig.4 shows schematically and exemplarily a curve 2010 of the control deviation of the compressor inlet superheat and a curve 2020 of the correction of the evaporator outlet superheat setpoint resulting from the control deviation over time in minutes on the horizontal axis.
  • a control deviation that has deviated in the opposite direction.
  • the value of the adaptation increases gradually to counteract the control deviation.
  • the slope of the adaptation 2020 in the time range 2050 is greater than the slope in the time range 2030, since the slope is preferably selected to be proportional to the value of the control deviation.
  • the correction remains constant in a time range 2070, since the control deviation in this time range is zero.

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Description

  • Die Erfindung betrifft ein Verfahren zum Betrieb einer Kompressionskälteanlage sowie eine zugehörige Kompressionskälteanlage mit einem Kältemittel, einem Verdampfer, einem Verdichter, einem Verflüssiger, einem internen Wärmeübertrager, einem Drosselorgan und einer Steuereinheit.
  • Derartige Kompressionskälteanlagen, beispielsweise in Form von Wärmepumpen, mit einem Dampfkompressionssystem in welchem ein gasförmiges Kältemittel von einem mittels der Steuereinheit, die beispielsweise einen Regler aufweist, gesteuerten Verdichter von einem Niederdruck auf einen Hochdruck verdichtet wird, sind bekannt.
  • Das Kältemittel wird durch den Verflüssiger getrieben, in dem es eine Heizwärme an ein in einem Wärmesenkensystem befindliches Heizmedium abgibt. Eine innere Wärme wird in einem inneren Wärmeübertrager, beispielsweise in Form eines Rekuperators, zwischen dem unter dem Hochdruck vom Verflüssiger zum Expansionsventil strömenden Kältemittel und dem vom Verdampfer zum Verdichter unter dem Niederdruck strömende Kältemittel übertragen.
  • Das Kältemittel wird weiter in einer Hochdruckströmungsrichtung zu einem vom Regler gesteuerten Expansionsventil geführt, in dem das Kältemittel vom Hochdruck auf den Niederdruck abhängig von einem Regelwert entspannt wird. Das auf dem Niederdruck befindliche Kältemittel verdampft in dem Verdampfer bei Aufnahme von Quellwärme.
  • In Dokument EP 1 014 013 A1 wird ein Kältekreislauf mit Dampfverdichtung offenbart, wobei in einem Kältekreislauf vom Dampfkompressionstyp, der Kohlendioxid als Kältemittel verwendet, ein Überhitzungssteuerventil zwischen einem Verdampfer und einem internen Wärmetauscher angeschlossen ist, wobei das Überhitzungssteuerventil zum Einstellen der Strömungsrate eines dem Verdampfer zugeführten Flüssigphasenteils des Kältemittels in Übereinstimmung mit einem Steuersignal dient, um einen Überhitzungsgrad eines einem Kompressor zugeführten Gasphasenteils des Kältemittels beizubehalten. Thermistoren erfassen Temperaturen des Gasphasenteils und eines verdampften Teils des Kältemittels, der aus dem Verdampfer ausströmt, um ein erstes bzw. ein zweites Temperatursignal zu erzeugen. Ein Temperatur-/Drucksensor erfasst einen Zustand eines abgestrahlten Teils des Kältemittels, der aus einem Kühler geströmt ist, um einen Kältemittelzustandswert zu erzeugen. Ein Wählerwählt als ein ausgewähltes Signal eines der ersten und zweiten Temperatursignale in Übereinstimmung mit dem Kühlmittelzustandswert aus, um das ausgewählte Signal als das Steuersignal an das Überhitzungssteuerventil zu liefern.
  • Dokument EP 1 026 459 A1 offenbart ein Kühlsystem vom Dampfkompressionstyp, das einen ersten Kältemitteltemperaturdetektor umfasst, der an einem Rohr angebracht ist, um die Temperatur des Kältemittels an der Seite eines Auslasses eines Verdampfers zu erfassen. Ein zweiter Kältemitteltemperaturdetektor ist an einem Rohr angebracht, um die Temperatur des Kältemittels an der Seite eines Einlasses eines Kompressors zu erfassen. Eine Umschaltsteuerung ist mit dem ersten und dem zweiten Kühlmitteltemperaturdetektor und einem Überhitzungssteuerventil verbunden und ändert/wählt eines der Kühlmitteltemperaturerfassungswertsignale von dem ersten und dem zweiten Kühlmitteltemperaturdetektor nach vorgegebenen Bedingungen aus. Ein Überhitzungssteuerventil stellt die Strömungsrate des in den Verdampfer strömenden Kältemittels so ein, dass die Kältemittelüberhitzung auf der Seite des Einlasses des Kompressors einen vorbestimmten Wert erreicht.
  • Aus DE 11 2016 005264 T5 ist bekannt, einen Kältekreislauf einer Klimaanlage für Fahrzeuge, der einen internen Wärmetauscher aufweist, vorzusehen, der es ermöglicht, ohne zusätzliche Komponenten eine Verschlechterung der Leistungszahl zu unterdrücken. Der Kältekreislauf umfasst einen Kältemittelkreislauf, der einen Verdichter, einen Verflüssiger, ein elektronisch gesteuertes Expansionsventil und einen Verdampfer einschließt, einen internen Wärmetauscher, einen Drucksensor, der den Druck eines Kältemittels zwischen dem Verflüssiger und dem internen Wärmetauscher erkennt, einen ersten Temperatursensor, der die Temperatur des Verdampfers erkennt, oder einen zweiten Temperatursensor, der einen Messpunkt zwischen dem Verdampfer und dem internen Wärmetauscher hat, und einen Ventilöffnungsregler, wobei der Ventilöffnungsregler als Überhitzungsgrad den Wert eines berechneten Überhitzungsgrads verwendet, der anhand von Parametern wie dem Erkennungswert des Drucksensors und dem Erkennungswert des ersten Temperatursensors oder des zweiten Temperatursensors berechnet wird.
  • Aus DE 101 59 892 A1 ist bei einer Kältemaschine bekannt, insbesondere bei einer Wärmepumpe, einen Rekuperator zu verwenden, womit bei niedrigen Außentemperaturen die Heizleistung auf baulich einfache Weise erhöht werden soll. Hierfür ist der Rekuperator derart dimensioniert, dass er bei niedrigen Verdampfungstemperaturen wenigstens etwa 15% der Heizleistung der Wärmepumpe vom flüssigen Kältemittel auf das gasförmige Kältemittel überträgt. Ein Einspritzventil spritzt flüssiges Kältemittel in den Verdichter, so dass die Verdichtungsendtemperatur unter 120 °C bleibt.
  • Eine Wärmepumpenanlage mit einem Kältemittelkreislauf ist aus DE 10 2005 061 480 B3 bekannt. Sie ist mit einem Verdichter, einem ersten Wärmeübertrager, einem Drosselorgan, einem Verdampfer und einer 4-2-Wegeventileinheit zum Umschalten zwischen einer ersten (Heizen) und einer zweiten Betriebsart (Kühlen) ausgestattet. Eine Strömungsrichtung des in dem Kältemittelkreislauf befindlichen Kältemittels kann derart umgeschaltet werden kann, dass der erste Wärmeübertrager in der ersten Betriebsart zum Verflüssigen des Kältemittels, und in der zweiten Betriebsart zum Verdampfen des Kältemittels dient, und der zweite Wärmeübertrager in der ersten Betriebsart zum Verdampfen des Kältemittels und in der zweiten Betriebsart zum Verflüssigen des Kältemittels dient, wobei der erste Wärmeübertrager im Kältemittelkreislauf so verschaltet ist, dass er in den beiden Betriebsarten Heizen und Kühlen als Gegenstrom-Wärmeübertrager arbeitet.
  • Die Regelung der Kompressionskälteanlage muss verschiedene Anforderungen erfüllen, so wird beispielsweise gefordert, dass eine Leistungszahl möglichst hoch ist, um einen möglichst energieeffizienten Betrieb zu erlauben. Zentral ist aber auch, dass die Betriebsgrenzen der Komponenten eingehalten werden.
  • In diesem Zusammenhang ist insbesondere der Verdichter hervorzuheben, der wie ausgeführt das gasförmige Kältemittel von Niederdruck (ND) auf Hochdruck (HD) verdichtet. Es ist bekannt, zur Leistungsoptimierung Verdichter vorzusehen, die den Betrieb mit unterschiedlichen Drehzahlen ermöglichen. Die Hersteller von derartigen, drehzahlvariablen Verdichtern schreiben neben anderen Betriebsgrenzen beispielsweise vor, dass in Abhängigkeit der Drehzahl sowohl Obergrenzen als auch Untergrenzen für den Niederdruck (ND) und den Hochdruck (HD) einzuhalten sein. Werden die Grenzen entweder auf der Niederdruckseite oder auf der Hochdruckseite überschritten, muss der Betrieb des Verdichters im ungünstigsten Fall abgeschaltet werden.
  • Viele Verdichter sind ungeeignet, am Verdichtereintritt gesättigten Dampf anzusaugen, deshalb schreiben viele Verdichterherstellervor, eine Mindestüberhitzung des Kältemittels am Verdichtereintritt sicherzustellen, beispielsweise eine Mindestüberhitzung von 2 Kelvin (K), wobei ebenfalls bei Kältemitteln mit einem Temperaturglide eine Mindestüberhitzung einzuhalten ist.
  • Werden Anforderung bezüglich einer Mindestüberhitzung nicht eingehalten, kann ein erhöhter Verdichterverschleiß durch mangelnde Schmierung der Kompressionskomponenten oder Schäden durch Kavitation durch Nachverdampfung im Verdichter zur Folge haben.
  • Bei Kältekreisen mit internem Wärmeübertrager, beispielsweise in Form eines Rekuperators, ist es bekannt, eine Verdampferaustrittsüberhitzung als Hilfsregelgröße für die Regelung der Verdichtereintrittsüberhitzung heranzuziehen. Im Vergleich der beiden Überhitzungswerte reagiert die Verdampferaustrittsüberhitzung wesentlich schneller und ermöglicht so, Schwingungen des Kältekreises möglichst gering zu halten.
  • Die Taupunkttemperatur des Kältemittels ist druckabhängig und kann in Form von Kennlinien, genannt Nassdampfkennlinie, tabelliert oder berechnet werden. Zur Regelung der Verdampferaustrittsüberhitzung kann daher ein Niederdruck im Verdampfer beispielsweise durch Einstellen eines Öffnungsgrades eines Drosselorgans eingeregelt werden.
  • Hierbei hat sich allerdings herausgestellt, dass beispielsweise Toleranzen der Nassdampfkennlinien, das heißt des Verlaufes der druckabhängigen Taupunkttemperatur, die zur Regelung der Verdampferaustrittsüberhitzung basierend auf einer Steuerung eines Öffnungsgrades einer Druckverringerungseinheit wie eines Expansionsventils verwendet wird, vorliegen können, die eine zuverlässige Regelung der Verdichtereintrittsüberhitzung erschweren.
  • Vor diesem Hintergrund ist es eine Aufgabe der vorliegenden Erfindung, ein Regelverfahren für die eingangs genannte Kompressionskälteanlage vorzuschlagen, mit welchem die Regelung der Verdichtereintrittsüberhitzung verbessert wird.
  • Gelöst wir die Aufgabe durch die Verfahrensmerkmale des Anspruchs 1 sowie die Vorrichtungsmerkmale des Anspruchs 6.
  • Ein Regelwert wird in einer Inbetriebnahmephase des Dampfkompressionssystems abhängig von einer Regelabweichung einer Verdampferaustrittsüberhitzung beeinflusst, womit das Expansionsventil geregelt wird. Der Regelwert wird weiterhin nach der Inbetriebnahmephase, während eines eingefahrenen Betriebszustands des Dampfkompressionssystems, abhängig von einer Verdichtereintrittsüberhitzung bestimmt wird und das Expansionsventil wird nach der Inbetriebnahmephase abhängig von der ermittelten Verdampferaustrittsüberhitzung und der Verdichtereintrittsüberhitzung geregelt.
  • Eine Regelgröße der Verdampferaustrittsüberhitzung wird berechnet. Mit einem Zielwert für eine Verdampferaustrittsüberhitzung wird eine Regelabweichung Verdampferaustrittsüberhitzung berechnet. Eine Regelgröße Verdichtereintrittsüberhitzung wird berechnet. Mit einem Zielwert für eine Verdichtereintrittsüberhitzung wird eine Regelabweichung Verdichtereintrittsüberhitzung berechnet. Der Regelwert R wird aus einem gewichteten Einfluss der Regelabweichung Verdampferaustrittsüberhitzung und einem gewichteten Einfluss der Regelabweichung Verdichtereintrittsüberhitzung berechnet. Das Expansionsventil wird mit dem Regelwert geregelt.
  • Demnach kann bei Kältekreisen mit internem Wärmeübertrager zwischen dem Kältemittelpfad für unterkühltes Kältemittel nach Austritt aus dem wärmesenkenseitigen Wärmeübertrager und dem Kältemittelpfad nach Austritt aus dem wärmequellenseitigen Wärmeübertrager und dem Verdichtereintritt, zur Regelung der Überhitzung des Kältemittels anteilig die Verdichtereintrittsüberhitzung als auch anteilig die Verdampferaustrittsüberhitzung einbezogen werden.
  • Diese Methode ermöglicht eine schnellere regeltechnische Reaktion auf Arbeitspunktänderungen des Kältekreises, weil die Reaktion der Verdampferaustrittsüberhitzung auf Störgrößen wie Betriebsart-/Betriebspunktänderungen kältekreisarbeitspunktabhängig bis zu 10 mal schneller erfolgt als die Reaktion der Verdichtereintrittsüberhitzung.
  • Deshalb wird die Regelabweichung der Verdampferausgangsüberhitzung anteilig meist stärker in die Regelung einbezogen als die Regelabweichung der Verdichtereintrittsüberhitzung, um die Gesamtreaktionszeit der Regelung zu optimieren.
  • Zur Erzielung eines möglichst hohen kältekreistechnischen Wirkungsgrades ist es ein Ziel, am Verdampferausgang eine möglichst niedrige Überhitzung auszuregeln und die Überhitzung des Kältemittels möglichst vollständig in den internen Wärmeübertrager zu verlagern.
  • Somit wird der Sollwert für Verdampferausgangsüberhitzung immer in etwa in der Nähe von 0 Kelvin bezogen auf die Taulinie des Kältemittels eingestellt werden.
  • Allerdings ist es bei anteiliger Einbeziehung der Verdampferausgangsüberhitzung erforderlich, den jeweiligen auszuregelnden Sollwert für Verdampferausgangsüberhitzung modellbasiert möglichst an den jeweiligen auszuregelnden Sollwert für Verdichtereingangsüberhitzung anzupassen.
  • Abweichungen der Messgröße des Istwertes für Verdampferausgangsüberhitzung ergeben sich aber durch
    • Toleranzen bei der Erfassung der Verdampferaustrittstemperatur,
    • Toleranzen bei der Erfassung des Verdampfungsdruckes und der daraus erfolgenden Berechnung der Verdampfungstemperatur,
    • Toleranzen bei der modellbasierten Berechnung des Druckabfalls zwischen Messstelle am Verdichtereingang und Referenzort am Verdampferausgang,
    • Mischungsverhältnisabweichungen der Zusammensetzung des Kältemittels bei Kältemitteln mit Temperaturgleit.
  • Erfindungsgemäß wird nun ein Verfahren zur adaptiven Kompensation der bei jeder Wärmepumpe individuellen aber meist systematisch bedingten Toleranzen vorgeschlagen. Gemeint ist, dass die Toleranzen durch beispielsweise Bauteiltoleranzen hervorgerufen werden, die bei jeder Wärmepumpe zwar individuell sind, sich aber im Allgemeinen nicht täglich ändern.
  • Erfindungsgemäß wird eine Lösung vorgeschlagen, die Sollwerte für Verdampferausgangsüberhitzung und Sollwert für Verdampferausgangsüberhitzung so auszulegen, dass im eingeschwungenen Zustand der Überhitzungsregelung sowohl die Regelabweichung für die Verdampferausgangsüberhitzung als auch die Regelabweichung für die Verdichtereintrittsüberhitzung gleichermaßen Null sind.
  • Demnach wird in einem Aspekt der Erfindung vorgeschlagen, dass das Verfahren zum Regeln der Kompressionskälteanlage die folgenden Schritte enthält: Bestimmen eines Zielwertes der Verdampferaustrittsüberhitzung und eines Zielwertes der Verdichtereintrittsüberhitzung, Berechnen eines Korrekturwertes basierend auf einer Regelabweichung der Verdichtereintrittsüberhitzung zu dem Zielwert der Verdichtereintrittsüberhitzung, Korrigieren des Zielwertes der Verdampferaustrittsüberhitzung mit dem berechneten Korrekturwert, Berechnen eines Regelwertes nach einer Inbetriebnahmephase der Kompressionskälteanlage abhängig von dem Zielwert der Verdampferaustrittsüberhitzung und dem Zielwert der Verdichtereintrittsüberhitzung, und Regeln des Expansionsventils auf Basis des Regelwertes.
  • Durch den Korrekturwert, mit dem der Zielwert der Verdampferaustrittsüberhitzung korrigiert wird, kann das erfindungsgemäße Verfahren auf Toleranzen der Nassdampfkennlinie reagieren und die Kompressionskälteanlage präziser regeln.
  • Toleranzen der Nassdampfkennlinie entstehen beispielsweise regelmäßig durch eine Entmischung von Kältemittelkomponenten bereits bei einem Befüllen der Kompressionskälteanlage in einem Fall, in dem ein aus mehreren Kältemitteln zusammengesetztes Kältemittel verwendet wird. Beispielsweise kann ein als R454C bekanntes Kältemittel, das üblicherweise eine Mischung aus 21,5% R32 und 78,5% R1235yf ist, verwendet werden.
  • Werden Kompressionskälteanlagen mit dem Kältemittel beispielsweise aus einem bereitgestellten Kältemittelbehälter befüllt, so ergibt sich bereits durch die Schwerkraft während des Befüllvorgangs eine Entmischung, die zu einer Abweichung der Zusammensetzung des Kältemittelgemisches in der Kompressionskälteanlage von der Zusammensetzung in dem Vorratsbehälter des Kältemittels führt. Anders ausgedrückt, auch wenn in einem Herstellungsprozess alle Kompressionskälteanlagen aus demselben Vorratsbehälter befüllt werden, stellen sich zwischen den Kompressionskälteanlagen unterschiedliche Mischungsverhältnisse der Kältemittelkomponenten ein. Diese Abweichungen der Anteile der Kältemittelkomponenten können bei einer Überhitzungsregelung bereits signifikante Auswirkungen auf die Nassdampfkennlinie haben, die mit dem erfindungsgemäßen Verfahren korrigiert werden.
  • Vorzugsweise wird der Korrekturwert proportional zu einem Zeitintegral der Regelabweichung der Verdichtereintrittsüberhitzung zu dem Zielwert der Verdichtereintrittsüberhitzung berechnet.
  • Vorzugsweise wird der Korrekturwert in diskreten Zeitschritten um einen proportionalen Anteil der Regelabweichung der Verdichtereintrittsüberhitzung korrigiert.
  • Vorzugsweise wird der Korrekturwert auf einen zulässigen Wertebereich begrenzt. Vorzugsweise wird der Zielwert der Verdampferaustrittsüberhitzung durch Addition des berechneten Korrekturwertes korrigiert.
  • Vorzugsweise weist das Kältemittel einen Temperaturglide auf, wobei das Kältemittel insbesondere R454C aufweist oder daraus besteht, und wobei die Kompressionskälteanlage insbesondere einem internen Wärmeübertrager zur Übertragung von Wärmeenergie des Kältemittels vor Eintritt in das Drosselorgan an das Kältemittel vor Eintritt in den Verdichter enthält. Dies ist insbesondere deshalb einschlägig, da bei Kältekreisen mit R454C leistungsstarke interne Wärmeübertrager zum Einsatz kommen.
  • Die Aufgabe wird erfindungsgemäß ferner durch eine Kompressionskälteanlage sowie eine Wärmepumpe mit einer erfindungsgemäßen Kompressionskälteanlage gelöst.
  • Die erfindungsgemäße Kompressionskälteanlage eignet sich unabhängig von der Art der Wärmepumpe, beispielsweise Luft-/Wasser-, Sole-/Wasser-Wärmepumpen, und unabhängig von dem Ort der Aufstellung.
  • Weitere Vorteile und Ausgestaltungen werden nachfolgend unter Bezugnahme auf die Figuren erläutert. Hierbei zeigen:
    • Fig. 1
    Wärmepumpe 100 mit einem Dampfkompressionskreislauf 200
    Fig. 2
    log p / h - Diagramm des Dampfkompressionsprozesses mit Rekuperator 250
    Fig. 3
    schematisch und exemplarisch Nassdampfkennlinien verschiedener Kältemittelmischungen und
    Fig. 4
    schematisch und exemplarisch eine Adaption eines Verdampferausgangsüberhitzungssollwertes
  • Fig. 1 zeigt schematisch und exemplarisch eine Wärmepumpe 100. Die Wärmepumpe 100 besteht im Wesentlichen aus einem eine Kompressionskälteanlage bildenden Dampfkompressionssystem 200, welches folgende Komponenten enthält:
    • Einen Verdichter 210 zum Verdichten des überhitzten Kältemittels,
    • einen Verflüssiger 220, mit einem kältemittelseitigem Verflüssigereintritt 221 und einem Verflüssigeraustritt 222 zur Übertragung von Wärmeenergie QH aus dem Dampfkompressionssystem 200 an ein Heizmedium eines Heizsystems 400, mit einem Heizmediumeintritt 401, einem Heizmediumaustritt 402 und einer Heizmediumpumpe 410, zu einer Gebäudeheizung oder ein System zur Warmwassererhitzung,
    • vorteilhaft einen Kältemittelsammler 260, welcher als Kältemittelreservoir zum Ausgleich von betriebsbedingungsabhängig unterschiedlich hohen Kältemittelmengenbedarfen verwendet wird,
    • ein als Expansionsventil ausgebildetes Drosselorgan 230 zum Expandieren des Kältemittels,
    • einen Verdampfer 240, mit einem Verdampfereinlass 241, zur Übertragung von Quellenenergie QQ aus einem Wärmequellensystem 300, mit einem Wärmequelleinlass 320 und einem Wärmequellauslass 310, wobei das Wärmequellsystem 300 insbesondere ein Solesystem sein kann, welches Wärmeenergie QQ aus dem Erdreich aufnimmt oder ein Luftsystem, welches Wärmeenergie QQ aus der Umgebungsluft aufnimmt und an das Dampfkompressionssystem 200 abgibt oder eine beliebige andere Wärmequelle,
    • einen Rekuperator als Beispiel eines optionalen internen Wärmeübertragers 250, welcher dazu bestimmt ist, innere Wärmeenergie Qi zwischen dem vom Verflüssiger 220 zum Expansionsventil 230 strömenden Kältemittel auf das vom Verdampfer 240 zum Verdichter 210 strömende Kältemittel zu übertragen und
    • ein Kältemittel, insbesondere ein Kältemittelgemisch aus wenigsten zwei Stoffen oder zwei Kältemitteln welches in einer Strömungsrichtung SHD und SND durch den Dampfkompressionskreis 200 strömt, wobei im Dampfkompressionskreislauf 200 Kältemitteldampf durch den Verdichter 210 auf einen Hochdruck HD gebracht wird und zu einem Verflüssiger 220 geführt ist, wobei ein Hochdruckpfad mit der Hochdruckströmungsrichtung SHD vom Verdichter 210 bis zum Expansionsventil 230 gebildet ist. Nach dem Expansionsventil 230 bis zum Verdichter 210 ist ein Niederdruckpfad mit einer Niederdruckströmungsrichtung SND des Kältemittels gebildet, in dem der Verdampfer 240 liegt.
  • Die folgend aufgelisteten Aktoren sind vorteilhaft zumindest teilweise mit dem Regler über eine Datenverbindung 510, die per Kabel, Funk oder andere Technologien erfolgen kann, verbunden: Verdichter 210, Heizmediumpumpe 410, Solepumpe 330, Expansionsventil 230, Verdichtereintrittstemperatursensor 501, Niederdrucksensor 502, Hochdrucksensor 503 Heißgastemperatursensor 504, Rekuperatoreintrittstemperatursensor 505 Rekuperatoraustrittstemperatursensor 506und/oder Verdampferaustrittstemperatursensor 508. Zusätzlich oder alternativ kann ein in der Fig. 1 nicht gezeigter Verdampfereintrittstemperatursensor die Temperatur am Verdampfereinlass 241 bestimmen.
  • In dem in Fig. 1 gezeigten Beispiel ist die Wärmepumpe 100 als Sole-Wärmepumpe gezeigt. Natürlich sind analoge Betrachtungen und Vorteile mit Luft-/Wasser-Wärmepumpen erreichbar. Insbesondere bei Luft-Wärmepumpen ist anstelle des Solekreises mit Solepumpe 330 ein Ventilator/Lüfter als Wärmequelle angeordnet.
  • Der Verdichter 210 dient zur Kompression des überhitzten Kältemittels von einem Eintrittsanschluss 211 auf einen Verdichteraustrittsdruck PVa bei einer Verdichteraustrittstemperatur entsprechend der Heißgastemperatur am Verdichteraustritt 212. Der Verdichter 210 enthält üblicher Weise eine Antriebseinheit mit einem Elektromotor, eine Kompressionseinheit und vorteilhaft kann der Elektromotor drehzahlvariabel betrieben werden. Die Kompressionseinheit kann als Rollkolbeneinheit, Scrolleinheit oder anders ausgeführt sein. Am Verdichteraustritt 212 ist das komprimierte überhitzte Kältemittel beim Verdichteraustrittsdruck PVa auf einer höheren Drucklage, insbesondere einem Hochdruck HD, als am Eintrittsanschluss 211 mit einem Verdichtereintrittsdruck PVe, insbesondere einem Niederdruck ND, bei einer Verdichteter Eintrittstemperatur TVE, was den Zustand der Kältemitteltemperatur am Eintrittsanschluss 211 bei Eintritt in eine Kompressionskammer beschreibt.
  • Im Verflüssiger 220 erfolgt die Übertragung von Wärmeenergie QH vom Kältemittel des Dampfkompressionssystem 200 an ein Heizmedium des Wärmesenkensystems 400. Zunächst findet im Verflüssigter 220 die Enthitzung des Kältemittels statt, wobei überhitzter Kältemitteldampf durch eine Temperaturreduzierung einen Teil seiner Wärmeenergie an das Heizmedium des Wärmesenkensystems 400 überträgt.
  • Nach der Enthitzung des Kältemitteldampfes erfolgt vorteilhaft im Verflüssiger 220 eine weitere Wärmeübertragung QH durch Kondensation des Kältemittels beim Phasenübergang von der Gasphase des Kältemittels auf die Flüssigphase des Kältemittels. Dabei wird weitere Wärme QH vom Kältemittel aus dem Dampfkompressionssystem 200 an das Heizmedium des Wärmesenkensystems 400 übertragen.
  • Der sich im Verflüssiger 220 einstellende Hochdruck HD des Kältemittels korrespondiert im Betrieb des Verdichters 210 in etwa mit einem Kondensationsdruck des Kältemittels bei einer Heizmediumtemperatur Tws im Wärmesenkensystem.
  • Das Heizmedium, insbesondere Wasser, wird mittels einer Heizmediumpumpe 410 durch das Wärmesenkensystem 400 in einer Richtung SW durch den Verflüssiger 220 gefördert, dabei wird die Wärmeenergie QH vom Kältemittel auf das Heizmedium übertragen.
  • Im nachfolgenden Sammler 260 wird aus dem Verflüssiger 220 austretendes Kältemittel gespeichert, welches abhängig vom Betriebspunkt des Dampfkompressionskreises 200 nicht in das zirkulierende Kältemittel eingespeist werden soll. Wird aus dem Verflüssiger 220 mehr Kältemittel eingespeist, als durch das Expansionsventil 230 weitergeleitet wird, füllt sich der Sammler 260, anderenfalls wird er leerer oder entleert.
  • Im nachfolgenden Rekuperator 250, der auch als interner Wärmeübertrager bezeichnet werden kann, wird interne Wärmeenergie Qi vom unter dem Hochdruck HD stehenden Kältemittel, welches vom Verflüssiger 220 zum Expansionsventil 230 in einer Hochdruck-Strömungsrichtung SHD strömt, auf das unter dem Niederdruck ND strömende Kältemittel übertragen, welches vom Verdampfer zum Verdichter in einer Niederdruckströmungsrichtung SND strömt, übertragen. Dabei wird das vom Verflüssiger zum Expansionsventil 230 strömende Kältemittel in vorteilhafter Weise unterkühlt.
  • Zunächst strömt das Kältemittel durch einen Expansionsventileintritt 231 in das Expansionsventil ein. Im Expansionsventil 230 erfolgt eine Drosselung des Kältemitteldruckes vom Hochdruck HD auf den Niederdruck ND, indem das Kältemittel vorteilhaft eine Düsenanordnung oder Drossel mit einem vorteilhaft variablem Öffnungsquerschnitt passiert, wobei der Niederdruck vorteilhaft in etwa ein Saugdruck des Verdichters 210 entspricht. Anstelle eines Expansionsventils 230 kann auch eine andere beliebige Druckminderungseinrichtung eingesetzt sein. Vorteilhaft sind Druckminderungsrohre, Turbinen oder andere Entspannungsvorrichtungen.
  • Ein Öffnungsgrad des Expansionsventils 230 wird durch einen Elektromotor, der üblicherweise als Schrittmotor ausgeführt ist eingestellt, welcher durch die Steuereinheit oder Regelung 500 gesteuert wird. Dabei wird der Niederdruck ND beim Expansionsventilaustritt 232 des Kältemittels aus dem Expansionsventil 230 so gesteuert, dass der sich einstellende Niederdruck ND des Kältemittels im Betrieb des Verdichters 210 in etwa mit dem Verdampfungsdruck des Kältemittels mit der Wärmequellenmedientemperatur TWQ korrespondiert. Vorteilhaft wird die Verdampfungstemperatur des Kältemittels wenige Kelvin unterhalb der Wärmequellenmedientemperatur TWQ liegen, damit die Temperaturdifferenz eine Wärmeübertragung treibt.
  • Im Verdampfer erfolgt eine Übertragung von Verdampfungswärmeenergie Qv vom Wärmequellenfluid des Wärmequellensystems 300, welches ein Solesystem, ein Erdwärmesystem zur Nutzung von Wärmeenergie QQ aus dem Erdreich, ein Luftsystem zur Nutzung von Energie QQ aus der Umgebungsluft oder eine andere Wärmequelle sein, die die Quellenergie QQ an das Dampfkompressionssystem 200 abgibt.
  • Das in den Verdampfer 240 einströmende Kältemittel reduziert beim Durchströmen des Verdampfers 240 durch Wärmeaufnahme QQ seinen Nassdampfanteil und verlässt den Verdampfer 240 vorteilhaft mit einem geringen Nassdampfanteil oder vorteilhaft auch als überhitztes gasförmiges Kältemittel. Das Wärmequellenmedium wird mittels einer Solepumpe 330 bei Sole - Wasser-Wärmepumpen oder einem Außenluftventilator bei Luft/Wasser-Wärmepumpen durch den Wärmequellenmedienpfad des Verdampfers 240 gefördert, wobei beim Durchströmen des Verdampfers dem Wärmequellenmedium die Wärmeenergie QQ entzogen wird.
  • Im Rekuperator 250 wird Wärmeenergie Qi zwischen dem vom Verflüssiger 220 zum Expansionsventil 230 strömenden Kältemittel auf das vom Verdampfer 240 zum Verdichter 210 strömende Kältemittel übertragen, wobei das vom Verdampfer240 zum Verdichter 210 strömende Kältemittel insbesondere weiter überhitzt.
  • Dieses überhitzte Kältemittel, welches mit einer Überhitzungstemperatur TKe aus dem Rekuperator 250 austritt, wird zum Kältemitteleintrittsanschluss 211 des Verdichters 210 geleitet.
  • Der Rekuperator 250 ist im Dampfkompressionskreis 200 eingesetzt, um den Gesamt - Wirkungsgrad als Quotient aus abgegebener Heizleistung QH und aufgenommener elektrischer Leistung Pe zum Antrieb des Verdichtermotors zu erhöhen.
  • Zu diesem Zweck wird dem Kältemittel, welches im Verflüssiger 220 Wärmeenergie QH auf einem wärmesenkenseitigen Temperaturniveau an das Heizmedium abgibt, im Hochdruckpfad des Rekuperators 250 durch Unterkühlung weitere Wärmeenergie Qi entzogen.
  • Der innere Energiezustand des Kältemittels beim Eintritt in den Verdampfer 240 ist durch diesen Wärmeentzug Qi reduziert, sodass das Kältemittel bei gleichem Verdampfungstemperaturniveau mehr Wärmeenergie QQ aus der Wärmequelle 300 aufnehmen kann.
  • Anschließend wird dem Kältemittel, nach dem Verdampferaustritt 242 aus dem Verdampfer 240, im Niederdruckpfad bei Niederdruck ND und bei einer Niederdrucktemperatur entsprechend einer Verdampferaustrittstemperatur TVa im Rekuperator 250 die im Hochdruckpfad entzogene Wärmeenergie Qi wieder zugeführt. Die Zuführung der Energie bewirkt vorteilhat eine Reduzierung des Nassdampfanteils auf einen Zustand ohne Nassdampfanteil und dann erfolgt durch weitere Energiezuführung eine Überhitzung.
  • Des Weiteren sind zur Erfassung des Betriebszustandes des Dampfkompressionssystems 200 vorteilhaft folgende Sensoren angeordnet, mit denen insbesondere zur Absicherung und Optimierung der Betriebsbedingungen des Dampfkompressionssystems 200 insbesondere bei Betriebszustandsänderungen eine modellbasierte Vorsteuerung umgesetzt ist.
  • Einerseits erfolgt vorteilhaft mit Hilfe der durch Sensoren erfassten Prozesswerte eine Absicherungen bezüglich zulässiger Arbeitsbereiche der Komponenten wie insbesondere dem Verdichter 210, andererseits erfolgen basierend auf den Sensordaten modellbasierte Vorsteuerungen insbesondere einer Drehzahl des Verdichters 210 und/oder einem Ventilöffnungsgrad des Expansionsventils, so dass die Regler zur Ausregelung einer sich dennoch, durch die Vorsteuerung aber kleineren, Regelabweichung nur noch kleinere Korrekturen durchführen muss:
    • Ein Hochdrucksensor 503 vorteilhaft zur Erfassung des Hochdrucks HD des Kältemittels am Verdichteraustritt 212 oder zwischen dem Verdichteraustritt 212 und dem Expansionsventileintritt 231,
    • ein Heißgastemperatursensor 504 vorteilhaft zur Erfassung einer Heißgastemperatur THG des Kältemittels am Verdichteraustritt 212, oder im Kältekreisabschnitt zwischen dem Verdichteraustritt 212 und dem Verflüssigereintritt 221,
    • ein Innentemperatursensor 506 vorteilhaft zur Erfassung der Innentemperatur Tle des Kältemittels zwischen dem hochdruckseitigem internen Rekuperatorauslass 252 des Kältemittels aus dem Rekuperator 250 und dem Expansionsventileitritt 231. Die Innentemperatur ist vorteilhaft auch als "Rekuperatoraustrittstemperatur Hochdruckpfad" benannt und
    • vorteilhaft ein Rekuperatorinnentemperatursensor 505. Der Rekuperatorinnentemperatursensor 505 erfasst vorteilhaft Verflüssigeraustrittstemperatur TFA des Kältemittel in der Strömungsrichtung am Verflüssigeraustritt oder dem hochdruckseitigen Rekuperatoreintritt und daher wird vorteilhaft die Verflüssigeraustrittstemperatur TFA vom Rekuperatorinnentemperatursensor 505 gemessen.
  • Die folgenden Sensoren sind insbesondere für die Durchführung des erfindungsgemäßen Verfahrens vorteilhaft:
    • Ein Niederdrucksensor 502 zur Erfassung des Niederdrucks ND des Kältemittels am Verdichtereintritt 211, oder zwischen dem Expansionsventil 230 und dem Verdichtereintritt 211,
    • ein Verdampferaustrittstemperatursensor 508 zur Erfassung der Verdampferaustrittstemperatur TVa des Kältemittels am Verdampferaustritt 242 oder zwischen dem Verdampferaustritt 242 und dem niederdruckseitigen Eintritt des Kältemittels in den Rekuperatoreinlass 251 des Rekuperators 250 und
    • ein Niederdrucktemperatursensor 501 misst vorteilhaft eine Verdichtereintrittstemperatur oder dient vorteilhaft zur Erfassung der Kältemittelniederdrucktemperatur TND oder vorteilhaft einer Verdichtereintrittstemperatur TKE am Verdichtereintritt 211, oder zwischen dem niederdruckseitigem Rekuperatorauslass 252 des Kältemittels aus dem Rekuperator 250 und dem Verdichtereintritt 211.
  • Die Prozessgröße, welche einen maßgeblichen Einfluss auf den Gesamt - Wirkungsgrad des Dampfkompressionskreises 200 als Quotient zwischen der vom Dampfkompressionskreis 200 übertragenen Heizleistung QH zu einer vom Verdichter 210 aufgenommenen elektrischen Leistung Pe hat, ist die Überhitzung des Kältemittels am Verdichtereintritt 211. Zur Einhaltung zulässiger Verdichter - Betriebsbedingungen werden vorteilhaft allerdings Beschränkungen bezüglich des erlaubten Überhitzungsbereiches des Kältemittels am Verdichtereintritt eingehalten. Zu niedrige Überhitzungen gefährden insbesondere die Schmiereigenschaften des Maschinenöls, zu hohe Überhitzungen bewirken insbesondere eine zu hohe Heißgastemperatur.
  • Die Überhitzung beschreibt die Temperaturdifferenz zwischen der erfassten Verdichtereintrittstemperatur TKE des Kältemittels und der Verdampfungstemperatur des Kältemittels bei gesättigtem Dampf.
  • Die Verdichtereintrittsüberhitzung wird derart geregelt, dass kein Kondensat durch Taupunktunterschreitung des in der Umgebungsluft enthaltenden Wasserdampfanteils an Komponenten des Kältekreises insbesondere im Abschnitt zwischen Kältemittelaustritt des Rekuperators 252 und Verdichtereintritt 211 ausfällt. Der Kältekreisabschnitt zwischen Verdampferaustritt 242 und Rekuperatoreintritt 251 ist zwar üblicherweise kälter, weil dieser typischerweise nur ein kurzer Rohrabschnitt ist, ist eine bessere Isolierung im Vergleich zu dem Abschnitt zwischen Kältemittelaustritt des Rekuperators 252 und Verdichtereintritt 211 möglich. Beispielsweise sitzt an der Stelle des Verdichtereintritts 211 am Verdichter der Kältemittelabscheider, der geschützt werden soll. Dieser kann schlecht eingehaust werden, so dass hier die Temperatur so hochgehalten werden soll, dass nichts kondensiert. Die Problematik der Kondensation tritt auf der Hochdruckseite im Regelfall nicht auf. Auch die Passage zwischen hochdruckseitigem Rekuperatoraustritt 252 und Eintritt in das Expansionsventil 231 kühlt regelmäßig in Abhängigkeit des Betriebspunktes bei idealen Wärmeübertragungsbedingungen im Rekuperator 250 auf das Temperaturniveau des Kältemittels am Verdampferaustritt 242 ab. Da aber auch diese Passage typischerweise kurz ist und man kann sie sehr gut isolieren kann, ist auch dieser Abschnitt im Regelfall nicht problematisch. Es sollte jedoch beachtet werden, dass das Verfahren einen Kondensatabfall grundsätzlich über den gesamten Kreislauf der Wärmepumpe verhindern kann.
  • Wenn - zum Zwecke eines Zahlenbeispiels - ein Verdampfungstemperaturniveau von ca. -10°C angenommen wird und die Temperatur am Soleeintritt 330 bei etwa -10°C, am Soleaustritt 310 etwa -13°C und am Verdichtereintritt 5°C beträgt, beträft die Überhitzung 15K. Vorteilhaft sind bei vielen Anlagen Raumtemperatursensor und Raumfeuchtesensor, die eine genaue Bestimmung der Auskondensierungsbedingungen der Luft ermöglicht, bspw. liegt bei 21°C und 60% rel. Feuchte die Kondensationstemperatur im Bereich von 13°C. Unter diesen Bedingungen findet also, so lange die Rohrtemperatur über 13°C zuzüglich gegebenenfalls einen Puffer, bspw. 1K, keine Kondensation statt.
  • An dem selbstverständlich nicht einschränkenden Zahlenbeispiel festgehalten wird nun die Erzielung einer Überhitzung von 15K bei einer Verdichtereintrittstemperatur von 5°C erreicht. Diese Temperatur liegt unter den 13°C, die für die aktuellen Umgebungsbedingungen als Kondensationstemperatur des in der Umgebungsluft befindlichen Wasserdampfanteils bestimmt ist. Demnach findet Kondensation statt. Soll die Verdichtereintrittstemperatur wenigstens 14°C, d.h. Kondensationstemperatur plus Puffer, betragen, muss die Überhitzung um 9K größer werden, d.h. eine Überhitzung von 24K eingehalten werden.
  • Grenzwerte, insbesondere für die Überhitzung, legen arbeitspunktabhängig den zulässigen Überhitzungsbereich der Komponenten am Verdichtereintritt 211 fest. Weiterhin bestehen aber auch Abhängigkeiten zwischen der Verdichtereintrittsüberhitzung dTÜE und dem Gesamtwirkungsgrad des Dampfkompressionskreises 200 oder auch zwischen Verdichtereintrittsüberhitzung dTüε und einer Stabilität S eines Regelwertes R vorteilhaft bei der Ausregelung der Verdichtereintrittsüberhitzung.
  • Zur Berücksichtigung all dieser Anforderungen werden vorteilhaft in Abhängigkeit des Arbeitspunktes des Dampfkompressionskreises 200, die Wärmequellenmedientemperatur, die Heizmediumtemperatur, die Verdichterleistung Pe und Zielwerte Z oder der Zielwert Z für eine Berechnung der Verdichtereintrittsüberhitzung dTüε herangezogen. Alternativ oder zusätzlich kann aus den vom Arbeitspunkt abhängigen Kältekreis-Messgrößen wie Wärmequellenmedientemperatur, Heizmediumtemperatur, Verdichterleistung Pe und parametrierbaren, also an das Verhalten der jeweiligen Kältekreiskomponenten angepasste Koeffizienten eine Berechnung des Zielwertes Z als Vorgabewert für die Verdichtereintrittsüberhitzung dTüε durchgeführt werden. Im einfachsten Fall ist der Zielwert für die Verdichtereintrittsüberhitzung dTüε unabhängig von allen Betriebsbedingungen konstant, z.B. 10 Kelvin. Bei einer komplexeren Anpassung wird er als Funktion einer Arbeitspunktgröße, z.B. der Verdichterleistung Pe variiert oder bei noch komplexerer Anpassung variiert er als Funktion mehrerer Arbeitspunktgrößen.
  • Es wird eine Regelabweichung der Verdichtereintrittsüberhitzung dTÜE und eine Regelabweichung der Verdampferaustrittsüberhitzung dTÜA miteinander gewichtet kombiniert, woraus im Regler 500 eine Gesamtregelabweichung berechnet wird, welche zur Regelung des Dampfkompressionskreises 200 eingespeist wird. Vorteilhaft präziser werden zunächst die Regelabweichungen von der Verdichtereintrittsüberhitzung dTÜE und Verdampferaustrittsüberhitzung dTÜA durch die Bildung der Differenzen zwischen den jeweiligen Messwerten und Zielwerten gebildet.
    • Regelabweichung der Verdichtereintrittsüberhitzung dT ÜE = Messwert Verdich − tereintrittsüberhitzung − Zielwert Verdichtereintrittsüberhitzung Z TÜE
      Figure imgb0001
    • Regelabweichung der Verdampferaustrittsüberhitzung dT ÜA = Messwert Verdamp − feraustrittsüberhitzung − Zielwert Verdampferaustrittsüberhitzung Z TÜA
      Figure imgb0002
  • Dann wird vorteilhaft aus dem gewichteten Einfluss von der Regelabweichung der Verdichtereintrittsüberhitzung dTüε und dem gewichteten Einfluss der Regelabweichung der Verdampferaustrittsüberhitzung dTÜA im Regler 500 die Gesamtregelabweichung berechnet, welche zur Regelung des Dampfkompressionskreises 200 eingespeist wird.
  • Beim Dampfkompressionskreis 200 passiert das Kältemittel nach der Entspannung durch das Expansionsventil 230 zwei sequentiell angeordnete Wärmeübertrager, den Verdampfer 240 und den Rekuperator 250 in welchen dem Kältemittel Wärmeenergie QQ und Qi zugeführt wird.
  • Im Verdampfer 250 wird dem Kältemittel Quellwärmeenergie QQ aus dem Wärmequellsystem 300 zugeführt. Das Temperaturniveau der zugeführten Quellwärme QQ ist auf einem Temperaturniveau der Wärmequelle, insbesondere wie des Erdreiches oder der Außenluft.
  • In dem in Kältemittel Hochdruck-Strömungsrichtung SHD nachfolgenden Rekuperator 250 wird dem Kältemittel Wärmeenergie Qi nach Verlassen des Verflüssigers 220 entzogen.
  • Das Temperaturniveau des Kältemittels am Austritt des Verflüssigers stellt sich in etwa auf Höhe der Rücklauftemperatur des Heizmediums ein.
  • Diese Verschaltung des Verdampfers 240 mit dem Rekuperator 250 in Reihe hat einen entscheidenden Einfluss auf die Übertragungsfunktion der Regelstrecke für die Regelung Verdichtereintrittsüberhitzung dTüε.
  • Der Regelwert R ist vorteilhaft die gewichtete Verknüpfung der Regelabweichung der Verdichtereintrittsüberhitzung dTüε mit der Regelabweichung der Verdampferaustrittsüberhitzung.
  • Aktor-Betriebszustandsgrößen mit einem Einfluss auf den Regelwert R, insbesondere der Verdichtereintrittsüberhitzung dTüε, sind im betreffenden Dampfkompressionskreis 200 die Verdichterdrehzahl und/oder den Öffnungsgrad des Expansionsventils 230, womit auch vorteilhaft der Niederdruck ND und das Verdampfungstemperaturniveau bestimmt sind.
  • Besonders vorteilhaft haben Aktoren Einfluss auf den Regelwert R, insbesondere auf die gewichtete Verknüpfung der Regelabweichung der Verdichtereintrittsüberhitzung mit der Regelabweichung der Verdampferaustrittsüberhitzung. Im betreffenden Dampfkompressionskreis 200 sind insbesondere der Verdichter 210 durch die Variation der Verdichterdrehzahl und das Expansionsventil 230 durch Beeinflussung des Öffnungsgrades solche Aktoren. Diese beiden Aktoren beeinflussen den Niederdruck ND und das Verdampfungstemperaturniveau.
  • Hierbei sind nicht alle Einflüsse gewünscht. So verändert beispielsweise eine Änderung der Verdichterdrehzahl zur Einregelung der gewünschten Heizleistung ohne weitere kompensatorische Änderungen des Öffnungsgrades des Expansionsventils den Regelwert R in unerwünschte Bereiche, sodass eine mit der Verdichterdrehzahländerung einhergehende modellbasiert unterstützte Öffnungsgradänderung des Expansionsventils zur Einregelung von R vorteilhaft, gegebenenfalls sogar erforderlich ist.
  • Vorteilhaft wird im Dampfkompressionskreis 200 die Verdichterdrehzahl so eingestellt, dass die vom Dampfkompressionskreis 200 an das Heizmedium übertragene Heizleistung QH dem angeforderten Zielwert Z entspricht. Zur Einhaltung dieser Vorgabe ist eine Beeinflussung der Verdichterdrehzahl zur Regelung der Verdichtereintrittsüberhitzung dTÜE vorteilhaft untergeordnet oder nicht angebracht.
  • Vorteilhaft wird der Öffnungsgrad des Expansionsventils 230 als Stellwert für die Regelung der Verdichtereintrittsüberhitzung dTüε verwendet. Der Einfluss des Öffnungsgrades des Expansionsventils 230 auf die Verdichtereintrittsüberhitzung dTÜE vollzieht sich wie folgt:
    Das Expansionsventil 230 agiert als Düse mit elektromotorisch verstellbarem Düsenquerschnitt, bei welchem üblicherweise mittels eines Schrittmotor eine nadelförmige Düsennadel per Gewinde in einen Düsensitz gefahren wird.
  • Der Kältemitteldurchsatz durch das Expansionsventil ist bei Betrieb mit flüssigem Kältemittel am Expansionsventileintritt 231 in etwa proportional zur Quadratwurzel des Druckunterschiedes zwischen dem Expansionsventileintritt 231 und -austritt 232 multipliziert mit einem aktuellen relativen Wert des Düsenquerschnitts oder Öffnungsgrads und vorteilhaft einer vom Kältemittel - und einer Geometrie des Expansionsventils 230 abhängigen Konstante.
  • Da bei einer in einem Arbeitspunkt mit einer als konstant angenommenen Verdichterdrehzahl und einer als konstant angenommenen Heizmediumtemperatur Tws auch der korrespondierende Hochdruck HD des Kältemittels beim Eintritt in das Expansionsventil 230 als konstant angenommen werden kann, beeinflusst der Öffnungsgrad des Expansionsventil 230 maßgeblich nur den Niederdruck ND, also des Austrittsdruck aus dem Expansionsventil 230.
  • Wird der Öffnungsgrad des Expansionsventils 230 verringert, so passiert weniger Kältemittel bei konstantem Hochdruck HD und zunächst noch konstantem Niederdruck ND das Expansionsventil 230. Da der Verdichter 210 aber weiterhin zunächst den gleichen Kältemittelmassenstrom fördert, wird in Hochdruck-Strömungsrichtung SHD durch das Expansionsventil 230 weniger Kältemittel zugeführt, als vom Verdichter 210 abgesaugt wird.
  • Da es sich bei Kältemitteldampf um ein kompressibles Medium handelt, sinkt dann der Niederdruck ND auf der Niederdruckseite des Dampfkompressionskreises 200. Bei sinkendem Niederdruck ND sinkt in etwa proportional der Massenstrom von Kältemittel durch den Verdichter 210, da dessen Förderleistung sich angenähert als Rauminhalt / Zeit beschreiben lässt, bedingt durch insbesondere die Kolbenhübe, und es stellt sich ein entsprechend reduzierter Niederdruckwert ND ein, bei welchem der durch das Expansionsventil 230 zugeführte Kältemittelmassenstrom gleich dem vom Verdichter 210 abgeführten Kältemittelmassenstrom ist.
  • Wird der Öffnungsgrad des Expansionsventils 230 vergrößert, so passiert mehr Kältemittel bei konstantem Hochdruck HD und zunächst noch konstantem Niederdruck ND das Expansionsventil 230. Da der Verdichter 210 aber weiterhin zunächst den gleichen Kältemittelmassenstrom fördert, wird der Niederdruckseite ND des Kältekreises durch das Expansionsventil 230 mehr Kältemittel zugeführt, als vom Verdichter 210 abgesaugt wird. Da es sich beim Kältemitteldampf um ein kompressibles Medium handelt, steigt der Niederdruck ND auf der Niederdruckseite des Dampfkompressionskreises 200. Bei steigendem Niederdruck ND steigt die Massenstromförderleistung des Verdichters 210 in etwa proportional, da dessen Förderleistung sich angenähert als Rauminhalt / Zeit beschreiben lässt, und es stellt sich ein entsprechend erhöhter Niederdruck ND ein, bei welchem der durch das Expansionsventil 230 zugeführte Kältemittelmassenstrom gleich dem vom Verdichter 210 abgeführte Kältemittelmassenstrom ist.
  • Der Niederdruck ND wiederum beeinflusst maßgeblich die Wärmeübertragung zwischen Wärmequellenmedium und Kältemittel im Verdampfer 240. Der Wärmestrom QQ aus dem Wärmequellsystem 300 wird zwischen dem Wärmequellmedium und dem Kältemittel mit unterschiedlicher Temperatur übertragen, wobei der Wärmestrom QQ dabei abhängig vom der Temperaturdifferenz zwischen dem Wärmequellmedium und dem Kältemittel und dem Wärmeübergangswiderstand einer Wärmeübertragungsschicht des Verdampfers 240 ist.
  • Der Wärmeübergangswiderstand zwischen Wärmequellenmedienpfad des Verdampfers und Kältemittelpfad des Verdampfers ist in einem jeweiligen Dampfkompressionskreis 200 als in etwa konstant anzunehmen. Daher ist die Größe der Wärmeübertragungsleistung im Verdampfer 240 maßgeblich abhängig vom Integral der Temperaturdifferenzen aller Flächenelemente der Wärmeübertragungsschicht.
  • Um ein hinreichendes Maß von Wärmeenergie QQ vom Wärmequellesystem 300 an das Kältemittel übertragen zu können, muss sichergestellt sein, dass die Temperatur des Wärmequellenmediums in möglichst allen Flächenelementen der Übertragungsschicht des Wärmeübertragers, hier des Verdampfers 240, größer ist als die Temperatur des Kältemittels am jeweiligen Flächenelement ist.
  • Ist der Aggregatzustand des Kältemittels beim Durchströmen des Verdampfers 240 gesättigter Dampf, so stellt sich eine Kältemitteltemperatur ein, welche durch die Sättigungsdampfkennlinie als Stoffeigenschaft des Kältemittels eine Funktion des Niederdrucks ND des Kältemittels ist. Somit lässt sich durch eine Steuerung des Niederdruckes ND oder auch eines Verdampfungsdruckes indirekt eine Steuerung der Verdampfungstemperatur des Kältemittels beim Durchströmen des Rekuperators 250 steuern.
  • Die Wärmeenergie QQ, welche vom Wärmequellensystem an das den Verdampfer 240 durchströmende Kältemittel übertragen wird, bewirkt eine Aggregatzustandsbeeinflussung des Kältemittels.
  • Der Nassdampfanteil im gesättigten Kältemitteldampf nimmt bei konstantem Niederdruck bei Wärmeübertragung an das Kältemittel ab. Bei einer unvollständigen Verdampfung ist der Nassdampfanteil und damit auch der innere Energiezustand des Kältemittels beim Austritt aus dem Wärmeübertrager eine Funktion vom:
    • Nassdampfanteil bei Eintritt in den Verdampfer 240,
    • Kältemittelmassenstrom,
    • Übertragener Wärmeleistung QQ, und von einer
    • Enthalpiedifferenz im Nassdampfgebiet beim jeweiligen Niederdruck ND, welche das Kältemittel als Stoffkonstante als Funktion des Drucks aufweist.
  • Zur vollständigen Verdampfung erfolgt eine zusätzliche Energiezuführung im Rekuperator 250, um das Kältemittel über den Zustand gesättigten Dampfes hinaus zu überhitzen.
  • Mit dem Verfahren wird bei gegebenen Betriebsbedingungen des Dampfkompressionskreises 200 in Abhängigkeit der Stellgröße "Öffnungsgrad Expansionsventil 230" ein korrespondierender Kältemittelzustand beim Austritt aus dem Verdampfers 240 eingestellt.
  • Im eingeschwungenen Zustand ergibt sich hinsichtlich einer Regeltreckensteilheit der "isolierten" Regelstrecke "Verdampfer 240" ein Regelstreckenverhalten mit moderater Steilheit. Das Regelstreckenverhalten ist insbesondere gekennzeichnet durch Regelstreckenausgangswertes Verdampferaustrittsüberhitzung als Funktion des Regelstreckeneingangswertes Expansionsventilöffnungsgrad.
  • Vorteilhaft wird ein Kältemittel, insbesondere als Kältemittel ein Kältemittelgemisch verwendet, welches einen "Temperaturglide" aufweist, insbesondere wird vorteilhaft R454C verwendet. Vorteilhaft wird bei einem Kältemittelgemisch mit einem Temperaturglide, sich bei einer relativen Öffnungsgradänderung des Stellorgans Expansionsventil von 1 % rel. am Austritt des Kältemittels aus dem Verdampfer üblicherweise eine Überhitzungsänderung von etwa kleiner 1 K eingestellt.
  • Die Einstellung dieses Zustandes erfolgt vorteilhaft auch durch eine regelungstechnische Beeinflussung wenigstens einer oder mehrerer der verschiedenen folgenden Zeitkonstanten; die letztendlich die Prozessgröße Kältemittelüberhitzung am Verdampferaustritt 242 beeinflussen:
    • Eine erste Zeitkonstante bewirkt vorteilhaft eine Verzögerung der mechanischen Öffnungsgradänderung des Expansionsventils 230 durch die Begrenzung der Verfahrgeschwindigkeit durch den Regler 500, der Regelwert R wird in dieser ersten Zeitkonstante Z in der Verfahrgeschwindigkeit durch einen Bremswert reduziert. Der Bremswert kann beispielsweise die reglertechnische Zykluszeit, in welcher ein Verfahrschritt des Expansionsventils 230 gesteuert wird, umfassen.
    • Eine zweite Zeitkonstante wirkt durch den Regler 500 vorgegeben vorteilhaft auf eine verzögerte Einstellung eines korrespondierenden Niederdruckes bei Öffnungsgradänderungen des Expansionsventils 230 aufgrund der Kompressibilität des Kältemitteldampfes bei Niederdruck ND im Niederdruckpfad.
    • Eine dritte Zeitkonstante ist vorteilhaft eine thermische Zeitkonstante der Wärmeübertragungsschicht des Verdampfers 240, wobei eine Änderung des Verdampfungsdruckes und damit der Verdampfungstemperatur eine verzögerte Temperaturänderung der Wärmeübertragungsschicht des Verdampfers, welcher oft mehrere Kilogramm Metall hat und des Wärmequellenmediums.
    • Eine vierte Zeitkonstante ergibt sich vorteilhaft aus verzögerten Aggregatzustandsänderungen des Kältemittels bei Verdampfungstemperaturänderungen.
    • Eine fünfte Zeitkonstante ergibt sich vorteilhaft aus dem Transport des Kältemittels durch den Verdampfer 240 mit einer endlichen Strömungsgeschwindigkeit.
  • Es stellt sich also vorteilhaft nach Änderung der Stellgröße "Öffnungsgrad des Expansionsventils 230" eine Verzögerung der korrespondierenden Kältemittelzustandsänderung beim Austritt aus dem Verdampferaustritt 242 ein und eine Gesamtzeitkonstante Zges liegt arbeitspunktabhängig vorteilhaft im Bereich von 30 Sekunden bis etwa 5 Minuten.
  • Nach Durchströmung des Verdampfers 240 tritt das Kältemittel bei Niederdruck ND in den Niederdruckpfad des Rekuperators 250 ein.
  • Der Aggregatzustand des Kältemittels beim Einströmen in den Rekuperators 250 ist in einem üblichen Betriebsfall, also vorteilhaft entweder gesättigter Dampf mit einem geringem Dampfanteil zwischen 0 bis 20 % oder insbesondere auch vorteilhaft auch bereits überhitztes Kältemittel.
  • Bei vorteilhaft gesättigtem Dampf stellt sich eine Kältemitteltemperatur ein, welche durch die Sättigungsdampfkennlinie des Kältemittels eine Funktion des Kältemitteldruckes ist. Bei Eintritt von überhitztem Kältemittel wird die Kältemitteltemperatur maximal eine Größe annehmen, welche der Eintrittstemperatur des Wärmequellenmediums entspricht. In diesem Fall entspricht die Größe vorzugsweise der Eintrittstemperatur des Kältemittels in den Hochdruckpfad des Rekuperators 250, also die Temperatur des Kältemittels nach Austritt aus dem Verflüssiger 220.
  • Um ein hinreichendes Maß von Wärmeenergie vom Kältemittel des hochdruckseitigen Kältemittelpfad an das Kältemittel des niederdruckseitigen Kältemittelpfad im Rekuperator 250 übertragen zu können, muss sichergestellt sein, dass die Temperatur des Kältemittels des hochdruckseitigen Kältemittelpfads auf Hochdruck HD in möglichst allen Flächenelementen der Übertragungsschicht des Rekuperators 250 größer als die Temperatur des Kältemittels des niederdruckseitigen Kältemittelpfades bei Niederdruck ND am jeweiligen Flächenelement ist.
  • Die korrespondierenden Temperaturen des Heizsystems 400 des Dampfkompressionssystems 200 sind in einem Heizfall höher als die korrespondierenden Temperaturen der Wärmequelle wie dem Erdreich oder der Außenluft.
  • Die Wärmeenergie Qi, welche vom Kältemittel bei Hochdruck HD des hochdruckseitigen Kältemittelpfads an das Kältemittel bei Niederdruck im niederdruckseitigen Kältemittelpfad des Rekuperators 250 übertragen wird, bewirkt eine Aggregatzustandsbeeinflussung des Kältemittels auf der Niederdruckseite. Der Nassdampfanteil des den Rekuperator 250 niederdruckseitig bei Niederdruck ND durchströmenden Kältemittels nimmt bei einer Wärmeübertragung an das Kältemittel ab und nach einer vollständigen Verdampfung erfolgt vorteilhaft eine Überhitzung des Kältemittels.
  • Der innere Energiezustand des Kältemittels, beim Austritt aus dem niederdruckseitigen Pfad des Rekuperators, wird vorteilhaft abhängig von einem oder mehreren der folgenden Faktoren beeinflusst. Hierbei sollte beachtet werden, dass die Energiezustandsänderung ausschließlich auf physikalischen Abhängigkeiten beruht, wobei der Regler die Steuerung der Aktoren beeinflusst, was dann natürlich auch die physikalischen Größen wie den Kältemittelmassenstrom beeinflusst:
    • Nassdampfanteil bei Eintritt in den Rekuperator 250,
    • Kältemittelmassenstrom,
    • übertragene Wärmeleistung Qi, womit vorteilhaft abhängig von der Temperaturdifferenz zwischen der Temperatur des Kältemittels bei Hochdruck HD im hochdruckseitigen Kältemittelpfad und der Temperatur des Kältemittels des niederdruckseitigen Kältemittelpfades bei Niederdruck ND geregelt wird, und/oder
    • eine Enthalpiedifferenz im Nassdampfgebiet beim jeweiligen Niederdruck ND.
  • Vorteilhaft wird somit bewirkt, dass sich in Abhängigkeit der gegebenen Betriebsbedingungen des Dampfkompressionskreises 200 sowie in Abhängigkeit der Stellgröße "Öffnungsgrad Expansionsventil 230" ein korrespondierender Kältemittelzustand beim Austritt 252 aus dem Rekuperator 250 beim Niederdruck ND einstellt.
  • Im eingeschwungenen Zustand ergibt sich hinsichtlich Regelstreckensteilheit der "isolierten" Regelstrecke beim Niederdruck ND des Kältemittels im niederdruckseitiger Pfad des Rekuperators 250 ein Regelstreckenverhalten mit hoher Steilheit, bei in etwa gleichbleibendem inneren Energiezustand des Kältemittels beim Eintritt 251 in den niederdruckseitigen ND Pfad des Rekuperators 250. Mit einer insbesondere relativen Öffnungsgradänderung des Expansionsventil von 1 % wird eine Überhitzungsänderung am Austritt des Kältemittels aus dem Verdampfer 230 von vorteilhaft etwa 10 K oder auch über 10 K eingestellt.
  • Gegenüber dem Rekuperator 250 erfolgt vorteilhaft eine wesentlich höhere Wärmeübertragung im Verdampfer 240 zwischen dem Quellmedium und dem Kältemittel im Verdampfer 240.
  • So wird im Verdampfer 240 eine wesentlich höhere Wärmeübertragung als im Rekuperator 250 eingestellt, da der Umgebung mittels Verdampfer 240 eine wesentlich größere Energie entzogen werden soll, als sie nur im Rekuperator 250 innerhalb des Kältekreises zu übertragen. Die treibende Temperaturdifferenz beträgt beispielsweise im Rekuperator zwischen 20 K bis 60 K, während diese im Verdampfer lediglich zwischen 3 K bis 10 K beträgt. Um die gewünschten Energien trotz unterschiedlicher treibender Temperaturdifferenzen übertragen zu können, wird beispielsweise die Austauscherfläche des Verdampfers ca. 5 bis 20 mal größer ausgelegt als die des Rekuperators 250.
  • Die Einstellung dieses Zustandes erfolgt hierbei vorteilhaft unter Verwendung wenigstens einer der folgenden Zeitkonstanten Z:
    • Mit einer elften Zeitkonstante Z11 wird vorteilhaft eine Verzögerung der mechanischen Öffnungsgradänderung des Expansionsventils 230 durch die Begrenzung einer Verfahrgeschwindigkeit vorgegeben.
    • Eine zwölfte Zeitkonstante Z12 wirkt vorteilhaft auf die verzögerte Einstellung eines korrespondierenden Niederdruckes ND bei Öffnungsgradänderungen des Expansionsventils 230 aufgrund der Kompressibilität des Kältemitteldampfes im Niederdruckpfad ND.
    • Eine 13. Zeitkonstante Z13 ist eine thermische Zeitkonstante der Wärmeübertragungsschicht des Verdampfers. Somit bewirkt eine Änderung des Verdampfungsdruckes und damit der Verdampfungstemperatur eine verzögerte Temperaturänderung der Wärmeübertrageschicht, welche oft mehrere Kilogramm Metall beinhaltet, und des Kältemittels im Niederdruckpfad des Verdampfers 240.
    • Eine 14. Zeitkonstante Z14 wird vorteilhaft aus verzögerten Aggregatzustandsänderungen des Kältemittels bei Verdampfungstemperaturänderungen ermittelt oder vorgegeben.
    • Eine 15. Zeitkonstante Z15 ergibt sich vorteilhaft aus dem Transport des Kältemittels durch den Verdampfer 240 mit einer endlichen Strömungsgeschwindigkeit und wird berücksichtigt.
  • Der niederdruckseitige Kältemittelpfad des Rekuperators 250 wird aus dem Verdampferaustritt 242 des Verdampfers 240 gespeist. Der innere Energiezustand des Kältemittels wird auch hier bereits durch zumindest zwei Zeitkonstanten Z, Z11, Z12, Z13, Z14, Z15, Zges nach Änderung der Stellgröße "Öffnungsgrad Expansionsventil" verzögert.
  • Nach Änderung der Stellgröße "Öffnungsgrad Expansionsventil 230" stellt sich dann eine weitere Verzögerung der korrespondierenden Kältemittelzustandsänderung durch das Zeitverhalten des Rekuperators 250 beim Austritt aus dem niederdruckseitigen Kältemittelpfad des Rekuperators 250 ein.
  • Das Zeitverhalten des Rekuperators 250 lässt sich vorteilhaft als Rekuperatorgesamt - Zeitkonstante Zges abhängig vom jeweiligen Arbeitspunkt des Dampfkompressionskreises im Bereich zwischen in etwa 1 Minuten bis 30 Minuten berücksichtigen.
  • Es erfolgt vorteilhaft eine gewichtete Kombination Verdichtereintrittsüberhitzung dTüε und der der Verdampferaustrittsüberhitzung dTÜA, indem insbesondere mittels einer gewichteten Kombination der Regelabweichung der Verdichterüberhitzung und der Regelabweichung der Verdampferaustrittsüberhitzung dTÜA die Gesamtregelabweichung berechnet wird, welche im Regler 500 zur Regelung des Dampfkompressionskreises 200 eingespeist wird.
  • Die Verdichtereintrittsüberhitzung dTüε wird vorteilhaft als Haupt - Regelgröße verwendet und die korrespondierenden Signalflüsse und Signalverarbeitungen erfolgt insbesondere in den folgenden Verfahrensschritten:
    Schritt 1: Zunächst werden die Prozessgrößen Verdichtereintrittsüberhitzung dTÜE vorteilhaft als Hauptregelgröße und die Verdampferaustrittsüberhitzung dTÜA vorteilhaft als Hilfsgröße in einem ersten Verfahrensschritt messtechnisch erfasst.
  • Dazu wird jeweils eine Verdampfungstemperatur des Kältemittels am jeweiligen Erfassungspunkt entweder
    • direkt messtechnisch ermittelt, mit einem Temperatursensor, welcher so positioniert ist, dass er eine der Kältemitteltemperatur im Nassdampfgebiet entsprechende Temperatur erfasst oder
    • indirekt messtechnisch ermittelt, mit einem Drucksensor, welcher einen Kältemitteldruck des im Nassdampfgebiet verdampfenden Kältemittels erfasst und aus der kältemittelspezifischen Abhängigkeit zwischen Druck und Temperatur im Nassdampfgebiet dann die Verdampfungstemperatur berechnet wird.
  • Des Weiteren wird am jeweiligen dem Überhitzungsmesspunkt, insbesondere am Verdampferausgang 242 und/oder am Verdichtereingang 211 zugeordneten Temperaturen der Kältemitteltemperatur mittels Temperatursensoren 501, 508 erfasst. Es wird dann die Temperaturdifferenz des Kältemittels am jeweiligen Messpunkt und der Verdampfungstemperatur berechnet und dieser Temperaturdifferenzwert entspricht dann der jeweiligen Überhitzung des Kältemittels am Messpunkt.
  • Ausgangsgrößen der Berechnung in Schritt 1 sind dann die Verdichtereintrittsüberhitzung dTüε und die Verdampferaustrittsüberhitzung dTÜA.
  • Schritt 2: Die Prozessgrößen Verdichtereintrittsüberhitzung dTüε und Verdampferaustrittsüberhitzung dTÜA werden zur Bildung zugeordneter Regelabweichungen mit jeweils zugeordneten Sollwerten in einem zweiten Schritt vorteilhaft verrechnet:
    Der Sollwert für die Verdichtereintrittsüberhitzung dTüε wird vorteilhaft zur Sicherstellung des zulässigen Verdichtersbetriebsbereiches und eines möglichst hohen Wirkungsgrades des Kältekreises im Bereich zwischen ca. 5 K bis 20 K variiert.
  • Der Sollwert für die Verdampferaustrittsüberhitzung dTÜA am Verdampferaustritt 242 wird dann in Abhängigkeit der Kältekreis-Betriebsart und des Kältekreis-Arbeitspunktes so variiert, dass die Verdampferüberhitzung im eingeschwungenen Regelfall in etwa dem sich einstellenden Prozesswert der Verdampferaustrittsüberhitzung dTÜA entspricht. Dieser Sollwert für die Verdampferaustrittsüberhitzung dTÜA kann modellbasiert in Abhängigkeit von einer Betriebsart oder einem Arbeitspunkt abhängig von der Verdampfungstemperatur, der Kondensationstemperatur, der Verdichterleistung, einem Sollwert der Verdichtereintrittsüberhitzung dTüε am Verdampferaustritt 242 und/oder von Komponenteneigenschaften vorberechnet werden und adaptiv korrigiert werden.
  • Es wird dann die Regelabweichung der Verdichtereintrittsüberhitzung dTÜE berechnet, indem vom Prozesswert der Verdichtereintrittsüberhitzung dTÜE der Sollwert der Verdichtereintrittsüberhitzung dTüε subtrahiert wird.
  • Es wird dann die Regelabweichung der Verdampferaustrittsüberhitzung dTÜA berechnet, indem vom Prozesswert der Verdampferaustrittsüberhitzung dTÜA der Sollwert der Verdampferaustrittsüberhitzung dTÜA subtrahiert wird.
  • Schritt 3: In einem dritten Verfahrensschritt werden die Regelabweichung der Verdichtereintrittsüberhitzung dTÜE und die Regelabweichung der Verdampferaustrittsüberhitzung dTÜA vorteilhaft zu einer Gesamtregelabweichung-Überhitzung kombiniert.
  • Die Kombination erfolgt insbesondere mittels einer gewichteten Addition der Einzel - Regelabweichungen.
  • Der Gewichtungseinfluss ist ein Maß für die anteilige Kombination der Einzel - Regelabweichungen und kann im Extremfall die ausschließliche Einbeziehung nur einer Einzel - Regelabweichung, aber üblicherweise die gewichtete Einbeziehung beider Einzel - Regelabweichungen bewirken.
  • Vorteilhaft wird der Gewichtungseinfluss als Wert zwischen 0 bis 1, also 0 bis 100 % veranschlagt und dieser Wert wird auf den Grad der Einbeziehung der Regelabweichung der Verdichtereintrittsüberhitzung dTÜE in die Gesamt - Regelabweichung einbezogen, womit sich für die Berechnung der Gesamt - Regelabweichung folgende Abhängigkeit ergibt: Gesamt − Regelabweichung Überhitzung = Gewichtungseinfluss * Regelabweichung Verdichtereintrittsüberhitzung + 1 − Gewichtungseinfluss * Regelabweichung Verdampferaustrittsüberhitzung
    Figure imgb0003
  • Der Wert des Gewichtungseinfluss kann vorteilhaft von der Betriebsart und/oder dem Arbeitspunkt der Wärmepumpe 100 abhängig variiert werden:
    • Beim Betriebsartübergang zwischen Betriebsart = Betrieb mit ausgeschaltetem Verdichter 210 und Betriebsart = Betrieb mit eingeschaltetem Verdichter 210 im Heizbetrieb wird aufgrund der dynamischen Prozesswerteänderungen beim Anfahren des Dampfkompressionssystems 200 vorteilhaft ausschließlich zunächst die Regelabweichung Verdampferaustrittsüberhitzung dTÜA in die Gesamt - Regelabweichung einbezogen, insbesondere ist der Wert eines Gewichtungseinflusses dann zunächst = 0 oder ein Wert vorteilhaft unter 20 %.
    • Nach einer Stabilisierungsphase des Dampfkompressionssystems 200 ist es vorteilhaft, nicht spontan auf den für den Regelbetrieb ausgelegten Wert des Gewichtungseinflusses umzuschalten, sondern den Übergang rampenförmig zu gestalten. In diesem Fall ist es vorteilhaft, dass der Wert vom Gewichtungseinfluss vom Startwert = 0, oder einem Wert insbesondere unter 20%, vorteilhaft rampenförmig auf den vorgesehenen Zielwert angehoben werden. Hiermit wird insbesondere eine Werteunstetigkeit bei einem spontanen Umschalten vermieden und somit Regelschwingungen vermieden.
    • Der Zielwert des Gewichtungseinflusses wird vorteilhaft an die jeweilige Betriebsart und den Arbeitspunkt angepasst. Betriebspunkte, welche sich durch erhöhte Schwingneigung auszeichnen bedürfen vorteilhaft einer geringeren Gewichtung der Regelabweichung der Verdichtereintrittsüberhitzung dTÜE, insbesondere wird hiermit ein regeltechnisch kritisches Signalverhalten der Verdichtereintrittsüberhitzung dTüε aufgrund der gegenüber der Verdampferaustrittsüberhitzung dTÜA grö-ßeren Signalverzögerung und größeren Streckensteilheit eine Schwingneigung vermieden.
  • Schritt 4: In einem vierten Verfahrensschritt wird die berechnete Gesamt - Regelabweichung der Überhitzung dann im Regler 500 verarbeitet, welcher die korrespondierenden Aktoren des Kältekreises, insbesondere das Expansionsventil 230 mit dem stellbarem Öffnungsgrad und/oder den Verdichter 210 mit stellbarer Verdichterdrehzahl, so steuert, dass sich im eingeregelten Fall eine Regelabweichung der Überhitzung gleich möglichst etwa 0 Kelvin einstellt.
  • Dabei kann ein P, I, PI, PID - Regler eingesetzt werden, wobei die Regelanteile an die jeweilige Betriebsart und den Arbeitspunkt vorteilhaft dynamisch angepasst werden.
  • Demnach kann bei Kältekreisen mit internem Wärmeübertrager, in diesem Beispiel dem Rekuperator 250, zwischen dem Kältemittelfad für unterkühltes Kältemittel nach Austritt aus dem wärmesenkenseitigen Wärmeübertrager, hier dem Verflüssiger220, und dem Kältemittelpfad nach Austritt aus dem wärmequellenseitigen Wärmeübertrager, hier dem Verdampfer 210, und dem Verdichtereintritt 211, zur Regelung der Überhitzung des Kältemittels anteilig die Verdichtereintrittsüberhitzung TÜE als auch anteilig die Verdampferaustrittsüberhitzung TÜA einbezogen werden.
  • In diesem idealisierten Fall wäre auch die aus den Einzel - Regelabweichungen verknüpfte Gesamt - Regelabweichung gleich Null, jedoch wird bedingt durch Komponenten - oder Ausregelungs - Toleranzen dieser Fall kaum auftreten.
  • Üblicherweise wir sich ein eingeschwungener Regelbetrieb einfinden, bei welchem aber die Einzel - Regelabweichungen zwar jeweils ungleich Null sind, aber die verknüpfte Gesamt - Regelabweichung gleich Null ist. In diesem Fall ist dann die Ist - Überhitzung Verdichtereintritt nicht die Soll - Überhitzung Verdichtereintritt, also wird der Kältekreis nicht im optimalen Arbeitspunkt betrieben.
  • Wenn im optimalen Arbeitspunkt für die Verdichtereintrittsüberhitzung (Istwert Verdichtereintrittsüberhitzung gleich Sollwert Verdichtereintrittsüberhitzung) der Sollwert für die Verdampferaustrittsüberhitzung so adaptiert würde, dass dieser gleich dem aktuellen Istwert der Verdampferaustrittsüberhitzung entspräche, würde die Regelung ohne Regelabweichung bezüglich der jeweiligen Überhitzungswerte einschwingen und im optimalen Arbeitspunkt betrieben werden.
  • Dies wird erfindungsgemäß durch die durchgeführte Korrektur des Sollwerts für die Verdampferaustrittsüberhitzung umgesetzt. Als Eingangsgröße für die Korrektur wird die Regelabweichung Überhitzung Verdichtereintritt, also die Differenz zwischen Soll-Überhitzung Verdichtereintritt und Ist-Überhitzung Verdichtereintritt, verwendet. Mit Hilfe einer Adaptionszeitkonstante als Parameter wird eine Kompensationsvariable Temperaturdifferenzadaption berechnet, indem der Wert der Adaptionszeitkonstante mit Hilfe einer Zeitfunktion den inversen Wert der Regelabweichung Überhitzung Verdichtereintritt annimmt. Anders ausgedrückt, die Adaptionszeitkonstante bestimmt zusammen mit der Zeitfunktion die Dauer, binnen welcher die Temperaturdifferenzadaptation der Regelabweichung nachfolgt. Auch andere Formen der Filterung rascher Änderungen der Regelabweichung, beispielsweise Tiefpassfilter, sind vorstellbar.
  • Die Notwendigkeit der Adaption bzw. Korrektur ergibt sich beispielsweise aus Toleranzen der Nassdampfkennlinie des Kältemittels.
  • Fig. 3 zeigt schematisch und exemplarisch drei Nassdampfkennlinien 1010, 1020 und 1030 für unterschiedliche Mischungsverhältnisse von Kältemittelkomponenten, in diesem Beispiel von R32 und R1234yf. Die Nassdampfkennlinie 1020 entspricht in diesem Beispiel der Nassdampfkennlinie von R454C. Für die Nassdampfkennlinie 1010 ist gegenüber R454C der Anteil von R32 abgesenkt, während er für die Nassdampfkennlinie 1030 erhöht ist. Bei den drei Nassdampfkennlinien 1010, 1020 und 1030 handelt es sich also um typische Gemischwerte, die ausgehend von einer Befüllung einer Kompressionskälteanlage aus einem Behältnis mit R454C erhalten werden.
  • Es kann gesehen werden, dass die Taupunkttemperatur in Abhängigkeit des Druckes für niedrigere Anteile von R32, vgl. Nassdampfkennlinie 1010, höher liegt, als die Taupunkttemperatur für höhere Anteile von R32, vgl. Nassdampfkennlinie 1020, 1030. Erfindungsgemäß können diese Toleranzen der Nassdampfkennlinien durch die Korrektur und Einbeziehung des Korrekturwertes kompensiert werden.
  • Die Berechnung der Temperaturdifferenzadaption kann in zwei aufeinanderfolgenden Schritten erfolgen. In einem ersten Schritt wird unter Einbeziehung des im letzten Schleifendurchlauf berechneten Wertes der Temperaturdifferenz Korrektur Verdampferausgangsüberhitzungssollwert zunächst ein unbegrenzter neuer Wert von Temperaturdifferenz Adaption Verdampferausgangsüberhitzungssollwert (unbegrenzt) berechnet, im zweiten Schritt wird dieser Wert auf die parametrierbare Bereichsgrenze begrenzt und dann als neu berechneter Prozesswert weiterverarbeitet. Die Temperaturdifferenz Adaption Verdampferausgangsüberhitzungssollwert wird vorzugsweise derart adaptiert, dass sie in einer festgelegten Zeit, genannt Adaptionszeitkonstante Verdampferausgangsüberhitzungssollwert, den Wert der Regelabweichung der Überhitzung am Verdichtereintritt annehmen würde.
  • Anschließend wird der Bereich der Temperaturdifferenz Korrektur Verdampferausgangsüberhitzungssollwert auf den mit einem Adaptionsbereichsparameter eingestellten Bereich begrenzt, indem der zuvor berechnete Wert auf den Bereich +/- Adaptionsbereichsparameter (in Kelvin) begrenzt wird.
  • Fig. 4 zeigt schematisch und exemplarisch einen Verlauf 2010 der Regelabweichung der Verdichtereintrittsüberhitzung und einen Verlauf 2020 der sich als Folge der Regelabweichung einstellenden Korrektur des Verdampferausgangsüberhitzungssollwerts über die Zeit in Minuten auf der horizontalen Achse.
  • In den ersten beispielhaft vier Minuten liegt keine Regelabweichung der Verdichtereintrittsüberhitzung vor, so dass sich auch keine Korrektur bzw. Adaption ergibt. In einem Zeitbereich 2030 liegt eine Regelabweichung von 0,5 K vor. So lange die Regelabweichung bei + 0,5 K verbleibt, steigt die Adaption bzw. Korrektur in die Gegenrichtung an. Zu einem Zeitpunkt 2040 erreicht die Korrektur einen beispielhaften bei -1 K gezeigten Maximalwert, auf den sie beschränkt bleibt, obwohl die Regelabweichung besteht.
  • In einem Zeitbereich 2050 liegt nun eine in die Gegenrichtung ausgeschlagene Regelabweichung vor. Der Wert der Adaption erhöht sich sukzessive, um der Regelabweichung entgegenzuwirken. Die Steigung der Adaption 2020 in dem Zeitbereich 2050 ist größer als die Steigung in dem Zeitbereich 2030, da die Steigung vorzugsweise proportional zu dem Wert der Regelabweichung gewählt wird. Nach einem Absinken in einem Zeitbereich 2060 bleibt die Korrektur in einem Zeitbereich 2070 konstant, da die Regelabweichung in diesem Zeitbereich Null beträgt.
  • Bei Mehrstoff - Kältemitteln mit "Temperaturgleit", beispielsweise R454C, sind auf die Taupunkttemperatur bezogene Überhitzungen auch im negativen Bereich möglich, in Betriebspunkten, bei denen noch nicht alle Kältemittelbestandteile vollständig verdampft sind.

Claims (8)

  1. Verfahren zum Regeln einer Kompressionskälteanlage (200), insbesondere einer Wärmepumpe (100), in welcher
    - ein gasförmiges Kältemittel von einem mittels eines Reglers (500) gesteuerten Verdichter (210) von einem Niederdruck (ND) auf einen Hochdruck (HD) verdichtet wird,
    - das Kältemittel durch einen Verflüssiger (220) getrieben wird, in dem es eine Heizwärme (Qh) an ein in einem Wärmesenkensystem (400) befindliches Heizmedium abgibt,
    - eine innere Wärme (Qi) des Kältemittels in einem Rekuperator (250) beim unter dem Hochdruck (HD) vom Verflüssiger (220) zum Expansionsventil (230) strömenden Kältemittel mit dem unter Niederdruck (ND) vom Verdampfer (240) zum Verdichter (210) strömenden Kältemittel ausgetauscht wird,
    - das Kältemittel in einer Hochdruckströmungsrichtung (SHD) zu einem von dem Regler (500) gesteuerten Expansionsventil (230) geführt ist, in dem das Kältemittel vom Hochdruck (HD) auf den Niederdruck (ND) abhängig von einem Regelwert (R) geregelt entspannt wird, wobei
    - das auf dem Niederdruck ND befindliche Kältemittel in dem Verdampfer (240) bei Aufnahme von Quellwärme QQ verdampft,
    enthaltend die Verfahrensschritte:
    - Bestimmen eines Zielwertes (ZÜA) der Verdampferaustrittsüberhitzung (TÜA) und eines Zielwertes (ZÜE) der Verdichtereintrittsüberhitzung (TÜE),
    - Berechnen eines Korrekturwertes basierend auf einer Regelabweichung der Verdichtereintrittsüberhitzung (TÜE) zu dem Zielwert (ZÜE) der Verdichtereintrittsüberhitzung (Tüε),
    - Korrigieren des Zielwertes (ZÜA) der Verdampferaustrittsüberhitzung (TÜA) mit dem berechneten Korrekturwert,
    - Berechnen eines Regelwertes (R) nach einer Inbetriebnahmephase der Kompressionskälteanlage (200) abhängig von dem Zielwert (ZÜA) der Verdampferaustrittsüberhitzung (TÜA) und dem Zielwert (ZÜE) der Verdichtereintrittsüberhitzung (TÜE), und
    - Regeln des Expansionsventils (230) auf Basis des Regelwertes (R).
  2. Verfahren nach Anspruch 1, wobei der Korrekturwert proportional zu einem Zeitintegral der Regelabweichung der Verdichtereintrittsüberhitzung (TÜE) zu dem Zielwert (ZÜE) der Verdichtereintrittsüberhitzung (TÜE) berechnet wird.
  3. Verfahren nach Anspruch 2, wobei der Korrekturwert in diskreten Zeitschritten um einen proportionalen Anteil der Regelabweichung der Verdichtereintrittsüberhitzung (TÜE) korrigiert wird.
  4. Verfahren nach einem der vorstehenden Ansprüche, wobei der Korrekturwert auf einen zulässigen Wertebereich begrenzt wird.
  5. Verfahren nach einem der vorstehenden Ansprüche, wobei der Zielwert (ZÜA) der Verdampferaustrittsüberhitzung (TÜA) durch Addition des berechneten Korrekturwertes korrigiert wird.
  6. Kompressionskälteanlage (200), insbesondere Wärmepumpe (100), mit
    - einem Kältekreis mit Kältemittel,
    - einem Verdichter (210),
    - einem Verflüssiger (220),
    - einem Verdampfer (240),
    - einem Expansionsventil (230),
    - einem internen Wärmeübertrager (250), genannt Rekuperator, und
    - einem Regler (500),
    wobei beim Betrieb der Kompressionskälteanlage (200)
    - gasförmiges Kältemittel von dem mittels des Reglers (500) gesteuerten Verdichter (210) von einem Niederdruck (ND) auf einen Hochdruck (HD) verdichtet wird,
    - das Kältemittel durch den Verflüssiger (220) getrieben wird, wobei der Verflüssiger (220) dazu ausgebildet ist, dass das Kältemittel in dem Verflüssiger (220) eine Heizwärme (Qh) an ein in einem Wärmesenkensystem (400) befindliches Heizmedium abgibt,
    - eine innere Wärme (Qi) des Kältemittels in einem Rekuperator (250) beim unter dem Hochdruck (HD) vom Verflüssiger (220) zum Expansionsventil (230) strömenden Kältemittel mit dem unter Niederdruck (ND) vom Verdampfer (240) zum Verdichter (210) strömenden Kältemittel ausgetauscht wird,
    - das Kältemittel in einer Hochdruckströmungsrichtung (SHD) zu einem von dem Regler (500) gesteuerten Expansionsventil (230) geführt ist, in dem das Kältemittel vom Hochdruck (HD) auf den Niederdruck (ND) abhängig von einem Regelwert (R) geregelt entspannt wird, wobei
    - das auf dem Niederdruck ND befindliche Kältemittel in dem Verdampfer (240) bei Aufnahme von Quellwärme QQ verdampft,
    wobei der Regler (500) ausgebildet ist zum:
    - Bestimmen eines Zielwertes (ZÜA) der Verdampferaustrittsüberhitzung (TÜA) und eines Zielwertes (ZÜE) der Verdichtereintrittsüberhitzung (TÜE),
    - Berechnen eines Korrekturwertes basierend auf einer Regelabweichung der Verdichtereintrittsüberhitzung (TÜE) zu dem Zielwert (ZÜE) der Verdichtereintrittsüberhitzung (TÜE),
    - Korrigieren des Zielwertes (ZÜA) der Verdampferaustrittsüberhitzung (TÜA) mit dem berechneten Korrekturwert,
    - Berechnen eines Regelwertes (R) nach einer Inbetriebnahmephase der Kompressionskälteanlage (200) abhängig von dem Zielwert (ZÜA) der Verdampferaustrittsüberhitzung (TÜA) und dem Zielwert (ZÜE) der Verdichtereintrittsüberhitzung (Tüε), und
    - Regeln des Expansionsventils (230) auf Basis des Regelwertes (R).
  7. Kompressionskälteanlage (200) nach Anspruch 6, wobei das Kältemittel eine Mischung mehrerer Kältemittelkomponenten enthält.
  8. Kompressionskälteanlage (200) nach Anspruch 7, wobei als Kältemittel eine Mischung enthaltend R32 und R1234yf, insbesondere R454C, verwendet wird.
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