EP3961129A1 - Wärmepumpe und verfahren zum betreiben einer wärmepumpe - Google Patents

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EP3961129A1
EP3961129A1 EP21190743.1A EP21190743A EP3961129A1 EP 3961129 A1 EP3961129 A1 EP 3961129A1 EP 21190743 A EP21190743 A EP 21190743A EP 3961129 A1 EP3961129 A1 EP 3961129A1
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EP
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temperature
pressure
heat pump
hot gas
refrigerant
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Andreas Bangheri
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Definitions

  • the present invention relates to a compression heat pump or a refrigerating machine according to claim 1 and a method for operating such according to claim 9.
  • compression heat pump In a compression heat pump, a refrigerant is compressed using a mechanical compressor (preferably driven by an electric motor) and moved through a cyclic process.
  • a compression heat pump can also be operated as a refrigeration machine, but in the following, for the sake of simplification, the term “compression heat pump” or just “heat pump” is usually used, without this being understood as a limitation.
  • a compression heat pump has a refrigerant circuit which includes an evaporator, a compressor, a condenser and a controllable expansion valve.
  • the controllable expansion valve is controlled by a control device.
  • a first pressure sensor is provided for detecting a pressure in a high pressure or hot gas section of the refrigerant circuit.
  • a generic compression heat pump is from EP 0 866 291 B1 famous.
  • a second sensor is provided to regulate the expansion valve in addition to a temperature sensor arranged in a first area between the compressor and condenser, which sensor detects a pressure that represents a direct measure of the condensation pressure and the condensation temperature.
  • a direct measure of the condensation temperature is understood below to mean that, with a given operational arrangement, at least an approximate condensation temperature can be determined from a value detected by a sensor without the use of other measured variables reflecting the current state of the system.
  • the high-pressure section of the refrigerant cycle also called the hot-gas section of the refrigerant cycle, is the area of a compression heat pump where the refrigerant (a refrigerant vapor or a mixture of liquid refrigerant and refrigerant vapor, or generally a refrigerant fluid) resides in an area between the compressor and the expansion valve , i.e. in an area of increased pressure.
  • the term "hot gas section” follows from the increased temperature of the refrigerant after compression by the compressor.
  • a low-pressure section or suction gas section of the refrigerant circuit is the remaining section of the refrigerant circuit between the expansion valve and the compressor, since the refrigerant is moved here under reduced pressure and reduced temperature after expansion through the expansion valve.
  • suction gas section results from the fact that the refrigerant, which is located in this section of the refrigerant circuit, is sucked in by the compressor and compressed towards the high-pressure or hot gas section.
  • condensation heat is extracted from the refrigerant by the heat exchanger function of the condenser and fed to a consumer.
  • a disadvantage of known compression heat pumps and methods for operating such compression heat pumps is the fact that the compression heat pumps are only optimally regulated with regard to certain operating points.
  • a geothermal heat pump in which an evaporator is positioned at a depth of 30 cm below the frost level, ie typically 1.20 m deep in the ground, an evaporation temperature of 3°C is assumed, for example.
  • a compression heat pump with a geothermal probe in which is typically drilled to a depth of 100 m, an evaporation temperature of +5°C can be assumed, for example.
  • Corresponding geothermal heat pumps have a brine circuit, by means of which the heat is absorbed from the ground and released into the evaporator to the refrigerant circuit by evaporating the expanded refrigerant.
  • the efficiency of the compression heat pump can be reduced if there is a deviation from this assumed temperature, since its control is then not only optimal.
  • a seasonal fluctuation in the ambient temperature also means that known compression heat pumps are often no longer optimally controlled. Since, when outside temperatures are cold, significantly more energy is required to heat radiators or underfloor heating in addition to the energy required to prepare hot water, a comparatively high flow temperature is required at which the water from the condenser (heated by this in the heat exchange with the refrigerant) is fed to a consumer will. Correspondingly required flow temperatures can therefore lie in a wide range of, for example, 25°C to 65°C (higher when using radiators than with underfloor heating).
  • the problem is even greater with air heat pumps, in which heat is extracted from the ambient air and fed to the consumer.
  • the evaporation temperatures can vary within a range of -30°C to +25°C.
  • evaporation temperatures corresponding approximately to the temperature of the heat source
  • condensation temperatures corresponding approximately to the flow temperatures
  • this object is achieved by a compression heat pump according to the characterizing part of claim 1 and by a method for operating a compression heat pump according to claim 11.
  • a second pressure sensor is provided for detecting a pressure P1 in a low pressure - or suction gas section of the refrigerant circuit.
  • This pressure P1 is a direct measure of the evaporation pressure and the evaporation temperature.
  • a compression heat pump according to the invention offers the advantage that the control device can take into account not only the pressure P2 in the high-pressure section of the refrigerant circuit, but also this pressure P1 in the low-pressure section of the refrigerant circuit.
  • a target value for optimized hot gas overheating is set depending on the heat source temperature or the evaporation temperature and the required flow temperature or the condensation temperature.
  • the instantaneous hot gas overheating can then be calculated from the difference between a temperature determined from the pressure (P2) or a measured temperature (T1) in the high-pressure or hot gas section of the refrigerant circuit and a temperature determined from the pressure (P1) or a measured temperature (T2) in the Low-pressure or suction gas section of the refrigerant circuit can be determined (the temperatures T1 and T2 can thus be determined from the pressures P2 and P1 or measured using separate temperature sensors).
  • the expansion valve is controlled in such a way that the hot gas overheating approaches the target value.
  • Hot gas overheating is the temperature increase that occurs as a result of the compression of the refrigerant, i.e. the temperature difference between the refrigerant before and after the compressor.
  • the outside temperature it can be assumed that this also approximately corresponds to the evaporation temperature of the refrigerant in the evaporator.
  • This evaporation temperature can be measured directly by a temperature sensor or calculated using a determined pressure (pressure sensor).
  • the measurement with a temperature sensor is more cost-effective, since temperature sensors are cheaper to manufacture and install than pressure sensors.
  • pressure sensors offer the advantage that their measurements are less error-prone. In the case of temperature sensors in particular, it is problematic that the thermal contact with the refrigerant is not always so reliable that precise measurements are possible.
  • the outside temperatures can be simulated by specifying the appropriate temperature on the evaporator using a heating and/or cooling element.
  • the hot gas overheating was varied through different settings of the expansion valve.
  • the efficiency of the heat pump was then determined for various hot gas overheating conditions.
  • the efficiency of a heat pump is the ratio of heat energy obtained to the energy supplied to the heat pump.
  • the energy supplied to the heat pump is essentially the electrical energy that has to be supplied to the compressor in order to maintain the refrigerant cycle.
  • Table 1 shows the increase in efficiency for various hot gas overheating conditions at an outside temperature of -7°C and a flow temperature of 35°C.
  • Table 2 shows the increase in efficiency for an outside temperature of 0°C and a desired flow temperature of 30°C as a function of various hot gas overheatings. Both tables make it clear that there is an optimal operating point for the heat pump at which the increase in efficiency is maximum.
  • the optimum operating point also depends on the outside temperature and the flow temperature. While at an outside temperature of -7°C the maximum efficiency is at a hot gas overheating of approx. 37 K, at a At an outside temperature of 0°C, on the other hand, the optimum working point of the compression heat pump is reached at a hot gas overheating of approx. 22 K.
  • a second pressure sensor for detecting the pressure P1 in the low-pressure or suction gas section is provided in addition to the first pressure sensor for detecting the pressure P2 in the high-pressure or hot gas section of the refrigerant circuit means that the hot gas overheating can be determined and can also be determined more precisely than when using only two pure temperature sensors.
  • the method according to claim 9 according to the invention accordingly takes into account that a target value for the optimized hot gas overheating is defined for a specific heat source temperature, the hot gas overheating is measured and the expansion valve is readjusted so that the hot gas overheating approaches the target value.
  • the second pressure sensor is preferably arranged between the evaporator and the compressor.
  • a temperature sensor for detecting a temperature T2 can be provided in the low-pressure or suction gas section of the refrigerant circuit, in particular between the evaporator and the compressor.
  • the first pressure sensor is preferably arranged between the condenser and the expansion valve, particularly preferably between the condenser and a subcooler.
  • the first pressure sensor is arranged on a refrigerant collector.
  • a further temperature sensor can be provided for detecting a temperature T1 in the high-pressure or hot-gas section of the refrigerant circuit and can preferably be arranged between the compressor and the condenser.
  • the first pressure sensor is preferably arranged on a refrigerant collector.
  • a variant with an overheating heat exchanger between the condenser or a sub-cooler arranged downstream of the condenser and the expansion valve for heat exchange between the refrigerant flowing towards the evaporator and flowing away from it towards the compressor is particularly preferred.
  • the compression heat pump can in particular be an air heat pump that extracts heat from the ambient air and supplies it to a consumer.
  • the target value preferably represents the value of an optimized efficiency of the compression heat pump.
  • target values specified for different heat source temperatures and/or for different flow temperatures are stored in tabular form in a control device of the compression heat pump.
  • the target values for different heat source temperatures and/or for different flow temperatures are preferably determined before being stored in tabular form from measurements of the efficiency of the heat pump as a function of the hot gas overheating at the different heat source temperatures.
  • a target value for a heat source temperature can be determined from efficiency measurements measuring the hot gas superheat in increments of 5k to 15K over a range from a minimum hot gas superheat of 10K to 30K to a maximum hot gas superheat of 35K to 80K, and the hot gas superheat with maximum efficiency is stored as the target value for this heat source temperature.
  • the temperature determined from the pressure (P1) or the temperature measured (T2) in the low-pressure or suction gas section of the refrigerant circuit can be used as an approximate heat source temperature.
  • a target value for the hot gas superheat in a range from 32K to 42K, preferably from 35K to 40K is set.
  • a target value for the hot gas superheat can be set in a range from 17K to 27K, preferably from 19K to 25K.
  • a refrigerant fluid ie a vapor or a liquid or a vapor/liquid mixture of a fluid
  • a refrigerant fluid is conducted through a cyclic process by means of the compression heat pump shown.
  • the refrigerant is compressed by means of a compressor 6, thereby increasing its temperature and pressure.
  • a high-pressure section or hot-gas section of the refrigerant circuit is therefore formed downstream of the compressor.
  • a temperature sensor 20 is provided in this high-pressure section to measure the temperature T1 of the compressed refrigerant.
  • the refrigerant Downstream of the compressor 6, the refrigerant is then conducted into a condenser 1, which is a heat exchanger and serves to condense the compressed, vaporous refrigerant. Condensation heat is extracted from the refrigerant and fed to a consumer, not shown, via a partially shown consumer circuit 23 with a flow 21 and a return 23 .
  • a refrigerant collector 2 which temporarily stores refrigerant is arranged downstream of the condenser 1 .
  • the refrigerant collector 2 thus serves as a buffer for the refrigerant.
  • the pressure P2 of the refrigerant is measured via a first pressure sensor 19 determined in the refrigerant collector 2.
  • This pressure P2 also corresponds to the condensation pressure of the refrigerant in the condenser 1 and further reflects the condensation temperature in the condenser 1, which means that the condensation temperature in the condenser 1 can be calculated from the pressure P2.
  • a subcooler 3 is arranged downstream of the refrigerant collector 2 , through which refrigerant exiting from the refrigerant collector 2 flows to an expansion valve 4 .
  • the return flow 22 which flows in the opposite direction through the subcooler 3 to the condenser 1 , is guided through the subcooler 3 , which is designed as a heat exchanger.
  • the combination of refrigerant collector 2 and subcooler 3 improves the cooling capacity of the heat pump, ie increases the heat that the heat pump can transport to the consumer.
  • the sub-cooler 3 serves to preheat the consumer circuit 23.
  • the sub-cooler 3 also leads to the fact that less gaseous refrigerant arrives at the expansion valve 4 as a result of further heat dissipation of the refrigerant.
  • the refrigerant is expanded and thus cooled by means of the expansion valve 4 .
  • the controlled expansion valve 4 is controlled by a control device, not shown.
  • the still liquid refrigerant is fed to an evaporator 5, which is designed as a heat exchanger and is in thermal contact with a heat source, for example with the ambient air or with the ground.
  • a heat source for example with the ambient air or with the ground.
  • the refrigerant evaporates or the remaining liquid components of the refrigerant evaporate and the refrigerant is fed out of the evaporator 5 to the compressor 6, as a result of which the refrigerant circuit is closed.
  • a second pressure sensor 17 is arranged between the evaporator 5 and the compressor 6 for detecting a pressure P1 in the low pressure or suction gas section of the refrigerant circuit, the pressure P1 corresponding to the evaporation pressure in the evaporator 5 and being able to be converted into a corresponding evaporation temperature.
  • Another optional temperature sensor 18 is provided for the direct detection of the temperature T2 of the low-pressure section.
  • the evaporation temperature is determined or (as an approximation) the temperature T2 in the low-pressure section of the refrigerant circuit. This can be done either via the temperature sensor 18 or alternatively and more precisely by means of the second pressure sensor 17 by detecting the pressure P1 in the low-pressure section of the refrigerant circuit and determining the temperature which corresponds to the temperature of the refrigerant at this pressure P1.
  • an optimized hot gas overheating is determined by determining the respective hot gas overheating with maximum efficiency from efficiency curves, as shown in Tables 1 and 2.
  • the actual instantaneous hot gas superheat is then determined from the difference between the temperature corresponding to pressure P2 (or measured temperature T1) in the high-pressure section of the refrigerant circuit and the temperature corresponding to pressure P1 (or measured temperature T2) in the low-pressure section of the refrigerant circuit.
  • the expansion valve 4 is then controlled in such a way that the hot gas overheating approaches the target value, with the expansion valve 4 being closed further if the hot gas overheating is too low compared to the target value and the expansion valve is opened further if the hot gas overheating is too high compared to the target value.
  • the use of pressure sensors 17 and 19 for regulation offers advantages over the use of temperature sensors 18 and 20, since the thermal coupling of a temperature sensor to the refrigerant circuit more problematic than the connection of a pressure sensor. It has been found that the use of pressure sensors is particularly stable over the long term. However, for operating a method according to the invention, it can also be advantageous, at least in certain method sections, to use the temperature sensor 18 to control the expansion valve 4 in order to determine the temperature T2 instead of determining this temperature using the pressure sensor 17 (pressure P1). In particular in a start-up phase of the heat pump, no stable pressure P1 forms in this start-up phase, which can be used for the regulation described.
  • FIG 2 an alternative embodiment of a compression heat pump according to the invention is shown.
  • the already based on the embodiment of figure 1 explained elements of the compression heat pump and the process steps discussed there are analogous to the embodiment of figure 2 used.
  • another heat exchanger is provided here in the form of the overheating heat exchanger 9 for the refrigerant.
  • the compressed and liquefied refrigerant from the sub-cooler 3 flows away from the sub-cooler 3 through the overheating heat exchanger 9 and then on to the expansion valve 4.
  • the refrigerant flows from the evaporator 5 in the embodiment of FIG figure 2 also on the way to the compressor 6 through the overheating heat exchanger 9 and is thus in heat exchange with the refrigerant flowing to the expansion valve 4 .
  • figure 3 shows a further embodiment of a heat pump according to the invention. Compared to the embodiments of figures 1 and 2 is the heat pump figure 3 supplemented with additional elements. Same elements as in the 1 and 2 are provided with the same reference numbers.
  • the refrigerant is first routed to a four-way switch valve 16 and, in a first position of the four-way switch valve 16, to the condenser 1 and further on through a check valve 13 to the refrigerant collector 2. After the refrigerant collector 2, the refrigerant continues through a subcooler 3 to a superheat heat exchanger 9 and through the expansion valve 4 into the evaporator 5.
  • the refrigerant is in turn fed from the evaporator 5 to the compressor 6 through the four-way switching valve 16 .
  • a gas/liquid separator 8 through which the refrigerant flows before it is conducted through the overheating heat exchanger 9 into a liquid separator 11 , is also arranged on this section between the four-way switching valve 16 and the compressor 6 .
  • the liquid separator 11 prevents liquid portions of the refrigerant from entering the compressor 6 .
  • Corresponding liquid components can be successively evaporated in the liquid absorber 11 .
  • the circuit of the refrigerant thus essentially corresponds to that of the embodiment of FIG figure 2 and thus represents regular heat pump operation.
  • the four-way switching valve 16 can also be brought into a second position in which the refrigerant circuit is reversed.
  • evaporator 5 becomes the condenser
  • condenser 1 becomes the evaporator.
  • the heat pump can be converted into an air conditioner, by means of which the consumer coupled to the flow 21 and the return 22 can be cooled instead of heated.
  • Another use of such a reversal can be to provide efficient defrosting of the system.
  • icing can occur in the area of the evaporator 5 at low outside temperatures, which significantly reduces the efficiency of the heat pump.
  • a reversal of the refrigerant circuit can be switched on in order to achieve defrosting of the evaporator 5 .
  • the four-way switching valve 16 is consequently brought into a second position, with which the refrigerant flow is not routed from the evaporator 5 to the condenser, but vice versa from the condenser to the evaporator 5. While the refrigerant flow is on this first path through the four-way switching valve 16 is thus reversed in this operating mode, the refrigerant flow remains unchanged on the second path through the four-way switching valve 16 from the compressor 6 in the direction of the overheating heat exchanger 9 compared to the regular heat pump operation.
  • the refrigerant from the evaporator 5 is conducted further in the direction of the condenser 1 in the defrost or air conditioning mode with reverse circulation.
  • the refrigerant is guided through a check valve 15 in an additional section of the refrigerant circuit, which is parallel to the section with the expansion valve 4, through which the refrigerant flows in heat pump operation.
  • the refrigerant After flow through check valve 15 to condenser 1 the refrigerant also passes through an expansion valve 12, through which the refrigerant flows only in this defrosting/cooling mode, before it flows through the condenser 1 and then in an opposite direction compared to heat pump operation through the pipeline between the condenser and four-way switching valve 16 to the four-way Switching valve 16 is performed.
  • the ejector 10 has three connections, one of which is associated with the expansion valve ejector 7 and another with the check valve 14, so that the flow of refrigerant parallel to the pipeline with the expansion valve 4 is guided through these two connections.
  • a third port connects the ejector 10 to the gas-liquid separator 8. As shown in FIG figure 3 indicated schematically, the inlet of the section from the gas-liquid separator 8 to the ejector 10 is actually aligned perpendicularly to the direction of flow through the ejector from the expansion valve 7 to the check valve 14 .
  • the ejector 10 serves to increase the efficiency of the heat pump as follows.
  • the ejector 10 utilizes the expansion work present in the refrigerant downstream of the condenser 1 in order to draw in a partial mass flow and convey it to a higher level. Suction takes place via the third port, with which the ejector 10 communicates with the gas-liquid separator 8 .
  • the flow through the ejector 10 of the gaseous refrigerant which is introduced into the ejector by the expansion valve ejector 7, ensures that gaseous refrigerant is sucked out of the gas-liquid separator 8.
  • refrigerant from the low-pressure section of the refrigerant circuit is raised to a higher pressure level, bypassing the compressor 6, as a result of which the compressor 6 is relieved and less electrical energy has to be added to the compressor 6.

Abstract

Die vorliegende Erfindung betrifft eine Wärmepumpe und ein Verfahren zum Betreiben einer Wärmepumpe.
Erfindungsgemäß wird in Abhängigkeit von einer Wärmequellentemperatur und einer benötigten Vorlauftemperatur ein Zielwert für eine optimierte Heißgasüberhitzung festgelegt. Die momentane Heißgasüberhitzung wird aus der Differenz zwischen einer aus dem Druck (P2) ermittelten Temperatur im Hochdruck- oder Heißgasabschnitt des Kältemittelkreislaufs und einer aus dem Druck (P1) ermittelten Temperatur im Niederdruck- oder Sauggasabschnitt des Kältemittelkreislaufs ermittelt, und das Expansionsventil (4) so geregelt, dass sich die Heißgasüberhitzung dem Zielwert annähert.

Description

  • Die vorliegende Erfindung betrifft eine Kompressionswärmepumpe oder eine Kältemaschine gemäß Anspruch 1 sowie ein Verfahren zum Betreiben einer solchen gemäß Anspruch 9.
  • Bei einer Kompressionswärmpumpe wird ein Kältemittel mittels eines mechanischen Kompressors (vorzugsweise mit einem Elektromotor angetrieben) komprimiert und durch einen Kreisprozess bewegt. Eine Kompressionswärmepumpe kann auch als Kältemaschine betrieben werden, im Folgenden wird aber meist zu Vereinfachung nur von "Kompressionswärmepumpe" oder auch nur "Wärmepumpe" gesprochen ohne dass dies als Beschränkung aufzufassen ist.
  • Eine Kompressionswärmepumpe gemäß dem Oberbegriff von Anspruch 1 weist einen Kältemittelkreislauf auf, der einen Verdampfer, einen Kompressor, einen Kondensator und ein regelbares Expansionsventil beinhaltet. Das regelbare Expansionsventil wird von einer Regeleinrichtung angesteuert. Ein erster Druckfühler ist vorgesehen zur Erfassung eines Drucks in einem Hochdruck- oder Heißgasabschnitt des Kältemittelkreislaufs.
  • Eine gattungsgemäße Kompressionswärmepumpe ist aus der EP 0 866 291 B1 bekannt. Bei der in dieser Druckschrift offenbarten Kompressionswärmepumpe ist zur Regelung des Expansionsventil neben einem in einem ersten Bereich zwischen Verdichter und Kondensator angeordneten Temperaturfühler ein zweiter Fühler vorgesehen, der einen Druck erfasst, der ein direktes Maß für die den Kondensationsdruck und die Kondensationstemperatur darstellt. Unter einem direkten Maß für die Kondensationstemperatur wird im Folgenden verstanden, dass bei gegebener operativer Anordnung aus einem von einem Fühler erfassten Wert ohne Hinzuziehung von weiteren dem momentanen Zustand des Systems wiedergebenden Messgrößen zumindest annähernde Kondensationstemperatur ermittelt werden kann. In der EP 0 866 291 B1 wird daher ein Verfahren zum Betreiben einer solchen Kompressionswärmepumpe offenbart, bei der eine Regelung des Expansionsventils anhand des Drucks bzw. der Temperatur im Hochdruck- oder Heißgasabschnitt des Kältemittelkreislaufs durchgeführt wird. Aus diesem Druck wird eine Kondensationstemperatur ermittelt, die zur Regelung der Wärmepumpe verwendet wird.
  • Die Funktion einer solchen gattungsgemäßen, bekannten Wärmepumpe wird im Folgenden kurz beschrieben und die verwendeten Begriffe erläutert. Der Hochdruckabschnitt des Kältemittelkreislaufs, der auch Heißgasabschnitt des Kältemittelkreislaufs genannt wird, ist der Bereich einer Kompressionswärmepumpe, in dem das Kältemittel (ein Kältemitteldampf oder ein Gemisch von flüssigem Kältemittel und Kältemitteldampf oder allgemein ein Kältemittelfluid) sich in einem Bereich zwischen dem Kompressor und dem Expansionsventil befindet, also in einem Bereich erhöhten Drucks. Die Bezeichnung "Heißgasabschnitt" folgt aus der erhöhten Temperatur des Kältemittels nach der Kompression durch den Kompressor. Unter einem Niederdruckabschnitt oder Sauggasabschnitt des Kältemittelkreislaufs ist hingegen der verbleibende Abschnitt des Kältemittelkreislaufs zu verstehen zwischen dem Expansionsventil und dem Kompressor, da hier nach der Expansion durch das Expansionsventil das Kältemittel unter reduziertem Druck und reduzierter Temperatur bewegt wird. Der Begriff "Sauggasabschnitt" resultiert aus der Tatsache, dass das Kältemittel, welches sich in diesem Abschnitt des Kältemittelkreislaufs befindet, vom Kompressor angesaugt und zum Hochdruck- bzw. Heißgasabschnitt hin komprimiert wird. Bei der Abkühlung im Kondensator wird Kondensationswärme dem Kältemittel durch die Wärmetauscherfunktion des Kondensators entzogen und einem Verbraucher zugeführt.
  • Nachteilig an bekannten Kompressionswärmepumpen und Verfahren zum Betreiben solcher Kompressionswärmepumpen ist die Tatsache, dass die Kompressionswärmepumpen nur bezüglich bestimmter Betriebspunkte optimiert geregelt werden. Bei einer Erdwärmepumpe, bei welcher ein Verdampfer in einer Tiefe von 30 cm unter Frostniveau, also typischerweise 1,20 m tief in der Erde positioniert wird, wird beispielsweise von einer Verdampfungstemperatur von 3°C ausgegangen. Bei einer Kompressionswärmepumpe mit einer Erdsonde, bei der typischerweise bis in eine Tiefe von 100 m gebohrt wird, kann beispielsweise von einer Verdampfungstemperatur von +5°C ausgegangen werden. Entsprechende Erdwärmepumpen weisen eine Solekreislauf auf, mittels dessen die Wärme aus dem Erdreich aufgenommen und in den Verdampfer an den Kältemittelkreislauf abgegeben wird, indem das expandierte Kältemittel verdampft wird.
  • Mit der Annahme einer konstanten Temperatur der Wärmequelle, die näherungsweise auch die Verdampfungstemperatur des Kältemittels darstellt, kann bei einer Abweichung von dieser angenommenen Temperatur die Effizienz der Kompressionswärmepumpe reduziert sein, da deren Regelung dann nicht nur optimal ist.
  • Auch eine jahreszeitlich bedingte Schwankung der Umgebungstemperatur führt dazu, dass bekannte Kompressionswärmepumpen oft nicht mehr optimal geregelt werden. Da bei kalten Außentemperaturen neben der Energie zur Bereitung von Warmwasser auch deutlich mehr Energie zur Heizung von Radiatoren oder einer Fußbodenheizung benötigt wird, wird eine vergleichsweise hohe Vorlauftemperatur benötigt, mit der Wasser vom Kondensator (von diesem im Wärmetausch mit dem Kältemittel aufgewärmt) einem Verbraucher zugeführt wird. Entsprechend benötigte Vorlauftemperaturen können daher in einem breiten Bereich von beispielsweise 25°C bis 65°C liegen (bei Verwednugn von Radiatoren höher als bei einer Fußbodenheizung).
  • Noch größer ist die Problematik bei Luftwärmepumpen, bei welchen eine Umgebungsluft Wärme entzogen und dem Verbraucher zugeführt wird. Hier können bereits die Verdampfungstemperaturen jahreszeitlich bedingt in einem Bereich von -30°C bis zu +25°C schwanken.
  • Die großen Bereiche von auftretenden Verdampfungstemperaturen (die näherungsweise der Temperatur der Wärmequelle entsprechen) und Kondensationstemperaturen (die näherungsweise der Vorlauftemperaturen entsprechen) führen dazu, dass bekannte Wärmepumpen, bei denen beispielsweise nur die Heißgas- oder Kondensationstemperatur zur Regelung der Kompressionswärmepumpe verwendet werden, vergleichsweise oft in Bereichen betrieben wird, indem sie keine gute Effizienz liefern. Es ist nicht gewährleistet, dass die Wärmepumpe bei unterschiedlichen Temperaturen und Drücken im Niederdruck und Hochdruckabschnitt mit bestmöglicher Effizienz betreiben wird.
  • Es ist daher die Aufgabe der vorliegenden Erfindung, eine Kompressionswärmepumpe und ein Verfahren zum Betreiben einer Kompressionswärmepumpe bereitzustellen, bei welcher die Effizienz verbessert wird. Es ist ferner Aufgabe der Erfindung, ein Verfahren zum Betreiben einer solchen Kompressionswärmepumpe bereitzustellen, welches ebenfalls die Effizienz der Kompressionswärmepumpe erhöht.
  • Erfindungsgemäß wird diese Aufgabe gelöst durch eine Kompressionswärmepumpe gemäß dem Kennzeichen von Anspruch 1 sowie durch ein Verfahren zum Betreiben einer Kompressionswärmepumpe gemäß Anspruch 11.
  • Bei einer Kompressionswärmepumpe gemäß dem Kennzeichen von Anspruch 1 ist neben dem ersten Druckfühler zu Erfassung eines Drucks P2 in einem Hochdruck- oder Heißgasabschnitt des Kältemittelkreislaufs als Maß für den Kondensationsdruck und der Kondensationstemperatur gemäß der Erfindung ein zweiter Druckfühler vorgesehen zum Erfassen eines Drucks P1 in einem Niederdruck- oder Sauggasabschnitt des Kältemittelkreislaufs. Dieser Druck P1 stellt hier ein direktes Maß für den Verdampfungsdruck und die Verdampfungstemperatur dar.
  • Eine erfindungsgemäße Kompressionswärmepumpe bietet den Vorteil, dass von der Regeleinrichtung nicht nur der Druck P2 im Hochdruckabschnitt des Kältemittelkreislaufs, sondern auch dieser Druck P1 im Niederdruckabschnitt des Kältemittelkreislaufs berücksichtigt werden kann.
  • Bei einem erfindungsgemäßen Verfahren gemäß Anspruch 11 wird in Abhängigkeit von der Wärmequellentemperatur oder der Verdampfungstemperatur und der benötigten Vorlauftemperatur oder der Kondensationstemperatur ein Zielwert für eine optimierte Heißgasüberhitzung festgelegt.
  • Anschließend kann die momentane Heißgasüberhitzung aus der Differenz zwischen einer aus dem Druck (P2) ermittelten Temperatur oder einer gemessenen Temperatur (T1) im Hochdruck- oder Heißgasabschnitt des Kältemittelkreislaufs und einer aus dem Druck (P1) ermittelten Temperatur oder einer gemessenen Temperatur (T2) im Niederdruck- oder Sauggasabschnitt des Kältemittelkreislaufs ermittelt werden (sie Temperaturen T1 und T2 können somit aus den Drücken P2 und P1 ermittelt oder mittels separater Temperatursensoren gemessen werden).
  • In einem dritten Schritt wird das Expansionsventil so geregelt, dass sich die Heißgasüberhitzung dem Zielwert annähert.
  • Im Rahmen der Erfindung wurde festgestellt, dass für verschiedene Außentemperaturen und verschiedene Vorlauftemperaturen jeweils eine Heißgasüberhitzung ermittelt werden kann, bei der die Effizienz einer Kompressionswärmepumpe optimal ist. Eine Abweichung von dieser Heißgasüberhitzung führt demnach zu einer schlechteren Effizienz.
  • Nachdem dieses erkannt wurde, wurde für verschiedene (simulierte) Außentemperaturen in einer Versuchswärmepumpe unterschiedliche Heißgasüberhitzungen eingestellt und die Effizienz der Wärmepumpe ermittelt. Unter der Heißgasüberhitzung ist dabei die Temperaturerhöhung zu verstehen welche durch die Kompression des Kältemittels entsteht, also die Temperaturdifferenz des Kältemittels vor und nach dem Kompressor. Bezüglich der Außentemperatur kann angenommen werden, dass diese näherungsweise auch der Verdampfungstemperatur des Kältemittels im Verdampfer entspricht. Diese Verdampfungstemperatur kann direkt durch einen Temperaturfühler gemessen oder über einen ermittelten Druck (Drucksensor) berechnet werden. Die Messung mit einem Temperatursensor ist zwar kostengünstiger, da Temperaturfühler kostengünstiger herzustellen und einzubauen sind als Druckfühler. Allerdings bieten Druckfühler den Vorteil, dass ihre Messungen weniger fehlerbehaftet sind. Insbesondere bei Temperaturfühlern ist es nämlich problematisch, dass der Wärmekontakt zum Kältemittel nicht immer so zuverlässig ist, dass präzise Messungen möglich sind.
  • Die Außentemperaturen können simuliert werden, indem am Verdampfer die entsprechende Temperatur durch ein Heiz- und/oder Kühlelement vorgegeben wird, Die Heißgasüberhitzung wurde variiert durch unterschiedliche Einstellungen des Expansionsventils die Heißgasüberhitzung. Für verschiedene Heißgasüberhitzungen wurde dann die Effizienz der Wärmepumpe ermittelt. Unter der Effizienz einer Wärmepumpe ist dabei das Verhältnis von gewonnener Wärmeenergie zu der der Wärmepumpe zugeführte Energie zu verstehen. Die der Wärmepumpe zugeführte Energie ist dabei im Wesentlichen die elektrische Energie, die dem Kompressor zugeführt werden muss, um den Kältemittelkreislauf aufrechtzuerhalten.
  • Im Folgenden wird anhand von zwei Tabellen dargestellt, wie die Effizienzsteigerung einer erfindungsgemäßen Wärmepumpe gegenüber bekannten Wärmepumpen erzielt wird.
  • In der Tabelle 1 ist die Effizienzsteigerung für verschiedene Heißgasüberhitzungen bei einer Außentemperatur von -7°C und einer Vorlauftemperatur von 35°C dargestellt. In der Tabelle 2 ist entsprechend die Effizienzsteigerung für eine Außentemperatur von 0°C in einer gewünschten Vorlauftemperatur von 30°C als Funktion von verschiedenen Heißgasüberhitzungen dargestellt. Aus beiden Tabellen wird deutlich, dass es einen optimalen Arbeitspunkt für die Wärmepumpe gibt, bei der die Effizienzsteigerung maximal ist.
  • Dabei ist der optimale Arbeitspunkt auch von der Außentemperatur und der Vorlauftemperatur abhängig. Während bei einer bei einer Außentemperatur von -7°C die maximale Effizienz bei einer Heißgasüberhitzung von ca. 37 K liegt, wird bei einer Außentemperatur von 0°C hingegen ein optimaler Arbeitspunkt der Kompressionswärmepumpe bei einer Heißgasüberhitzung von ca. 22 K erreicht.
    Figure imgb0001
    Figure imgb0002
  • Gerade diese Erkenntnis, nämlich die Tatsache, dass sich für verschiedene Außentemperaturen sowie für verschiedenen Vorlauftemperaturen eine maximale Effizienz der Kompressionswärmepumpe bei einer optimalen Heißgasüberhitzung ergibt ist bei der Ausgestaltung der der erfindungsgemäßen Kompressionswärmepumpe gemäß dem Kennzeichen von Anspruch 1 sowie bei dem erfindungsgemäßen Verfahren gemäß Anspruch 11 berücksichtigt.
  • Dadurch dass ein zweiter Druckfühler zur Erfassung des Drucks P1 im Niederdruck- oder Sauggasabschnitt zusätzlich zu dem ersten Druckfühler zur Erfassung des Drucks P2 im Hochdruck- bzw. Heißgasabschnitt des Kältemittelkreislaufs vorgesehen wird, kann die Heißgasüberhitzung ermittelt werden und kann diese auch noch genauer ermittelt werden kann als bei der Verwendung von nur zwei reinen Temperatursensoren.
  • Beim erfindungsgemäßen Verfahren gemäß Anspruch 9 wird dementsprechend berücksichtigt, dass für eine bestimmte Wärmequellentemperatur ein Zielwert für die optimierte Heißgasüberhitzung festgelegt, die Heißgasüberhitzung gemessen und das Expansionsventil so nachgeregelt wird, dass sich die Heißgasüberhitzung dem Zielwert annähert.
  • Bevorzugte Ausgestaltungen der erfindungsgemäß ergeben sich aus den Unteransprüchen.
  • Vorzugsweise ist der zweite Druckfühler zwischen dem Verdampfer und dem Kompressor angeordnet.
  • Ein Temperaturfühler zur Erfassung einer Temperatur T2 kann im Niederdruck- oder Sauggasabschnitt des Kältemittelkreislaufs vorgesehen sein, und zwar insbesondere zwischen dem Verdampfer und dem Kompressor.
  • Vorzugsweise ist ferner der erste Druckfühler zwischen dem Kondensator und dem Expansionsventil, besonders bevorzugt zwischen dem Kondensator und einem Unterkühler angeordnet.
  • Bei einer weiteren bevorzugten Ausgestaltung der Erfindung ist der erste Druckfühler an einem Kältemittelsammler angeordnet.
  • Ein weiterer Temperaturfühler kann zur Erfassung einer Temperatur T1 im Hochdruck- oder Heißgasabschnitt des Kältemittelkreislaufs vorgesehen und vorzugsweise zwischen dem Kompressor und dem Kondensator angeordnet sein. Vorzugsweise ist der erste Druckfühler an einem Kältemittelsammler angeordnet. Besonders bevorzugt ist eine Variante mit einem ein Überhitzungswärmetauscher zwischen dem Kondensator oder einem stromabwärts vom Kondensator angeordneten Unterkühler und dem Expansionsventil zum Wärmeaustausch zwischen dem zum Verdampfer hin strömenden und von diesem zum Kompressor weg strömenden Kältemittel.
  • Bei der Kompressionswärmepumpe kann es sich insbesondere um eine Luftwärmepumpe handeln, die Wärme einer Umgebungsluft entzieht und einem Verbraucher zuführt.
  • Bei einem erfindungsgemäßen Verfahren zum Betreiben einer Kompressionswärmepumpe oder einer Kompressionskältemaschine nach einem der vorhergehenden Ansprüche wird
    1. i. In Abhängigkeit von der Wärmequellentemperatur oder der Verdampfungstemperatur und der benötigten Vorlauftemperatur oder der Kondensationstemperatur ein Zielwert für eine optimierte Heißgasüberhitzung festgelegt,
    2. ii. die momentane Heißgasüberhitzung aus der Differenz zwischen einer aus dem Druck (P2) ermittelten Temperatur oder einer gemessenen Temperatur (T1) im Hochdruck- oder Heißgasabschnitt des Kältemittelkreislaufs und einer aus dem Druck (P1) ermittelten Temperatur oder einer gemessenen Temperatur (T2) im Niederdruck- oder Sauggasabschnitt des Kältemittelkreislaufs ermittelt,
    3. iii. das Expansionsventil (4) so geregelt wird, dass sich die Heißgasüberhitzung dem Zielwert annähert.
  • Insbesondere kann vorgesehen sein, dass:
    1. i. bei einer im Vergleich zum Zielwert zu geringen Heißgasüberhitzung das Expansionsventil (4) weiter geschlossen wird,
    2. ii. bei einer im Vergleich zum Zielwert zu großen Heißgasüberhitzung das Expansionsventil (4) weiter geöffnet wird.
  • Vorzugsweise stellt der Zielwert der Wert einer optimierten Effizienz der Kompressionswärmepumpe dar.
  • Bei einer weiteren bevorzugten Ausgestaltung der Erfindung sind für verschiedene Wärmequellentemperaturen und / oder für verschiedene Vorlauftemperaturen jeweils festgelegte Zielwerte in Tabellenform in einer Regelungseinrichtung der Kompressionswärmepumpe hinterlegt.
  • Vorzugsweise werden die Zielwerte für verschiedene Wärmequellentemperaturen und / oder für verschiedene Vorlauftemperaturen vor der Hinterlegung in Tabellenform aus Messungen der Effizienz der Wärmepumpe als Funktion der Heißgasüberhitzung bei den verschieden Wärmequellentemperaturen ermittelt.
  • Ein Zielwert für eine Wärmequellentemperatur kann aus Messungen der Effizienz ermittelt werden, bei denen die Heißgasüberhitzung in Schritten von 5k bis 15K über einen Bereich von einer minimalen Heißgasüberhitzung von 10K bis 30K bis zu einer maximalen Heißgasüberhitzung von 35K bis 80K gemessen wird, und die Heißgasüberhitzung mit maximaler Effizienz als Zielwert für diese Wärmequellentemperatur hinterlegt wird.
  • Als Wärmequellentemperatur kann näherungsweise die aus dem Druck (P1) ermittelte oder die gemessene der Temperatur (T2) im Niederdruck- oder Sauggasabschnitt des Kältemittelkreislaufs verwendet werden.
  • Vorzugsweise wird für eine Wärmequellentemperatur in einem Bereich von -10°C bis -5°C ein Zielwert für die Heißgasüberhitzung in einem Bereich von 32K bis 42K, vorzugsweise von 35K bis 40K festgelegt wird.
  • Für eine Wärmequellentemperatur in einem Bereich von -5°C bis +5°C kann ein Zielwert für die Heißgasüberhitzung in einem Bereich von 17K bis 27K, vorzugsweise von 19K bis 25K festgelegt werden.
  • Im Folgenden wird die Erfindung anhand der Figuren 1 bis 3 beispielhaft näher erläutert. Dabei zeigt:
    • Fig. 1
    eine erfindungsgemäße Kompressionswärmepumpe;
    Fig. 2
    eine weitere Ausführungsform einer erfindungsgemäßen Kompressionswärmepumpe; und
    Fig. 3
    eine dritte Ausführungsform einer erfindungsgemäßen Kompressionswärmepumpe.
  • Fig. 1 zeigt eine erfindungsgemäße Kompressionswärmepumpe in einer schematischen Darstellung. Ein Kältemittelfluid, also ein Dampf oder eine Flüssigkeit oder ein Dampf/Flüssigkeits-Gemisch eines Fluids wird mittels der dargestellten Kompressionswärmepumpe durch einen Kreisprozess geführt. Hierbei wird das Kältemittel mittels eines Kompressors 6 komprimiert, und dadurch seine Temperatur und sein Druck erhöht. Stromabwärts des Kompressors ist daher ein Hochdruckabschnitt oder Heißgasabschnitt des Kältemittelkreislaufs ausgebildet. Ein Temperaturfühler 20 ist in diesem Hochdruckabschnitt vorgesehen, um die Temperatur T1 des komprimierten Kältemittels zu messen.
  • Stromabwärts vom Kompressor 6 wird anschließend das Kältemittel in einen Kondensator 1 geleitet, der einen Wärmetauscher darstellt, und dazu dient, das komprimierte, dampfförmige Kältemittel zu kondensieren. Kondensationswärme wird dabei dem Kältemittel entzogen und einem nicht näher dargestellten Verbraucher über einen teilweise dargestellten Verbraucherkreislauf 23 mit einem Vorlauf 21 und einem Rücklauf 23 zugeführt.
  • Stromabwärts vom Kondensator 1 ist ein Kältemittelsammler 2 angeordnet, welcher Kältemittel zwischenspeichert. Der Kältemittelsammler 2 dient damit als Puffer für das Kältemittel. Über einen ersten Druckfühler 19 wird der Druck P2 des Kältemittels im Kältemittelsammler 2 bestimmt. Dieser Druck P2 entspricht auch dem Kondensationsdruck des Kältemittels im Kondensator 1 und spiegelt ferner die Kondensationstemperatur im Kondensator 1 wieder, was bedeutet, dass die Kondensationstemperatur im Kondensator 1 aus dem Druck P2 berechnet werden kann.
  • Stromabwärts vom Kältemittelsammler 2 ist ein Unterkühler 3 angeordnet, durch den aus dem Kältemittelsammler 2 austretendes Kältemittel hindurch zu einem Expansionsventil 4 strömt. Durch den Unterkühler 3, der als Wärmetauscher ausgebildet ist, ist der Rücklauf 22 geführt, der in Gegenrichtung durch den Unterkühler 3 zum Kondensator 1 hin strömt. Die Kombination von Kältemittelsammler 2 und Unterkühler 3 verbessert die Kälteleistung der Wärmepumpe, erhöht also die Wärme, die die Wärmepumpe zum Verbraucher hin transportieren kann. Der Unterkühler 3 dient dabei einer Vorwärmung des Verbraucherkreislaufs 23. Andererseits führt durch weitere Wärmeabgabe des Kältemittels der Unterkühler 3 auch dazu, dass weniger gasförmiges Kältemittel am Expansionsventil 4 ankommt.
  • Mittels des Expansionsventils 4 wird das Kältemittel expandiert und somit abgekühlt. Das geregelte Expansionsventil 4 wird dabei von einer nicht näher dargestellten Regeleinrichtung angesteuert.
  • Nach der Expansion im Expansionsventil 4 wird das immer noch flüssige Kältemittel einem Verdampfer 5 zugeführt, der als Wärmetauscher ausgebildet ist und in Wärmekontakt mit einer Wärmequelle steht, beispielsweise mit der Umgebungsluft oder mit dem Erdreich. Durch die Wärmeaufnahme verdampft das Kältemittel bzw. verdampfen verbleibende flüssige Anteile des Kältemittels und das Kältemittel wird aus dem Verdampfer 5 heraus dem Kompressor 6 zugeführt, wodurch der Kältemittelkreislauf geschlossen wird.
  • Zwischen dem Verdampfer 5 und dem Kompressor 6 ist ein zweiter Druckfühler 17 angeordnet zur Erfassung eines Drucks P1 im Niederdruck- oder Sauggasabschnitt des Kältemittelkreislaufs, wobei der Druck P1 dem Verdampfungsdruck im Verdampfer 5 entspricht und in eine entsprechende Verdampfungstemperatur umgerechnet werden kann. Ein weiterer optionaler Temperaturfühler 18 ist zur direkten Erfassung der Temperatur T2 Niederdruckabschnitt vorgesehen.
  • Mit Hilfe der verschiedenen Sensoren oder Fühler der Wärmepumpe kann das weiter oben bereits erläuterte erfindungsgemäße Verfahren zum Betreiben einer solchen Kompressionswärmepumpe durchgeführt werden.
  • Zunächst wird die Verdampfungstemperatur ermittelt oder (als Näherung dieser) die Temperatur T2 im Niederdruckabschnitt des Kältemittelkreislaufs. Dies kann entweder über den Temperaturfühler 18 erfolgen oder alternativ und insbesondere genauer mittels des zweiten Druckfühlers 17 über die Erfassung des Drucks P1 im Niederdruckabschnitt des Kältemittelkreislaufs und die Ermittlung der Temperatur, welche der Temperatur des Kältemittels bei diesem Druck P1 entspricht.
  • In Abhängigkeit von dieser Wärmequellentemperatur wird eine optimierte Heißgasüberhitzung festgelegt, indem aus Effizienzkurven, wie in den Tabellen 1 und 2 dargestellt, die jeweilige Heißgasüberhitzung mit maximaler Effizienz bestimmt wird. Die tatsächliche momentane Heißgasüberhitzung wird dann aus der Differenz zwischen der dem Druck P2 entspreche den Temperatur (oder der gemessenen Temperatur T1) im Hochdruckabschnitt des Kältemittelkreislaufs und der dem Druck P1 entsprechenden Temperatur (oder der gemessenen Temperatur T2) im Niederdruckabschnitt des Kältemittelkreislaufs ermittelt. Das Expansionsventil 4 wird dann so geregelt, dass sich die Heißgasüberhitzung dem Zielwert nähert, wobei bei einer im Vergleich zum Zielwert zu geringen Heißgasüberhitzung das Expansionsventil 4 weiter geschlossen wird und bei einem Vergleich zum Zielwert zu großen Heißgasüberhitzung das Expansionsventil weiter geöffnet wird.
  • Wie bereits erläutert, bietet die Verwendung von Druckfühlern 17 und 19 zur Regelung Vorteile gegenüber der Nutzung der Temperaturfühler 18 und 20, da die thermische Ankopplung eines Temperaturfühlers an den Kältemittelkreislauf problematisch ist als die Anbindung eines Druckfühlers. Es hat sich herausgestellt, dass die Verwendung von Druckfühlern insbesondere langzeitstabiler ist. Allerdings kann es zum Betreiben eines erfindungsgemäßen Verfahrens auch zumindest in bestimmten Verfahrensabschnitten vorteilhaft sein, die Regelung des Expansionsventils 4 auf den Temperaturfühler 18 zurückzugreifen, um die Temperatur T2 zu bestimmen anstatt diese Temperatur anhand des Drucksensors 17 (Druck P1) zu ermitteln. Insbesondere in einer Anlaufphase der Wärmepumpe bildet sich in dieser Startphase noch kein stabiler Druck P1 aus, der für die beschriebene Regelung verwendet werden kann. Daher kann es in einer Anlaufphase der Kompressionswärmepumpe sinnvoll sein, zunächst die Daten des Temperaturfühlers 18 (und gegebenenfalls auch aus dem Temperaturfühler 20) zur Ermittlung der Heißgasüberhitzung zu verwenden und erst nach Ablauf dieser Startphase, also beispielsweise nach 60 Sekunden, auf die Druckdaten des Druckfühlers 17 (und gegebenenfalls auch des Druckfühlers 19) zur Regelung zurückzugreifen.
  • In der Figur 2 ist eine alternative Ausführungsform einer erfindungsgemäßen Kompressionswärmepumpe abgebildet. Die bereits anhand des Ausführungsbeispiels der Figur 1 erläuterten Elemente der Kompressionswärmepumpe und auch die dort behandelten Verfahrensschritte werden analog auch bei der Ausführungsform der Figur 2 verwendet. Im Unterschied zu der Ausführungsform der Figur 1 ist hier allerdings noch ein weiterer Wärmetauscher vorgesehen in Form des Überhitzungswärmetauschers 9 für das Kältemittel. Vom Unterkühler 3 weg fließt hier das komprimierte und verflüssigte Kältemittel aus dem Unterkühler 3 durch den Überhitzungswärmetauscher 9 und dann weiter zum Expansionsventil 4. Vom Verdampfer 5 fließt das Kältemittel in der Ausführungsform der Figur 2 ebenfalls auf den Weg zum Kompressor 6 durch den Überhitzungswärmetauscher 9 und steht so im Wärmeaustausch mit dem zum Expansionsventil 4 zuströmenden Kältemittel.
  • Aufgrund des für ein Kältemittel typischerweise sehr niedrigen Siedepunktes reichen zum Verdampfen bereits Minusgrade aus. Dabei ist es jedoch sehr wichtig, dass der Kältemitteldampf nach dem Verlassen des Verdampfers 5 über seine Verdampfungstemperatur hinaus erhitzt wird (Überhitzung bzw. Sauggasüberhitzung), damit kein flüssiges Kältemittel in den Kompressor 6 gelangen kann. Andernfalls könnten sogenannte Flüssigkeitsschläge den Kompressor 6 beschädigen. Demgegenüber wird das Kältemittel nach dem Kondensator 1 und nach dem Unterkühler 3 vor dem Expansionsventil 4 unter die Verflüssigungstemperatur abgekühlt (Unterkühlung), um eine Dampfblasenbildung zu vermeiden, die die Funktion des Expansionsventils 4 beeinträchtigen und damit die Leistung des Kreisprozesses der Wärmepumpe reduzieren könnte.
  • Figur 3 zeigt eine weitere Ausführungsform einer erfindungsgemäßen Wärmepumpe. Gegenüber den Ausführungsformen der Figuren 1 und 2 ist die Wärmepumpe der Figur 3 um weitere Elemente ergänzt. Gleiche Elemente wie in den Fig. 1 und 2 sind mit denselben Bezugszeichen versehen. Bei der Ausführungsform der Figur 3 wird das Kältemittel nach der Verdichtung durch den Kompressor 6 zunächst zu einem Vierwege-Umschaltventil 16 geführt und in einer ersten Stellung des Vierwege-Umschaltventils 16 zum Kondensator 1 und weiter weiter durch ein Rückschlagventil 13 zum Kältemittelsammler 2. Nach dem Kältemittelsammler 2 wird das Kältemittel weiter durch einen Unterkühler 3 zu einem Überhitzungswärmetauscher 9 sowie durch das Expansionsventil 4 in den Verdampfer 5 geführt. Vom Verdampfer 5 wird das Kältemittel wiederum durch das Vierwege-Umschaltventil 16 dem Kompressor 6 zugeführt. Auf dieser Strecke ist zwischen dem Vierwege-Umschaltventil 16 zum Kompressor 6 hin noch ein Gas/Flüssigkeitsseparator 8 angeordnet, den das Kältemittel durchströmt bevor es durch den Überhitzungswärmetauscher 9 in einen Flüssigkeitsabscheider 11 geführt wird. Der Flüssigkeitsabscheider 11 verhindert, dass flüssige Anteile des Kältemittels in den Kompressor 6 gelangen. Entsprechende flüssige Anteile können im Flüssigkeitsabsorber 11 sukzessive verdampft werden.
  • In dieser bisher erläuterten ersten Stellung des Vierwege-Umschaltventils entspricht der Kreislauf des Kältemittels somit im Wesentlichen dem der Ausführungsform der Figur 2 und stellt damit einen regulären Wärmepumpenbetrieb dar.
  • Alternativ kann das Vierwege-Umschaltventil 16 auch in eine zweite Stellung gebracht werden, in welcher der Kältemittelkreislauf umgekehrt wird. In dieser Kreisumkehrung wird der Verdampfer 5 zum Kondensator und der Kondensator 1 zum Verdampfer. Zur Unterscheidung dieser Strömungsrichtung sind in der Fig. 3 Richtungspfeile für die Strömungsrichtung im Wärmepumpenbetrieb angedeutet und Richtungspfeile in Klammern für den Betrieb mit Kreisumkehr.
  • Mit dieser Kreisumkehr kann die Wärmepumpe zu einem Klimagerät umgewandelt werden, mittels dessen der am Vorlauf 21 und am Rücklauf 22 angekuppelte Verbraucher gekühlt, statt geheizt werden kann. Ein weiterer Anwendungsfall einer solchen Kreisumkehr kann die Bereitstellung einer effizienten Abtauung der Anlage sein. Insbesondere bei einer Luftwärmepumpe kann bei tiefen Außentemperaturen eine Vereisung im Bereich des Verdampfers 5 auftreten, welche die Effizienz der Wärmepumpe signifikant reduziert. Auch hier kann eine Kreisumkehr des Kältemittelkreislaufs eingeschaltet werden, um eine Abtauung des Verdampfers 5 zu erzielen.
  • Zum Umkehr des Kältemittelkreislaufs wird folglich das Vierwege-Umschaltventil 16 in eine zweite Stellung gebracht, mit der der Kältemittelstrom nicht vom Verdampfer 5 zum Kondensator hingeführt wird, sondern umgekehrt vom Kondensator zum Verdampfer 5. Während der Kältemittelstrom auf diesem ersten Weg durch das Vierwege-Umschaltventil 16 somit in diese Betriebsart umgekehrt ist, bleibt der Kältemittelstrom auf dem zweiten Weg durch das Vierwege-Umschaltventil 16 vom Kompressor 6 in Richtung des Überhitzungswärmetauschers 9 gegenüber dem regulären Wärmepumpenbetrieb unverändert.
  • Wie bereits erläutert, wird das Kältemittel vom Verdampfer 5 im Abtau- oder Klimamodus mit umgekehrtem Kreislauf weiter in Richtung Kondensator 1 geführt. Dabei wird das Kältemittel durch ein Rückschlagventil 15 geführt in einem zusätzlichen Abschnitt des Kältemittelkreislaufs, der parallel zu dem Abschnitt mit dem Expansionsventil 4, durch welches das Kältemittel im Wärmepumpenbetrieb strömt. Nach der Durchströmung des Rückschlagventils 15 zum Kondensator 1 durchläuft das Kältemittel noch ein Expansionsventil 12, welches nur in diesem Abtau-/Kühlmodus vom Kältemittel durchströmt wird, bevor es den Kondensator 1 durchströmt und anschließend auf eine im Vergleich zum Wärmepumpenbetrieb entgegengesetzte Richtung durch die Rohrleitung zwischen Kondensator und Vierwege-Umschaltventil 16 zum Vierwege-Umschaltventil 16 geführt wird.
  • Neben dieser zusätzlichen Option einer möglichen Kreisumkehr für einen Abtau- oder Kühlungs-/Klimamodus ist bei der Ausführungsform der Figur 3 gegenüber der Figur 2 noch ein weiterer zusätzlicher Leitungsabschnitt eingefügt, der einen Ejektor 10 aufweist. Die Leitung vom Überhitzungswärmetauscher 9 zum Verdampfer 5 hin verzweigt sich hier vor dem Expansionsventil 4 in eine parallele Leitung, in der zunächst ein Expansionsventil Ejektor 7 eingefügt ist, auf welches stromabwärts der eigentliche Ejektor 10 folgt und weiter stromabwärts ein weiteres Rückschlagventil 14 bevor die parallelen Leitungen der beiden Expansionsventilen 4 und 7 wieder zusammengeführt werden. Der Ejektor 10 weist drei Anschlüsse auf, wobei einer dem Expansionsventil Ejektor 7 zugeordnet ist und ein weiterer dem Rückschlagventil 14, sodass durch diese beiden Anschlüsse die zu der Rohrleitung mit dem Expansionsventil 4 parallele Strömung von Kältemittel geführt ist. Ein dritter Anschluss verbindet den Ejektor 10 mit dem Gas-Flüssigkeits-Separator 8. Wie in der Figur 3 schematisch angedeutet, ist der Einlass des Abschnitts vom Gas-Flüssigkeits-Separator 8 zum Ejektor 10 hin tatsächlich senkrecht zur Durchströmungsrichtung durch den Ejektor vom Expansionsventil 7 zum Rückschlagventil 14 hin ausgerichtet.
  • Der Ejektor 10 dient folgendermaßen der Effizienzsteigerung der Wärmepumpe. Der Ejektor 10 nutzt die im Kältemittel stromabwärts vom Kondensator 1 vorhandene Expansionsarbeit aus, um einen Teilmassenstrom anzusaugen und auf ein höheres Niveau zu fördern. Die Ansaugung findet über den dritten Anschluss statt, mit welchem der Ejektor 10 mit dem Gas-Flüssigkeits-Separator 8 in Verbindung steht. Nach dem Venturi-Prinzip sorgt die Durchströmung des Ejektors 10 durch das gasförmige Kältemittel, welches vom Expansionsventil Ejektor 7 in den Ejektor eingeleitet wird, zu einer Ansaugung von gasförmigem Kältemittel aus dem Gas-Flüssigkeits-Separator 8. Daher wird Kältemittel aus dem Niederdruckabschnitt des Kältemittelkreislaufs unter Umgehung des Kompressors 6 auf ein höheres Druckniveau angehoben, wodurch der Kompressor 6 entlastet wird und weniger elektrische Energie dem Kompressor 6 zugefügt werden muss. Daraus folgt eine verbesserte Effizienz der Wärmepumpe, also eine Reduzierung der investierten elektrischen Energie zur Gewinnung einer festgelegten Wärmeenergie.
    • Bezugszeichenliste
    • 1
    Kondensator
    2
    Kältemittelsammler
    3
    Unterkühler
    4
    Expansionsventil
    5
    Verdampfer
    6
    Kompressor
    7
    Expansionsventil Ejektor
    8
    Gas - Flüssigkeits- Separator
    10
    Ejektor
    11
    Flüssigkeitsabscheider
    12
    Expansionsventil Abtauung / Kühlung
    13
    Rückschlagventil
    14
    Rückschlagventil
    15
    Rückschlagventil
    16
    Vierwege - Umschaltventil
    17
    Druckfühler Niederdruckabschnitt
    18
    Temperaturfühler Niederdruckabschnitt
    19
    Druckfühler Hochdruckabschnitt
    20
    Temperaturfühler Hochdruckabschnitt
    21
    Vorlauf
    22
    Rücklauf
    23
    Verbraucherkreislauf
    24
    Rückschlagventil

Claims (15)

  1. Kompressionswärmepumpe oder Kompressionskältemaschine mit einem Kältemittelkreislauf, der einen Verdampfer (5), einen Kompressor (6), einen Kondensator (1) und ein regelbares Expansionsventil (4) beinhaltet, welches von einer Regeleinrichtung angesteuert wird, wobei ein erster Druckfühler (19) zu Erfassung eines Drucks P2 in einem Hochdruck- oder Heißgasabschnitt des Kältemittelkreislaufs vorgesehen ist;
    dadurch gekennzeichnet, dass:
    ein zweiter Druckfühler (17) zur Erfassung eines Drucks P1 in einem Niederdruck- oder Sauggasabschnitt des Kältemittelkreislaufs vorgesehen ist.
  2. Kompressionswärmepumpe oder Kompressionskältemaschine nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass der zweite Druckfühler (17) zwischen dem Verdampfer (5) und dem Kompressor (6) angeordnet ist.
  3. Kompressionswärmepumpe oder Kompressionskältemaschine nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass ein Temperaturfühler (18) zur Erfassung einer Temperatur T2 im Niederdruck- oder Sauggasabschnitt des Kältemittelkreislaufs vorgesehen ist.
  4. Kompressionswärmepumpe oder Kompressionskältemaschine nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, dass der Temperaturfühler (18) zwischen dem Verdampfer (5) und dem Kompressor (6) angeordnet ist.
  5. Kompressionswärmepumpe oder Kompressionskältemaschine nach einem der vorhergehendenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass der erste Druckfühler (19) zwischen dem Kondensator (1) und dem Expansionsventil (4), vorzugsweise zwischen dem Kondensator und einem Unterkühler (3) angeordnet ist.
  6. Kompressionswärmepumpe oder Kompressionskältemaschine nach einem der vorhergehendenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass der erste Druckfühler (19) an einem Kältemittelsammler (2) angeordnet ist.
  7. Kompressionswärmepumpe oder Kompressionskältemaschine nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass ein weiterer Temperaturfühler (20) zur Erfassung einer Temperatur T1 im Hochdruck- oder Heißgasabschnitt des Kältemittelkreislaufs vorgesehen ist, welcher vorzugsweise zwischen dem Kompressor (6) und dem Kondensator (1) angeordnet ist.
  8. Kompressionswärmepumpe oder Kompressionskältemaschine nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass ein Überhitzungswärmetauscher (9) zwischen dem Kondensator (1) oder einem stromabwärts vom Kondensator (1) angeordneten Unterkühler (3) und dem Expansionsventil (4) vorgesehen ist zum Wärmeaustausch zwischen dem zum Verdampfer (5) hin strömenden und von diesem zum Kompressor (6) weg strömenden Kältemittel.
  9. Verfahren zum Betreiben einer Kompressionswärmepumpe oder einer Kompressionskältemaschine nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass
    iv. In Abhängigkeit von der Wärmequellentemperatur oder der Verdampfungstemperatur und der benötigten Vorlauftemperatur oder der Kondensationstemperatur ein Zielwert für eine optimierte Heißgasüberhitzung festgelegt wird,
    v. die momentane Heißgasüberhitzung aus der Differenz zwischen einer aus dem Druck (P2) ermittelten Temperatur oder einer gemessenen Temperatur (T1) im Hochdruck- oder Heißgasabschnitt des Kältemittelkreislaufs und einer aus dem Druck (P1) ermittelten Temperatur oder einer gemessenen Temperatur (T2) im Niederdruck- oder Sauggasabschnitt des Kältemittelkreislaufs ermittelt wird,
    vi. das Expansionsventil (4) so geregelt wird, dass sich die Heißgasüberhitzung dem Zielwert annähert.
  10. Verfahren nach Anspruch 9, dadurch gekennzeichnet, dass
    iii. bei einer im Vergleich zum Zielwert zu geringen Heißgasüberhitzung das Expansionsventil (4) weiter geschlossen wird,
    iv. bei einer im Vergleich zum Zielwert zu großen Heißgasüberhitzung das Expansionsventil (4) weiter geöffnet wird.
  11. Verfahren nach Anspruch 9 oder 10, dadurch gekennzeichnet, dass der Zielwert der Wert einer optimierten Effizienz der Kompressionswärmepumpe darstellt.
  12. Verfahren nach Anspruch 11, dadurch gekennzeichnet, dass für verschiedene Wärmequellentemperaturen und / oder verschiedene Vorlauftemperaturen jeweils festgelegte Zielwerte in Tabellenform in einer Regelungseinrichtung der Kompressionswärmepumpe hinterlegt sind.
  13. Verfahren nach Anspruch 12, dadurch gekennzeichnet, dass Zielwerte für verschiedene Wärmequellentemperaturen und / oder verschiedene Vorlauftemperaturen vor der Hinterlegung in Tabellenform aus Messungen der Effizienz der Wärmepumpe als Funktion der Heißgasüberhitzung bei den verschieden Wärmequellentemperaturen ermittelt werden.
  14. Verfahren nach Anspruch 13, dadurch gekennzeichnet, dass ein Zielwert für eine Wärmequellentemperatur aus Messungen der Effizienz ermittelt wird, bei denen die Heißgasüberhitzung in Schritten von 5k bis 15K über einen Bereich von einer minimalen Heißgasüberhitzung von 10K bis 30K bis zu einer maximalen Heißgasüberhitzung von 35K bis 80K gemessen wird, und die Heißgasüberhitzung mit maximaler Effizienz als Zielwert für diese Wärmequellentemperatur hinterlegt wird.
  15. Verfahren nach einem der vorhergehenden Ansprüche 11 bis 14, dadurch gekennzeichnet, dass als Wärmequellentemperatur näherungsweise die aus dem Druck (P1) ermittelte oder die gemessene der Temperatur (T2) im Niederdruck- oder Sauggasabschnitt des Kältemittelkreislaufs verwendet wird.
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