EP4065908A1 - Kältegerät mit variabel nutzbarem fach - Google Patents

Kältegerät mit variabel nutzbarem fach

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EP4065908A1
EP4065908A1 EP20806965.8A EP20806965A EP4065908A1 EP 4065908 A1 EP4065908 A1 EP 4065908A1 EP 20806965 A EP20806965 A EP 20806965A EP 4065908 A1 EP4065908 A1 EP 4065908A1
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EP
European Patent Office
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heat exchanger
temperature
storage compartment
compartment
expansion valve
Prior art date
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Withdrawn
Application number
EP20806965.8A
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English (en)
French (fr)
Inventor
Andreas BABUCKE
Oliver Janda
Niels Liengaard
Clemens Mack
Matthias Mrzyglod
Vitali ULRICH
Carsten Weiss
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BSH Hausgeraete GmbH
Original Assignee
BSH Hausgeraete GmbH
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Filing date
Publication date
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Publication of EP4065908A1 publication Critical patent/EP4065908A1/de
Withdrawn legal-status Critical Current

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    • Y02B—CLIMATE CHANGE MITIGATION TECHNOLOGIES RELATED TO BUILDINGS, e.g. HOUSING, HOUSE APPLIANCES OR RELATED END-USER APPLICATIONS
    • Y02B30/00—Energy efficient heating, ventilation or air conditioning [HVAC]
    • Y02B30/70—Efficient control or regulation technologies, e.g. for control of refrigerant flow, motor or heating

Definitions

  • Refrigeration device with a compartment that can be used in various ways
  • the present invention relates to a refrigeration device, in particular a household refrigeration device, with at least one storage compartment which can be used at widely variable temperatures, possibly even at temperatures above ambient temperature.
  • Such a refrigeration device is known from DE 102016 032 986 A, for example.
  • heat exchangers of a first compartment and a second compartment, each with an upstream and a downstream expansion valve are arranged in parallel line strands of the refrigerant circuit, and both strands open onto the evaporator of a third cooled compartment.
  • the pressure in the first or second compartment between the outlet and suction pressure of a compressor can be set largely as desired, and accordingly variable temperatures can be set to a large extent in the compartments. Keeping these temperatures constant with changing ambient temperatures is difficult, however, since each adjustment of a single expansion valve leads to changes in the pressure in more than one evaporator.
  • a refrigeration device with several storage compartments, a refrigerant circuit in which a first expansion valve, a first heat exchanger, a second expansion valve and a second heat exchanger in between a pressure connection and a suction connection of a compressor Series are connected, and each heat exchanger is assigned to at least one storage compartment to control the temperature, and a control unit for controlling the speed of the compressor and the positions of the expansion valves, the control unit for each storage compartment a continuously linear controller with at least one P component for estimating a temperature control power requirement based on a difference between the setpoint and actual temperature of the storage compartment as well as a model computing unit which is set up for at least one first of the storage compartments temperature-controlled by the first heat exchanger and a second one of the storage compartments temperature-controlled by the second heat exchanger on the basis of their
  • Temperature control power requirement to set a target evaporation temperature and by selecting the speed of the compressor and the positions of the valves, the heat exchangers of the first and second storage compartment at the target
  • the P component is understood here to mean a component in the output signal of the controller that is proportional to the deviation entered into the controller.
  • the controller can also have at least one I component, that is to say a component proportional to the time integral of the deviation and / or a D component, a component proportional to the time derivative of the deviation.
  • heat exchanger instead of “evaporator” takes into account the fact that the temperature control effect can not only be cooling through evaporation of liquid refrigerant in the heat exchanger, but also, in particular in the first heat exchanger, heating through condensation of refrigerant vapor or subcooling of already liquid refrigerant.
  • the temperature at which evaporation or condensation take place is always referred to as the evaporation temperature.
  • the heat exchangers each have a heat transfer coefficient determined by their design, installation geometry and the like, which indicates the transfer performance per degree of temperature difference between the refrigerant in the heat exchanger and its surroundings, ie the storage compartment heated by the heat exchanger.
  • a target evaporation temperature can therefore be obtained by reducing the compartment temperature by the quotient of the temperature control power requirement and the heat transfer coefficient (the sign of the temperature control power requirement being assumed to be positive if the temperature control is cooling).
  • a heat exchanger can be combined in a manner known per se with a fan, which drives the air circulation via the heat exchanger, in order to increase performance.
  • the heat transfer coefficient of the heat exchanger is assumed as a function of an operating parameter of the fan, in particular its output or speed.
  • the relationship between the value of the operating parameter and the resulting heat transfer coefficient can be calculated using a formula during operation of the refrigeration device or looked up in a table - possibly based on measurements made on a prototype of the refrigeration device.
  • a desired compartment temperature can be achieved both with a low fan speed and a low evaporation temperature and with a high fan speed and an evaporation temperature close to the desired compartment temperature, in which case the drying of the air des Storage compartment is much stronger than in the latter due to the formation of frost on the heat exchanger.
  • This fact can be used to set the humidity in the storage compartment to a desired value.
  • This humidity control can expediently be limited to the case that the deviation between the actual and setpoint temperature of the storage compartment does not exceed a limit value. If the limit value is exceeded, priority should be given to cooling the compartment down quickly; for this purpose, the fan should run at maximum speed regardless of the temperature of the heat exchanger.
  • control unit In order to be able to end a deviation of a compartment temperature from its setpoint quickly and with minimal repercussions on other storage compartments, it is important that the control unit can estimate the "correct" values of a manipulated variable in advance and does not have to wait for the effects after making a manipulated variable correction then to compensate this if necessary. Contributing to this goal is if the control unit is set up to calculate a mass flow of refrigerant for each storage compartment, the evaporation of which covers the temperature control power requirement of the storage compartment, to add up the mass flows to a total mass flow and to select the speed of the compressor so that the total mass flow of the compressor provided. The evaporation can also have a “negative sign”, ie if the temperature control is a heating of the storage compartment, condensation can take place in the relevant heat exchanger.
  • a third heat exchanger of a third storage compartment is connected downstream of the second heat exchanger without an interposed throttle point, in particular if the third storage compartment is a normal refrigeration compartment and the second is a freezer compartment, refrigerant vapor coming from the second heat exchanger makes a relevant contribution to the cooling effect of the third evaporator.
  • the control unit should be set up to take into account the cooling capacity of the steam flowing in from the second heat exchanger when calculating the mass flow of refrigerant to be evaporated in the third heat exchanger.
  • the heat transfer coefficient of the third heat exchanger is very different, depending on whether it is Contains vapor or liquid refrigerant.
  • the control unit should take this into account by estimating a heat transfer coefficient of the third heat exchanger as a function of the volume ratio between liquid and gaseous refrigerant at the transition between the second and third heat exchanger.
  • the heat transfer coefficient can be used as a weighted mean value based on the volume ratio between the
  • Heat transfer coefficients of the steam-filled and the liquid-filled third heat exchanger can be calculated.
  • the refrigerant circuit can comprise several parallel line strands, one of which is the first expansion valve, the first heat exchanger and the second Expansion valve and at least one other has a third expansion valve, a fourth heat exchanger and a fourth expansion valve.
  • the fourth storage compartment can be controlled by the control unit in the same way as the first and second storage compartment.
  • FIG. 1 shows a block diagram of a refrigeration device according to the invention
  • FIG. 2 shows a block diagram of a control unit of the refrigeration device.
  • FIG. 1 shows a block diagram of a refrigeration device according to the invention.
  • a heat-insulating housing 1 at least three, here four storage compartments 2, 3, 4, 23 are cut out.
  • a heat exchanger 5, 6, 7, 24 is assigned to each of these storage compartments 2, 3, 4, 23.
  • the assignment can consist, for example, in that the heat exchanger is embedded in the manner of a cold wall evaporator between an inner container of the storage compartment and an insulating material layer surrounding the inner container, or that the heat exchanger 5, 6, 7, 24 is embedded in the inner container 8 of the relevant storage compartment 2 , 3, 4, 23 is mounted.
  • a partition 9 can be provided in the inner container, which divides the volume of the inner container into the storage compartment 2, 3, 4 and a heat exchanger chamber 10 accommodating the heat exchanger 5, 6, 7.
  • a fan 11 can be assigned to each heat exchanger 5, 6, 7, 24 in order to facilitate the heat transfer between the storage compartment 2, 3 , 4, 23 and their heat exchangers 5, 6, 7, 24 to intensify.
  • the speed or power of such a fan 11 can be predetermined or, as will be explained in more detail below, controllable.
  • Each storage compartment 2, 3, 4, 23 is equipped with a temperature sensor 12. Measured values from the temperature sensors 12 are recorded by a control circuit 13.
  • a refrigerant circuit comprises, one after the other, a condenser 15, a pressure line 16, a first expansion valve 17, the heat exchanger 5, a second expansion valve 18, the second heat exchanger 6, the third heat exchanger 7 and a suction line 19 which leads to a suction connection of the compressor 14.
  • a fourth storage compartment 23 is also provided, its heat exchanger 24, an upstream expansion valve 25 and a downstream expansion valve 26 can be arranged in a branch of the refrigerant circuit which is parallel to one of the expansion valves 17, 18 and the Branch containing heat exchanger 5 extends between two connection points 27, 28. If necessary, further parallel branches each with two expansion valves and a heat exchanger for temperature control of further storage compartments can be provided.
  • the expansion valves 17, 18, 25, 26 are of a type known per se, not described here, and designed to set an opening cross-section between the inlet and outlet that is predetermined by a control signal.
  • the source of the control signals is the control circuit 13.
  • the pressure line 16 and the suction line 19 run in opposite directions over part of their length in close contact to form an internal heat exchanger 22 in which the compressed refrigerant gives off residual heat to the steam in the suction line 19 shortly before it reaches the expansion valve 17.
  • the pressure difference occurring at the expansion valves 17, 25 is variable within wide limits.
  • the expansion valve 17 (or 25) is opened to the maximum in the heat exchanger 5 (or 24) there is a pressure that differs only slightly, if at all, from the pressure at the pressure connection of the compressor 14, so that in the heat exchanger 5 (or 24) how in the condenser 15 condensation of refrigerant can take place and the storage compartment 2 (23) can be operated at a target temperature above the ambient temperature, and in the condenser 15 and heat exchanger s and / or 24 condensed refrigerant via the expansion valve 18 to the heat exchangers 6 and 7 is fed.
  • the upper limit of the temperature at which storage compartment 2 or 23 can be operated should not be below + 18 ° C.
  • a non-negligible pressure drop at the expansion valve 18 is necessary.
  • the maximum pressure difference at the expansion valve 18 should be sufficient to enable the storage compartment 3 to operate in the freezer compartment even when essentially the full output pressure of the compressor 14 is present at the inlet of the expansion valve 18.
  • both heat exchangers 6, 7 and a line connecting them can be manufactured from the same type of tube with constant cross-sectional dimensions.
  • Setpoint temperatures for all three storage chambers 2, 3, 4 can be set on a user interface 20 of the control circuit 13. If one of the storage chambers 2, 3, 4 has a fan 11, the user interface 20 can also provide the option of selecting a humidity value for the relevant storage chamber.
  • Fig. 2 shows a block diagram of the control unit 13.
  • target sizes inputs especially target the target temperatures T, fiexi of the storage compartment 2, T target, f ri dge of the land under normal refrigeration compartment
  • Storage compartment 4 and T target f r eeze r of storage compartment 3 operated as a freezer compartment and optionally Tt arge t, fiex2 of storage compartment 23 and target humidity values cptarget, fiexi of storage compartment 2 and cpt arge t, fiex2 of storage compartment 23.
  • Each PID controller 30 supplies an output signal which is an estimated value for the temperature control power requirement Q 0 i , ie ⁇ flexi, flexi, freezer, fridge, ie for the cooling or heating power expected for the relevant storage compartment 2, 3, 4, 23 must be supplied in order to bring it to its target temperature or to keep it there.
  • a model computing unit 31 receives the as input variables
  • Output variables of the model computing unit 31 are positions of the pos valve i
  • Expansion valves 16, 17, 25, 26 and the speed n compr of the compressor 14 are combined in a control system 32 in the diagram of FIG.
  • the model computing unit 31 calculates the evaporation temperatures in compartments 2, 23, 4, and the temperature difference between compartment and evaporator results from the refrigeration capacity and heat transfer capacity of the evaporator.
  • the enthalpy of vaporization results from the evaporation temperature of the
  • the condensing temperature T c can be measured; alternatively, it is estimated by the model computing unit 31 on the basis of the ambient temperature T x and the heat transfer coefficient kA c eff of the condenser, it being assumed that the heat output emitted by the condenser is equal to the The sum of the temperature control power requirements recorded by the heat exchangers 5, 6, 7, 24 is.
  • the enthalpy Ah 1HX is not known a priori, here an empirical value from the past can initially be assumed, which is then iteratively specified.
  • the evaporation rate in each of the heat exchangers 5, 6, 7, 24, i.e. how much refrigerant evaporates there per unit of time (or, in the case of the compartments 2, 23, possibly also condenses) results from the temperature control power requirement Q 0 i of the assigned compartment 2, 3 , 4 or 23 and the enthalpy of vaporization determined according to (2).
  • the evaporating mass flow is calculated from the temperature control power requirement and the evaporation enthalpy.
  • Freezer compartment 3 merges into that of the refrigerator compartment 4, a contribution Q 0 gas to the cooling effect of the
  • Heat exchanger 7 supplies, and results from the heat transfer of a warming single-phase medium.
  • the model computing unit 31 could now calculate and output the speed of the compressor 14 required for this in a simple embodiment and as will be explained in more detail later. In doing so, however, it would have to neglect the influence of the internal heat exchanger 22.
  • the enthalpy transferred in the internal heat exchanger 22 is calculated from the difference between the high pressure temperature and the outlet temperature of the refrigerated compartment evaporator, the total mass flow and the structure of the internal heat exchanger.
  • the enthalpy at the outlet of the KF evaporator is calculated as the enthalpy at the condenser outlet, the enthalpy transfer of the internal heat exchanger and the quotient of the sum of the temperature control capacities and the mass flow. This then gives the temperature at the outlet of the refrigerated compartment evaporator.
  • the compressor speed is determined on the basis of the total mass flow using the suction gas density, an approach for the degree of delivery and the compressor-specific stroke volume.
  • the evaporation temperatures or pressures determined from the above calculations, the specific enthalpies and thus the gas proportions at the corresponding positions in the refrigerant circuit (and, if there are parallel heat exchangers such as 5 and 24 here, the distribution of the mass flow between them) are boundary conditions for a valve model with which the model computing unit 31 calculates the correct positions of the expansion valves
  • Model computing unit 31 the evaporation temperature of the assigned to the subject
  • Temperature at the target temperature of the compartment gives the desired relative humidity, and regulates the speed of the fan so that the target temperature of the compartment is reached.
  • this type of control can be suspended and the fan can be set in such a way that the compartment is cooled as efficiently as possible. As a rule, this will be a high fan speed, but for acoustic reasons this speed can be set lower than a specified maximum fan speed.

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Abstract

Ein Kältegerät, insbesondere Haushaltskältegerät, umfasst • mehrere Lagerfächer (2, 3, 4, 23), • einen Kältemittelkreislauf, in dem zwischen einem Druckanschluss und einem Sauganschluss eines Verdichters (14) ein erstes Expansionsventil(17), ein erster Wärmeübertrager (5), ein zweites Expansionsventil (18) und ein zweiter Wärmeübertrager (6) in Reihe verbunden sind, wobei jeder Wärmeübertrager (5, 6, 7, 24) wenigstens einem Lagerfach (2, 3, 4, 23) zugeordnet ist, um es zu temperieren, und • eine Steuereinheit (13) zum Steuern der Drehzahl (n compr ) des Verdichters (14) und von Positionen (pos va ives) der Expansionsventile (17, 18). Die Steuereinheit (13) umfasst zu jedem Lagerfach (2, 3, 4,23) einen stetig linearen Regler (30) mit mindestens einem P-Anteil zum Abschätzen eines • Temperierleistungsbedarfs (Q oi ) anhand einer Differenz zwischen Soll- und Isttemperatur (Ttar g et, i, T sensor, i) des Lagerfachs (2 / 3, 4,23) sowie eine Modellrecheneinheit (31), die eingerichtet ist, für wenigstens ein vom ersten Wärmeübertrager (5) temperiertes erstes und ein vom zweiten Wärmeübertrager (6) temperiertes zweites der Lagerfächer (2, 3) • anhand ihres Temperierleistungsbedarfs (Q o,i) eine Soll- Verdampfungstemperatur (T evap, i ) • festzulegen und durch Wählen der Drehzahl (n compr ) des Verdichters (14) und der Positionen (pos va ives) der Expansionsventile (17, 18) die Wärmeübertrager (5, 6) des ersten und zweiten Lagerfachs (2, 3) bei den Soll- Verdampfungstemperaturen (T evap, i ) zu betreiben.

Description

Kältegerät mit variabel nutzbarem Fach
Die vorliegende Erfindung betrifft ein Kältegerät, insbesondere ein Haushaltskältegerät, mit wenigstens einem Lagerfach, das bei in weitem Umfang variablen Temperaturen, eventuell sogar bei Temperaturen oberhalb einer Umgebungstemperatur nutzbar ist.
Ein solches Kältegerät ist z.B. aus DE 102016 032 986 A bekannt. Bei diesem bekannten Kältegerät sind Wärmeübertrager eines ersten Fachs und eines zweiten Fachs mit jeweils einem vor- und einem nachgeschalteten Expansionsventil in zueinander parallelen Leitungssträngen des Kältemittelkreislaufs angeordnet, und beide Stränge münden auf den Verdampfer eines dritten gekühlten Fachs. Mit Hilfe der Expansionsventile ist der Druck im ersten oder zweiten Fach zwischen Auslass- und Ansaugdruck eines Verdichters weitgehend beliebig festlegbar, und dementsprechend können in den Fächern in weitem Umfang variable Temperaturen eingestellt werden. Diese Temperaturen bei wechselnden Umgebungstemperaturen konstant zu halten, ist jedoch schwierig, da jede Verstellung eines einzelnen Expansionsventils zu Änderungen des Drucks in mehr als einem Verdampfer führt. Das bedeutet, dass wenn im einem Fach die Ist-Temperatur von der Soll-Temperatur abweicht und durch Korrigieren der Stellung eines Expansionsventils versucht wird, diese Abweichung zu vermindern, dies Rückwirkungen auf andere Fächer hat, die ihrerseits Korrekturen nach sich ziehen. Es kann daher nach dem Auftreten einer Störung geraume Zeit dauern, bis das Kältegerät wieder einen stationären Zustand erreicht, und in dieser Zeit auftretende Abweichungen von der Solltemperatur können möglicherweise die Haltbarkeit von in dem Kältegerät gelagertem Kühlgut beeinträchtigen.
Es besteht daher Bedarf nach einem Kältegerät mit wenigstens einem bei in weitem Umfang variablen Temperaturen nutzbaren Fach, das im Falle einer Abweichung einer Fachtemperatur vom Sollwert in der Lage ist, diese Abweichung in kurzer Zeit zu beheben und dabei Rückwirkungen auf andere Fächer zu minimieren.
Dieser Bedarf wird erfindungsgemäß befriedigt, indem bei einem Kältegerät mit mehreren Lagerfächern, einem Kältemittelkreislauf, in dem zwischen einem Druckanschluss und einem Sauganschluss eines Verdichters ein erstes Expansionsventil, ein erster Wärmeübertrager, ein zweites Expansionsventil und ein zweiter Wärmeübertrager in Reihe verbunden sind, und wobei jeder Wärmeübertrager wenigstens einem Lagerfach zugeordnet ist, um es zu temperieren, und einer Steuereinheit zum Steuern der Drehzahl des Verdichters und von Positionen der Expansionsventile die Steuereinheit zu jedem Lagerfach einen stetig linearen Regler mit mindestens einem P-Anteil zum Abschätzen eines Temperierleistungsbedarfs anhand einer Differenz zwischen Soll- und Isttemperatur des Lagerfachs sowie eine Modellrecheneinheit umfasst, die eingerichtet ist, für wenigstens ein vom ersten Wärmeübertrager temperiertes erstes und ein vom zweiten Wärmeübertrager temperiertes zweites der Lagerfächer anhand ihres
Temperierleistungsbedarfs eine Soll-Verdampfungstemperatur festzulegen und durch Wählen der Drehzahl des Verdichters und der Positionen der Ventile die Wärmeübertrager des ersten und zweiten Lagerfachs bei der Soll-
Verdampfungstemperaturen zu betreiben. Unter P-Anteil wird hier ein Anteil im Ausgangssignal des Reglers verstanden, der zu der in den Regler eingegebenen Abweichung proportional ist. Darüber hinaus kann der Regler mindestens noch einen I- Anteil, also einen zum Zeitintegral der Abweichung proportionalen Anteil und/oder einen D-Anteil, einen zur Zeitableitung der Abweichung proportionalen Anteil aufweisen.
Die Verwendung des Begriffs „Wärmeübertrager“ anstelle von „Verdampfer“ trägt der Tatsache Rechnung, dass die Temperierwirkung nicht nur in herkömmlicherweise ein Kühlen durch Verdampfen von flüssigem Kältemittel im Wärmeübertrager sein kann, sondern insbesondere im ersten Wärmeübertrager auch ein Erwärmen durch Kondensation von Kältemitteldampf oder Unterkühlen von bereits flüssigem Kältemittel. Die Temperatur, bei der Verdampfung bzw. Kondensation stattfinden, wird im Folgenden der Einfachheit halber immer nur als Verdampfungstemperatur bezeichnet.
Die Wärmeübertrager haben jeweils einen durch ihre Bauart, Einbaugeometrie und dgl. bestimmten Wärmedurchgangskoeffizienten, der die Übertragungsleistung pro Grad Temperaturdifferenz zwischen dem Kältemittel im Wärmeübertrager und dessen Umgebung, d.h. dem von dem Wärmeübertrager temperierten Lagerfach, angibt. Eine Soll-Verdampfungstemperatur kann daher erhalten werden durch Vermindern der Fachtemperatur um den Quotienten von Temperierleistungsbedarf und Wärmedurchgangskoeffizient (wobei das Vorzeichen des Temperierleistungsbedarfs als positiv angesetzt wird, wenn das Temperieren ein Kühlen ist). Ein Wärmeübertrager kann in an sich bekannter Weise zur Leistungssteigerung mit einem Lüfter kombiniert sein, der die Luftzirkulation über den Wärmeübertrager antreibt. Um der Wirkung des Lüfters Rechnung zu tragen, wird in diesem Fall der Wärmedurchgangskoeffizient des Wärmeübertragers als eine Funktion eines Betriebsparameters des Lüfters, insbesondere seiner Leistung oder Drehzahl, angenommen. Der Zusammenhang zwischen dem Wert des Betriebsparameters und dem resultierenden Wärmedurchgangskoeffizienten kann im Betrieb des Kältegeräts formelmäßig berechnet oder in einer - ggf. anhand von an einem Prototypen des Kältegeräts vorgenommener Messungen erstellten - Tabelle nachgeschlagen werden.
Infolge der Möglichkeit, die Verdampfungstemperatur in einem Wärmeübertrager zu variieren, kann eine gewünschte Fachtemperatur sowohl mit einer niedrigen Lüfterdrehzahl und einer niedrigen Verdampfungstemperatur als auch mit einer hohen Lüfterdrehzahl und einer Verdampfungstemperatur nahe der gewünschten Fachtemperatur erreicht werden, wobei im ersteren Fall die Trocknung der Luft des Lagerfachs durch Reifbildung am Wärmeübertrager wesentlich stärker ist als in letzterem. Dieser Sachverhalt kann ausgenutzt werden, um die Luftfeuchtigkeit im Lagerfach auf einen gewünschten Wert einzustellen.
Zweckmäßigerweise kann diese Feuchtigkeitssteuerung auf den Fall beschränkt sein, dass die Abweichung zwischen Ist- und Solltemperatur des Lagerfachs einen Grenzwert nicht überschreitet. Im Falle einer Grenzwertüberschreitung sollte ein schnelles Herunterkühlen des Fachs Priorität haben; dazu sollte der Lüfter unabhängig von der Temperatur des Wärmeübertragers mit maximaler Drehzahl laufen.
Um eine Abweichung einer Fachtemperatur von ihrem Sollwert schnell und mit minimalen Rückwirkungen auf andere Lagerfächer beenden zu können, ist es wichtig, dass die Steuereinheit „korrekte“ Werte einer Stellgröße im Voraus abschätzen kann und nicht erst nach Vornahme einer Stellgrößenkorrektur deren Auswirkungen abwarten muss, um dann ggf. diese zu kompensieren. Zu diesem Ziel trägt es bei, wenn die Steuereinheit eingerichtet ist, für jedes Lagerfach einen Massenstrom von Kältemittel zu berechnen, dessen Verdampfung den Temperierleistungsbedarf des Lagerfachs deckt, die Massenströme zu einem Gesamtmassenstrom aufzusummieren und die Drehzahl des Verdichters so zu wählen, dass der Gesamtmassenstrom von dem Verdichter bereitgestellt wird. Die Verdampfung kann auch „negatives Vorzeichen“ haben, d.h. wenn die Temperierung ein Erwärmen des Lagerfachs ist, kann in dem betreffenden Wärmeübertrager Kondensation stattfinden.
Wenn ein dritter Wärmeübertrager eines dritten Lagerfachs dem zweiten Wärmeübertrager ohne zwischengeschaltete Drosselstelle nachgeschaltet ist, insbesondere wenn das dritte Lagerfach ein Normalkühlfach und das zweite ein Gefrierfach ist, trägt aus dem zweiten Wärmeübertrager kommender Kältemitteldampf relevant zur Kühlwirkung des dritten Verdampfers bei. In diesem Fall sollte die Steuereinheit eingerichtet sein, bei der Berechnung des Massenstroms von im dritten Wärmeübertrager zu verdampfendem Kältemittel die Kühlleistung des aus dem zweiten Wärmeübertrager zufließenden Dampfs zu berücksichtigen.
Da sich der Dampf durch Aufnahme von Wärme aus dem Lagerfach erwärmt und dadurch der Temperaturunterschied zum Lagerfach allmählich abnimmt, wohingegen flüssiges Kältemittel so lange auf der Verdampfungstemperatur bleibt, bis es komplett verdampft ist, ist der Wärmedurchgangskoeffizient des dritten Wärmeübertragers stark unterschiedlich, je nachdem ob er Dampf oder flüssiges Kältemittel enthält. Dem sollte die Steuereinheit Rechnung tragen, indem sie einen Wärmedurchgangskoeffizienten des dritten Wärmeübertragers abhängig vom Volumenverhältnis zwischen flüssigem und gasförmigem Kältemittel am Übergang zwischen zweitem und drittem Wärmeübertrager abschätzt. Konkret kann der Wärmedurchgangskoeffizient als ein anhand des Volumenverhältnisses gewichteter Mittelwert zwischen den
Wärmedurchgangskoeffizienten des dampfgefüllten und des flüssigkeitsgefüllten dritten Wärmeübertragers berechnet werden.
Es ist an sich bekannt, zur Effizienzsteigerung einen internen Wärmetauscher vorzusehen, in dem verdichtetes Kältemittel vor dem Eintritt in einen Wärmeübertrager Wärme an Kältemitteldampf in einem von einem der Wärmeübertrager zum Verdichter zurückführenden Saugrohr abgibt. Der Einfluss eines solchen internen Wärmetauschers kann in einem iterativen Prozess berücksichtigt werden.
Der Kältemittelkreislauf kann mehrere parallele Leitungsstränge umfassen, von denen einer das erste Expansionsventil, den ersten Wärmeübertrager und das zweite Expansionsventil und wenigstens ein anderer ein drittes Expansionsventil, einen vierten Wärmeübertrager und ein viertes Expansionsventil aufweist. Das vierte Lagerfach kann von der Steuereinheit genauso gesteuert werden wie das erste und das zweite Lagerfach.
Weitere Merkmale und Vorteile der Erfindung ergeben sich aus der nachfolgenden Beschreibung von Ausführungsbeispielen unter Bezugnahme auf die beigefügte Figur. Es zeigen
Fig. 1 ein Blockdiagramm eines erfindungsgemäßen Kältegeräts;
Fig.2 ein Blockdiagramm einer Steuereinheit des Kältegeräts.
Fig. 1 zeigt ein Blockdiagramm eines erfindungsgemäßen Kältegeräts. In einem wärmedämmenden Gehäuse 1 sind wenigstens drei, hier vier Lagerfächer 2, 3, 4, 23 ausgespart. Jeder dieser Lagerfächer 2, 3, 4, 23 ist ein Wärmeübertrager 5, 6, 7, 24 zugeordnet. Die Zuordnung kann z.B. darin bestehen, dass der Wärmeübertrager in Art eines Cold-Wall-Verdampfers zwischen einem Innenbehälter des Lagerfachs und einer den Innenbehälter umgebenden Dämmmaterialschicht eingebettet ist, oder dass der Wärmeübertrager 5, 6, 7, 24 im Innenbehälter 8 des betreffenden Lagerfachs 2, 3, 4, 23 montiert ist. In letzterem Fall kann im Innenbehälter eine Trennwand 9 vorgesehen sein, die das Volumen des Innenbehälters in das Lagerfach 2, 3, 4 und eine den Wärmeübertrager 5, 6, 7 aufnehmende Wärmeübertragerkammer 10 unterteilt.
Unabhängig davon, wie der Wärmeübertrager 5, 6, 7, 24 dem Lagerfach 2, 3, 4, 23 zugeordnet ist, kann jedem Wärmeübertrager 5, 6, 7, 24 ein Lüfter 11 zugeordnet sein, um den Wärmeübergang zwischen dem Lagerfach 2, 3, 4, 23 und ihrem Wärmeübertrager 5, 6, 7, 24 zu intensivieren. Die Drehzahl oder Leistung eines solchen Lüfters 11 kann fest vorgegeben oder, wie im Folgenden noch genauer erläutert, steuerbar sein.
Jedes Lagerfach 2, 3, 4, 23 ist mit einem Temperaturfühler 12 ausgestattet. Messwerte der Temperaturfühler 12 werden von einer Steuerschaltung 13 erfasst. Ein Kältemittelkreislauf umfasst, ausgehend von einem Druckanschluss eines Verdichters 14, der Reihe nach einen Verflüssiger 15, eine Druckleitung 16, ein erstes Expansionsventil 17, den Wärmeübertrager 5, ein zweites Expansionsventil 18, den zweiten Wärmeübertrager 6, den dritten Wärmeübertrager 7 und eine Saugleitung 19, die zu einem Sauganschluss des Verdichters 14 führt.
Wenn wie in der Fig. 1 gezeigt noch ein viertes Lagerfach 23 vorgesehen ist, können dessen Wärmeübertrager 24, ein vorgeschaltetes Expansionsventil 25 und ein nachgeschaltetes Expansionsventil 26 in einem Zweig des Kältemittelkreislaufs angeordnet sein, der sich parallel zu einem die Expansionsventile 17, 18 und den Wärmeübertrager 5 enthaltenden Zweig zwischen zwei Anschlusspunkten 27, 28 erstreckt. Bei Bedarf können weitere parallele Zweige mit je zwei Expansionsventilen und einem Wärmeübertrager zum Temperieren weiterer Lagerfächer vorgesehen sein.
Die Expansionsventile 17, 18, 25, 26 sind von an sich bekannter, hier nicht beschriebener Bauart und ausgelegt, um einen durch ein Steuersignal vorgegebenen Öffnungsquerschnitt zwischen Ein- und Auslass einzustellen. Quelle der Steuersignale ist die Steuerschaltung 13.
Die Druckleitung 16 und die Saugleitung 19 verlaufen auf einem Teil ihrer Länge gegenläufig in engem Kontakt miteinander, um so einen internen Wärmeübertrager 22 zu bilden, in dem das verdichtete Kältemittel kurz vor Erreichen des Expansionsventils 17 Restwärme an den Dampf in der Saugleitung 19 abgibt.
Die an den Expansionsventilen 17, 25 auftretende Druckdifferenz ist in weiten Grenzen variabel. Einerseits ergibt sich bei maximaler Öffnung des Expansionsventils 17 (bzw. 25) im Wärmeübertrager 5 (bzw. 24) ein Druck, der sich, wenn überhaupt, nur wenig vom Druck am Druckanschluss des Verdichters 14 unterscheidet, so dass im Wärmeübertrager 5 (bzw. 24) wie im Verflüssiger 15 Kondensation von Kältemittel stattfinden kann und das Lagerfach 2 (23) auf einer Solltemperatur oberhalb der Umgebungstemperatur betrieben werden kann, und in Verflüssiger 15 und Wärmeübertrager s und/oder 24 kondensiertes Kältemittel über das Expansionsventil 18 den Wärmeübertragern 6 und 7 zugeführt wird. Eine Obergrenze der Temperatur, bei der das Lagerfach 2 bzw. 23 betrieben werden kann, sollte nicht unter +18°C betragen. Um einen Betrieb des Lagerfachs 3 als Gefrierfach zu ermöglichen, ist selbst wenn das Lagerfach 2 (und/oder 23) als Normalkühlfach betrieben wird, ein nicht vernachlässigbarer Druckabfall am Expansionsventil 18 notwendig. Die maximale Druckdifferenz am Expansionsventil 18 sollte ausreichen, um einen Gefrierfachbetrieb des Lagerfachs 3 auch dann zu ermöglichen, wenn im Wesentlichen der volle Ausgangsdruck des Verdichters 14 am Eingang des Expansionsventils 18 anliegt.
Zwischen den Wärmeübertragern 6 und 7 findet kein nennenswerter Druckabfall statt. Insbesondere können beide Wärmeübertrager 6, 7 und eine sie verbindende Leitung aus demselben Typ Rohr mit gleichbleibenden Querschnittsabmessungen gefertigt sein.
Solltemperaturen für alle drei Lagerkammern 2, 3, 4 sind an einer Benutzerschnittstelle 20 der Steuerschaltung 13 einstellbar. Wenn eine der Lagerkammern 2, 3, 4 einen Lüfter 11 aufweist, kann an der Benutzerschnittstelle 20 auch die Möglichkeit vorgesehen sein, einen Wert der Luftfeuchtigkeit für die betreffende Lagerkammer zu wählen.
Fig. 2 zeigt ein Blockdiagramm der Steuereinheit 13. Am linken Rand des Diagramms sind Eingänge für die vom Benutzer an der Schnittstelle 20 eingestellten Sollgrößen dargestellt, namentlich die Solltemperaturen Ttarget, fiexi des Lagerfachs 2, Ttarget, fridge des als Normalkühlfach genutzten Lagerfachs 4 und Ttarget, freezer des als Gefrierfach betriebenen Lagerfachs 3 sowie fakultativ Ttarget, fiex2 des Lagerfachs 23 und Soll-Feuchtigkeitswerte cptarget, fiexi des Lagerfachs 2 und cptarget, fiex2 des Lagerfachs 23.
Jede Solltemperatur und die zugehörige vom Sensor 12 gemessene Ist-Temperatur, z.B. die Temperaturen Ttarget, fiexi und Tsensor, fiexi , liegen an den Eingängen einer Differenzschaltung 29 an, um eine Sollwertabweichung zu ermitteln, die ihrerseits Eingangsgröße eines PID-Reglers 30 ist. Jeder PID-Regler 30 liefert ein Ausgangssignal, das ein Schätzwert ist für den Temperierleistungsbedarf Q0 i , i e {flexi, flexi, freezer, fridge , d.h. für die Kühl- oder Heizleistung, die dem betreffenden Lagerfach 2, 3, 4, 23 voraussichtlich zugeführt werden muss, um es auf seine Solltemperatur zu bringen bzw. dort zu halten. Eine Modellrecheneinheit 31 empfängt als Eingangsgrößen die
Temperierleistungsbedarfe Q0 der Lagerfächer 2, 3, 4, 23, deren von den Sensoren 12 gemessene Ist-Temperaturen T i , Randbedingungen wie etwa die Verflüssigungstemperatur cim Verflüssiger 15, die Umgebungstemperatur Tx , sowie, wenn eine Feuchtigkeitsregelung der Fächer 2, 23 vorgesehen ist, die Drehzahlen nfan i von deren Lüftern 11.
Ausgangsgrößen der Modellrecheneinheit 31 sind Positionen posvalve i der
Expansionsventile 16, 17, 25, 26 sowie die Drehzahl ncompr des Verdichters 14. Diese bereits oben beschriebenen Komponenten sind im Diagramm der Fig. 2 in einer Regelstrecke 32 zusammengefasst.
Anhand der bekannten Temperierleistungsbedarfe Q0 j , i e {flexi, flexi, freezer, fridge} berechnet die Modellrecheneinheit 31 die Verdampfungstemperaturen in den Fächern 2, 23, 4 die Temperaturdifferenz zwischen Fach und Verdampfer ergibt sich aus Kälteleistung und Wärmeübertragungsfähigkeit des Verdampfers.
Die Verdampfungsenthalpie ergibt sich aus der Verdampfungstemperatur des
Gefrierfachs 3, T fieezer , der Verflüssigungstemperatur Tc , einer angenommenen
Unterkühlung AT und der übertragenen Enthalpie Ah1HX des internen Wärmeübertragers
22: die spezifische Verdampfungsenthalpie ergibt sich aus Siede- / Taulinie von Verflüssigungs- / Verdampfungstemperatur, der Unterkühlung am Verflüssigerende sowie dem spezifischen Wärmeübertrag des inneren Wärmeübertragers.
Die Verflüssigungstemperatur Tc kann gemessen werden; alternativ wird sie von der Modellrecheneinheit 31 anhand der Umgebungstemperatur Tx und des Wärmedurchgangskoeffizienten kAc eff des Verflüssigers abgeschätzt, wobei angenommen wird, dass die vom Verflüssiger abgegebene Wärmeleistung gleich der Summe der von den Wärmeübertragern 5, 6, 7, 24 aufgenommenen Temperierleistungsbedarfe ist.
Die Enthalpie Ah1HX ist a priori nicht bekannt, hier kann zunächst ein Erfahrungswert aus der Vergangenheit angenommen werden, der in der Folge iterativ präzisiert wird.
Die Verdampfungsrate in jedem der Wärmeübertrager 5, 6, 7, 24, d.h. wie viel Kältemittel dort pro Zeiteinheit verdampft (oder, im Fall der Fächer 2, 23 evtl auch kondensiert) ergibt sich aus dem Temperierleistungsbedarf Q0 i des zugeordneten Fachs 2, 3, 4 bzw. 23 und der gemäß (2) bestimmten Verdampfungsenthalpie. Für die Flexfächer 2, 23 und das Gefrierfach 3 berechnet sich der verdampfende Massenstrom aus dem Temperierleistungsbedarf und der Verdampfungsenthalpie.
Beim Kühlfach 4 wäre eine Berechnung rein über die Verdampfungsenthalpie unzureichend da hier auch Kältemitteldampf, der aus dem Wärmeübertrager 6 des
Gefrierfachs 3 in den des Kühlfachs 4 übergeht, einen Beitrag Q0 gas zur Kühlwirkung des
Wärmeübertragers 7 liefert, und ergibt sich aus dem Wärmeübergang eines sich erwärmenden einphasigen Mediums.
Wenn dieser Beitrag Q0 gas bereits größer ist als der Temperierleistungsbedarf Qo fridge des Kühlfachs 4, wird die Drehzahl des Lüfters 11 des Kühlfachs 4 verringert.
Anderenfalls wird nach Gleichung (6) der Anteil C2phase des Wärmeübertragers 7 berechnet, in dem Verdampfung stattfindet.
Wenn auch flüssiges Kältemittel in den Wärmeübertrager 7 gelangt, steht von diesem nur noch ein geringer Anteil für den Wärmeaustausch mit dem übergetretenen Dampf zur Verfügung; dementsprechend reduziert sich der Beitrag des übergetretenen Dampfs zum Wärmedurchgangskoeffizienten des Wärmeübertragers 7. Dies wird berücksichtigt, indem der Verdampferbereich mit reiner Gasströmung wieder in die Berechnung der Kälteleistung. Der im Kühlfach-Wärmeübertrager verdampfende Massenstrom ergibt sich dann aus der Differenz von Kälteanforderung und Kühlleistung des Gases.
Die Summe der verdampfenden Massenströme über alle Fächer ergibt den Gesamt- Massenstrom, den der Verdichter 14 fördern
Die Modellrecheneinheit 31 könnte nun in einer einfachen Ausgestaltung und wie später genauer erläutert die hierfür erforderliche Drehzahl des Verdichters 14 berechnen und ausgeben. Dabei müsste sie allerdings den Einfluss des internen Wärmeübertragers 22 vernachlässigen.
Für die im internen Wärmeübertrager 22 übertragene Enthalpie berechnet sich aus der Differenz von Hochdrucktemperatur und Austrittstemperatur des Kühlfachverdampfers, dem Gesamtmassenstrom sowie dem Aufbau des inneren Wärmeübertragers. Die Enthalpie am Austritt des KF-Verdampfers berechnet sich der Enthalpie am Verflüssigeraustritt, dem Enthalpieübertrag des inneren Wärmeübertragers sowie dem Quotient aus Summe der Temperierleistungen und Massenstrom. Daraus ergibt sich dann die Temperatur am Austritt des Kühlfachverdampfers.
Die Bestimmung der Verdichterdrehzahl anhand des Gesamtmassenstroms erfolgt anhand der Suaggasdichte, einem Ansatz für den Liefergrad und dem verdichterspezifischen Hubvolumen.
Die aus den obigen Berechnungen bestimmten Verdampfungstemperaturen bzw. Drücke, die spezifischen Enthalpien und damit die Gasanteile an den entsprechenden Positionen des Kältemittelkreislaufs (sowie, falls parallele Wärmeübertrager wie hier 5 und 24 vorhanden sind, die Aufteilung des Massenstroms auf diese) sind Randbedingungen für ein Ventilmodell, mit dem die Modellrecheneinheit 31 die richtige Positionen der Expansionsventile berechnet
Wie oben erwähnt, kann die Möglichkeit vorgesehen sein, eine gewünschte Luftfeuchtigkeit im Fach 2 oder 23 an der Benutzerschnittstelle 20 vorzugeben.
Wenn ein Fach i (2,3,4 oder 23) gekühlt wird, ist sein Wärmeübertrager 5, 6, 7 oder 24 der kälteste Punkt. Der Dampfdruck des Wassers in der Luft des Fach, kann daher nur so hoch sein, wie dem der Sättigungsdampfdruck bei der Temperatur des Wärmeübertragers entspricht. Je größer die Temperaturdifferenz zwischen dem Lagerbereich des Fachs und dem Verdampfer ist, umso niedriger ist die relative Luftfeuchte im Lagerbereich. Um eine gegebene Solltemperatur in dem Fach einzustellen, kann der Lüfter des Fachs bei geringer Temperaturdifferenz schnell oder bei hoher Temperaturdifferenz langsam laufen; im einen Fall stellt sich eine hohe, im anderen eine niedrige Luftfeuchtigkeit ein. Um eine vorgegebene relative Luftfeuchtigkeit in einem Fach zu erreichen, wählt die
Modellrecheneinheit 31 die Verdampfungstemperatur des dem Fach zugeordneten
Wärmeübertragers so, dass der Sättigungsdampfdruck von Wasser bei dieser
Temperatur bei der Solltemperatur des Fachs die gewünschte relative Luftfeuchtigkeit ergibt, und regelt die Geschwindigkeit des Lüfters so, dass die Solltemperatur des Fachs erreicht wird.
Wenn die Abweichung zwischen Ist- und Solltemperatur des Fachs einen vorgegebenen Grenzwert überschreitet, kann diese Art der Regelung ausgesetzt werden, und der Lüfter kann so eingestellt werden, dass eine möglichst effiziente Kühlung des Fachs erzielt wird. In der Regel wird dies eine hohe Lüfterdrehzahl sein, aus akustischen Gründen kann diese Drehzahl jedoch niedriger als eine spezifizierte Maximaldrehzahl des Lüfters festgelegt werden.
BEZUGSZEICHEN
1 Gehäuse
2 Lagerfach
3 Lagerfach
4 Lagerfach
5 Wärmeübertrager
6 Wärmeübertrager
7 Wärmeübertrager
8 Innenbehälter
9 Trennwand
10 Wärmeübertragerkammer
11 Lüfter
12 Temperaturfühler
13 Steuerschaltung
14 Verdichter
15 Verflüssiger
16 Druckleitung
17 Expansionsventil
18 Expansionsventil
19 Saugleitung
20 Benutzerschnittstelle
21 Lüfter
22 interner Wärmeübertrager
23 Lagerfach
24 Wärmeübertrager
25 Expansionsventil
26 Expansionsventil
27 Anschlusspunkt
28 Anschlusspunkt
29 Differenzschaltung
30 PID-Regler
31 Modellrecheneinheit
32 Regelstrecke

Claims

PATENTANSPRÜCHE
1. Kältegerät, insbesondere Haushaltskältegerät, mit mehreren Lagerfächern (2, 3, 4, 23), einem Kältemittelkreislauf, in dem zwischen einem Druckanschluss und einem Sauganschluss eines Verdichters (14) ein erstes Expansionsventil(17), ein erster Wärmeübertrager (5), ein zweites Expansionsventil (18) und ein zweiter Wärmeübertrager (6) in Reihe verbunden sind, und wobei jeder Wärmeübertrager (5, 6, 7, 24) wenigstens einem Lagerfach (2, 3, 4, 23) zugeordnet ist, um es zu temperieren, und einer Steuereinheit (13) zum Steuern der Drehzahl (nCom r) des Verdichters (14) und von Positionen (posvaiVes) der Expansionsventile (17, 18), dadurch gekennzeichnet, dass die Steuereinheit (13) zu jedem Lagerfach (2, 3,
4.23) einen stetig linearen Regler (30) mit mindestens einem P-Anteil zum
Abschätzen eines Temperierleistungsbedarfs (Q0 i ) anhand einer Differenz zwischen Soll- und Isttemperatur (Ttargeu, TSensor,i) des Lagerfachs (2, 3, 4,23) sowie eine Modellrecheneinheit (31) umfasst, die eingerichtet ist, für wenigstens ein vom ersten Wärmeübertrager (5) temperiertes erstes und ein vom zweiten Wärmeübertrager (6) temperiertes zweites der Lagerfächer (2, 3) anhand ihres
Temperierleistungsbedarfs ( Q0 i ) eine Soll-Verdampfungstemperatur (Tevap,i) festzulegen und durch Wählen der Drehzahl (nComPr) des Verdichters (14) und der Positionen (posvaiVes) der Expansionsventile (17, 18) die Wärmeübertrager (5, 6) des ersten und zweiten Lagerfachs (2, 3) bei den Soll-Verdampfungstemperaturen (TevaP,i) zu betreiben.
2. Kältegerät nach Anspruch 1, bei dem die Soll-Verdampfungstemperatur (Tevap,i) eines Lagerfachs (2, 3, 4, 23) anhand einer Ist-Temperatur (TSensor,i) des
Lagerfachs, korrigiert um den Quotienten von Temperierleistungsbedarf ( Q0 i ) und Wärmedurchgangskoeffizient (kAevapi ) des zugeordneten Wärmeübertragers (5, 6,
7.24) berechnet wird.
3. Kältegerät nach Anspruch 2, bei dem dem Wärmeübertrager (5, 6, 7,24) ein Lüfter (12) zugeordnet ist und der Wärmedurchgangskoeffizient (kA) des Wärmeübertragers (5, 6, 7,24) eine Funktion eines Betriebsparameters (nfan,i) des Lüfters (12) ist.
4. Kältegerät nach Anspruch 3, bei dem die Steuereinheit eingerichtet ist, den Betriebsparameter (nfan,i) des Lüfters (12) anhand einer Verdampfungstemperatur (Tevap ) und einer Soll-Luftfeuchtigkeit des Lagerfachs einzustellen.
5. Kältegerät nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Steuereinheit (13) eingerichtet ist, für jedes Lagerfach (2, 3, 4,23) einen
Massenstrom ( mevap,i ) von Kältemittel zu berechnen, dessen Verdampfung den
Temperierleistungsbedarf des Lagerfachs (2, 3, 4, 23) deckt, die Massenströme
( mevap,i ) zu einem Gesamtmassenstrom ( mtotai ) aufzusummieren und die Drehzahl
(nCompr) des Verdichters (14) so zu wählen, dass der Gesamtmassenstrom ( mtotai ) von dem Verdichter (14) bereitgestellt wird.
6. Kältegerät nach Anspruch 5, dadurch gekennzeichnet, dass ein dritter Wärmeübertrager (7) eines dritten Lagerfachs (4) dem zweiten Wärmeübertrager (6) ohne zwischengeschaltete Drosselstelle nachgeschaltet ist und die Steuereinheit (13) eingerichtet ist, bei der Berechnung des Massenstroms
( mevap,fridge ) von im dritten Wärmeübertrager (7) zu verdampfendem Kältemittel die
Kühlleistung Q0 gas von aus dem zweiten Wärmeübertrager (6) zufließendem Dampf zu berücksichtigen.
7. Kältegerät nach Anspruch 6, dadurch gekennzeichnet, dass die Steuereinheit (13) eingerichtet ist, einen Wärmedurchgangskoeffizienten des dritten
Wärmeübertragers (7) oder einen Wärmefluss ( Q0 fridge ) über den dritten
Wärmeübertrager (7) abhängig von einem Mengenverhältnis zwischen flüssigem und gasförmigem Kältemittel am Übergang zwischen zweitem und drittem Wärmeübertrager (6, 7) abzuschätzen.
8. Kältegerät nach einem der vorhergehenden Ansprüche, mit einem internen
Wärmetauscher (22), wobei die Steuereinheit (13) eingerichtet ist, bei einer Berechnung der Verdampfungsenthalpie (Ä/7e„ap) des Kältemittels einen Beitrag (Ahinx) des Wärmetauschers iterativ zu berücksichtigen.
9. Kältegerät nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass der Kältemittelkreislauf mehrere parallele Leitungsstränge umfasst, von denen einer das erste Expansionsventil (17), den ersten Wärmeübertrager (5) und das zweite Expansionsventil (18) und wenigstens ein anderer ein drittes Expansionsventil (25), einen vierten Wärmeübertrager (24) und ein viertes Expansionsventil (26) aufweist.
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