EP4078057A1 - Wärmepumpe mit optimiertem kältemittelkreislauf - Google Patents

Wärmepumpe mit optimiertem kältemittelkreislauf

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EP4078057A1
EP4078057A1 EP20824194.3A EP20824194A EP4078057A1 EP 4078057 A1 EP4078057 A1 EP 4078057A1 EP 20824194 A EP20824194 A EP 20824194A EP 4078057 A1 EP4078057 A1 EP 4078057A1
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EP
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heat exchanger
refrigerant
evaporator
heat pump
pump according
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Nikolas SCHRÖDER
Christian Penner
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Stiebel Eltron GmbH and Co KG
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Stiebel Eltron GmbH and Co KG
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    • F25B2339/00—Details of evaporators; Details of condensers
    • F25B2339/04—Details of condensers
    • F25B2339/047—Water-cooled condensers

Definitions

  • the present invention relates to a heat pump with a refrigerant telnikank with a compressor, an expansion element, a condenser and an evaporator, which are connected to refrigerant lines, and a refrigerant contained in the refrigerant circuit, which can be circulated by means of the compressor in the refrigerant circuit.
  • Flammable refrigerants are often used in the refrigerant circuits of heat pumps, as these are considered more environmentally friendly than previously used refrigerants.
  • newer, especially flammable refrigerants often increased safety requirements must be observed and appropriate measures must be met, such as special requirements for the installation site, which make the manufacture and operation of these heat pumps more expensive. This is all the more noticeable the more refrigerant is used.
  • the object on which the present invention is based is to provide a heat pump with a refrigerant circuit which has the described overcomes its disadvantages and enables the amount of refrigerant to be reduced while the performance figures are still acceptable, thereby reducing refrigerant costs and lowering the requirements for the necessary safety concepts.
  • a heat pump is proposed with a refrigerant circuit with a compressor, an expansion device, a condenser and an evaporator, which are connected to refrigerant lines, and a refrigerant contained in the refrigerant circuit, which can be circulated by means of the compressor in the refrigerant circuit.
  • the condenser and the evaporator comprise heat exchangers with a refrigerant side and a media side, the heat exchanger of the condenser being a plate heat exchanger and the heat exchanger of the evaporator being a plate heat exchanger or a lamellar tube heat exchanger.
  • the heat exchangers from the condenser and / or the evaporator are designed asymmetrically between the refrigerant side and the media side in such a way that the volume of the refrigerant side is reduced by at least 10% compared to the volume of the media side.
  • the asymmetrical design of the heat exchanger according to the invention leads to a noticeable reduction in the amount of refrigerant required and to a reduction in the requirements for security-related measures with acceptable performance figures.
  • Heat pumps can be designed as brine-water heat pumps, water-water heat pumps or air-water heat pumps, for example.
  • the evaporator's heat exchanger is often designed as a plate heat exchanger, whereas in air-to-water heat pumps it is usually a lamellar tube heat exchanger.
  • the plates of the heat exchanger of the condenser and / or of the evaporator have an arrow embossing with an arrow angle of at least 45 ° (“high” embossing).
  • a high sweep angle or embossing angle causes a strong deflection of the fluid, which can possibly lead to a higher coefficient of performance and a greater pressure loss as a result.
  • the invention provides that the inner diameter of the tubes of the lamellar tube heat exchanger is 3 to 7 mm and their outer diameter is 3.5 to 7.5 mm, whereby a reduction in the amount of refrigerant is achieved here as well.
  • the inside of the tubes of the lamellar tube heat exchanger is provided with ribs.
  • the heat pump according to the invention can comprise an internal heat exchanger which is designed as a plate heat exchanger.
  • the inner heat exchanger has plates which have an arrow embossing with an arrow angle or embossing angle of less than 45 °.
  • the inner heat exchanger can be designed with dimple embossing instead of an arrow embossing. Dimple embossing enables a reduction in pressure losses on the media side of the heat exchanger and a reduction in the amount of refrigerant.
  • the internal heat exchanger is configured asymmetrically in such a way that a volume of the liquid side is reduced compared to the volume of the gas side. This results in a further reduction in the amount of refrigerant.
  • a further reduction in the amount of refrigerant can be achieved by making the internal diameter of the liquid lines, in particular the refrigerant lines, as small as possible.
  • the flow velocity in the liquid lines is at least 0.5 m / s but at most 3.5 m / s.
  • the minimum flow velocity is preferably not less than 0.05 m / s, 0.3 m / s or a value between 0.05 m / s and 0.3 m / s.
  • the heat pump according to the invention comprises a controller which is connected to an inverter which controls the compressor and which is connected to the expansion element.
  • This regulator is designed to control the compressor and the expansion element in such a way that the flow rate in the liquid lines, in particular in the refrigerant lines, is at most 3.5 m / s.
  • Figure 1a a circuit diagram of a refrigeration circuit of a heat pump according to the invention with an evaporator as a plate heat exchanger and with an internal heat exchanger
  • Figure 1b a circuit diagram of a refrigeration circuit of a heat pump according to the invention with an evaporator as a plate heat exchanger
  • Figure 1c a circuit diagram of a refrigeration circuit of a heat pump according to the invention with an evaporator as a lamellar tube heat exchanger,
  • Figure 1d a circuit diagram of a refrigeration circuit of a heat pump according to the invention, with an evaporator as a lamellar tube heat exchanger and with an internal heat exchanger,
  • FIG. 2a a schematic enlarged sectional view of a symmetrical plate heat exchanger
  • Figure 2b a schematic enlarged sectional view of an asymmetrical plate heat exchanger
  • FIG. 2c a schematic enlarged sectional view of a sheet metal of an asymmetrical plate heat exchanger
  • Figure 2d a schematic enlarged three-dimensional sectional view of a sheet of an asymmetrical plate heat exchanger
  • Figure 3a a section of a plate of a plate heat exchanger, with a herringbone toothing with an angle of sweep less than 45 °
  • Figure 3b a section of a plate of a plate heat exchanger, with a herringbone toothing with a sweep angle greater than 45 °
  • Figure 4 a section of a plate of a plate heat exchanger, with a dimple embossing
  • FIG. 5 a partial view of a refrigerant circuit
  • FIG. 6 a raw routing of the refrigerant circuit.
  • the refrigeration circuit 100 comprises at least one compressor 10, an expansion element 20, a condenser 30, an evaporator 40 and, depending on the design, an internal heat exchanger 50 and a 4-way switch valve 60.
  • the gaseous refrigerant is compressed by the compressor 10 and fed to the heat transfer device 32 of the condenser 30, where it is cooled and liquefied.
  • the liquefied refrigerant is then expanded at the expansion element 20 according to FIGS. 1b and 1c.
  • subcooling initially takes place in the internal heat exchanger 50.
  • the refrigerant is then passed through the heat exchanger 42 of the evaporator 40, where it is evaporated and superheated in order to then be fed back to the compressor 10 (FIGS. 1b and 1c).
  • FIGS. 1a and 1d following an evaporation in the evaporator 40, there is optionally a further evaporation, as well as an overheating in the inner heat exchanger 50.
  • the refrigeration circuit 100 also has the 4-way switch valve 60.
  • An internal heat exchanger 50 is integrated in the refrigerant circuit 100, as shown in FIGS. 1a and 1d.
  • the 4-way switch valve 60 can still be used to defrost the heat exchanger 42 of the evaporator 40.
  • the 4-way switch valve 60 is switched so that there is a direct connection between the compressor 10 and the heat exchanger 42 of the evaporator 40 and a further connection between the heat exchanger 32 of the condenser 30 and the inner one running in the direction of flow of the refrigerant Heat exchanger 50 creates.
  • the direction of flow of the refrigerant through the compressor 10 while maintaining the direction of flow of the refrigerant through the compressor 10, the direction of flow of the refrigerant through the other components of the refrigerant circuit 100 is reversed.
  • FIG. 2a shows a schematic enlarged sectional view of a symmetrical plate heat exchanger.
  • a plate heat exchanger consists of a number of plates P n which have such an imprint that channels with volumes VM, VK of identical size through which a fluid can flow arise between adjacent plates.
  • the channels formed on both sides of an individual plate P n can have the same or different volumes VM, VK.
  • the ducts are of identical size, as can be seen in FIG. 2a, it is a symmetrical plate heat exchanger. That is, the volume V K of the refrigerant contained in the plate heat exchanger and the volume VM of the medium, that is to say of the fluid that absorbs heat from the refrigerant or gives it off, are the same size, as shown in FIG. 2a.
  • the refrigerant circuit 100 of the heat pump according to the present invention comprises a condenser 30 and an evaporator 40, each of which includes a heat exchanger 32, 42, wherein at least the heat exchanger 32 of the condenser 30 can be designed in the form of an asymmetrical plate heat exchanger (see. 1).
  • the asymmetry is at least 10%, ie the volume V K of the refrigerant is at least 10% smaller than the volume V M of the medium.
  • Figures 2c and 2d show plates Pn.
  • FIGS. 3a and 3b the arrow embossing shown in FIGS. 3a and 3b or a dimple embossing as shown in FIG. 4 are used as embossing.
  • the arrow or embossing angle ß determines the amount of pressure loss between the inlet and outlet side of the plate heat exchanger.
  • a dimple embossing as can be seen in FIG. 4, enables not only a low pressure loss in the heat exchanger but also a reduction in the amount of refrigerant.
  • a plurality of capillary tubes 49 preferably with an inner diameter of preferably 0.5 to 3 mm, extend from the distributor 48 to the evaporator tubes 44, as shown in FIG.
  • the inner diameter of the tubes 44 of the lamellar tube heat exchanger 42 is 3 to 7 mm and their outer diameter is 3.5 to 7.5 mm.
  • ribs can be arranged on the inside of the tubes 44 of the lamellar tube heat exchanger 42 in order to further improve the heat transfer between the refrigerant and the fluid.
  • the components of the refrigerant circuit are connected to one another by appropriate lines. In order to further reduce the amount of refrigerant, these should be designed with the smallest possible internal diameter.
  • the flow velocity in the refrigerant lines should not exceed a value of 3.5 m / s and, in the sense of a refrigerant reduction, a value of 0.5 m / s with a maximum output of the heat pump or a maximum speed of the compressor.
  • the following formula applies to the design of the inner diameter of the pipes:
  • the heat exchanger 32 of the condenser 30 of the refrigeration circuit 100 is designed as an asymmetrical plate heat exchanger, as described in connection with Figure 2b, in particular in the case of brine-water heat pumps, water-water heat pumps or Air-to-water heat pumps.
  • the heat exchanger 42 of the evaporator 40 is a lamellar tube heat exchanger, as described in FIG.
  • the heat exchanger 42 of the evaporator 40 can also be used as an asymmetrical plate heat exchanger (FIG. 2b) be designed, especially in the case of brine-to-water heat pumps or water-to-water heat pumps.
  • the inner heat exchanger 50 is also designed as a plate heat exchanger and has a dimple embossing according to FIG. But it is also possible that this is provided with an arrow embossing.
  • the plate heat exchanger 50 can be a symmetrical or an asymmetrical plate heat exchanger.

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Abstract

Die vorliegende Erfindung betrifft eine Wärmepumpe mit einem Kältemittelkreislauf (100) mit einem Verdichter (10), einem Expansionsorgan (20), einem Verflüssiger (30) und einem Verdampfer (40), die an Kältemittelleitungen angeschlossen sind, und einem im Kältemittelkreislauf (100) enthaltenen Kältemittel, welches mittels des Verdichters (10) im Kältemittelkreislauf (100) umgetrieben werden kann. Der Verflüssiger (30) und der Verdampfer (40) umfassen Wärmeübertrager (32, 42) mit einer Kältemittelseite und einer Medienseite, wobei der Wärmeübertrager (32) des Verflüssigers (30) ein Plattenwärmeübertrager und der Wärmeübertrager (42) des Verdampfers (40) ein Plattenwärmeübertrager oder ein Lamellenrohrwärmeübertrager ist. Weiterhin ist erfindungsgemäß vorgesehen, dass die Wärmeübertrager (32, 42) von Verflüssiger (30) und/oder Verdampfer (42) derart asymmetrisch zwischen der Kältemittelseite und der Medienseite ausgelegt sind, dass das Volumen der Kältemittelseite gegenüber dem Volumen der Medienseite um mindestens 10% verringert ist.

Description

Wärmepumpe mit optimiertem Kältemittelkreislauf
Die vorliegende Erfindung bezieht sich auf eine Wärmepumpe mit einem Kältemit telkreislauf mit einem Verdichter, einem Expansionsorgan, einem Verflüssiger und einem Verdampfer, die an Kältemittelleitungen angeschlossen sind, und einem im Kältemittelkreislauf enthaltenen Kältemittel, welches mittels des Verdichters im Kältemittelkreislauf umgetrieben werden kann.
In Kältemittelkreisläufen von Wärmepumpen werden häufig brennbare Kältemittel (wie R-454-C) verwendet, da diese gegenüber bisher verwendeten Kältemitteln als umweltverträglicher gelten. Jedoch sind bei Verwendung neuerer, vor allem brenn barer Kältemittel häufig erhöhte Sicherheitsanforderungen zu beachten und ent- sprechende Maßnahmen zu erfüllen, wie besondere Anforderungen an den Auf stellort, die die Herstellung und den Betrieb dieser Wärmepumpen verteuern. Dies ist umso spürbarer, je mehr Kältemittel verwendet wird.
Eine Verringerung der Kältemittelmengen wurde bisher über eine Verkleinerung der entsprechenden Komponenten erreicht, was aber zu einer Verminderung der Leistungszahlen der Wärmepumpen führt. Demgegenüber wird, um gewünschte Druckverluste und Übertragungsleistungen, beispielsweise bei Plattenwärmeüber tragern, zu erreichen, die Plattenanzahl soweit erhöht, bis die gewünschten Pro zessdaten im Kältemittelkreislauf erreicht werden. Eine größere Plattenanzahl des Plattenwärmeübertragers führt aber zu einer höheren Kältemittelfüllmenge der An- läge.
Die der vorliegenden Erfindung zugrundeliegende Aufgabe besteht darin, eine Wärmepumpe mit einem Kältemittelkreislauf anzugeben, welche die beschriebe- nen Nachteile überwindet und eine Reduzierung der Kältemittelmenge bei weiter hin akzeptablen Leistungszahlen ermöglicht, wodurch Kältemittelkosten reduziert und die Anforderungen an nötige Sicherheitskonzepte gesenkt werden können.
Die Aufgabe wird erfindungsgemäß durch den unabhängigen Anspruch gelöst. Be- vorzugte Ausgestaltungen werden in den Unteransprüchen angegeben.
Gemäß der vorliegenden Erfindung wird eine Wärmepumpe vorgeschlagen, mit einem Kältemittelkreislauf mit einem Verdichter, einem Expansionsorgan, einem Verflüssiger und einem Verdampfer, die an Kältemittelleitungen angeschlossen sind, und einem im Kältemittelkreislauf enthaltenen Kältemittel, welches mittels des Verdichters im Kältemittelkreislauf umgetrieben werden kann. Der Verflüssiger und der Verdampfer umfassen Wärmeübertrager mit einer Kältemittelseite und ei ner Medienseite, wobei der Wärmeübertrager des Verflüssigers ein Plattenwärme übertrager ist, und der Wärmeübertrager des Verdampfers ein Plattenwärmeüber trager oder ein Lamellenrohrwärmeübertrager sein kann. Weiter erfindungsgemäß sind die Wärmeübertrager vom Verflüssiger und/oder vom Verdampfer, insbesondere wenn diese als Plattenwärmeübertrager ausge führt sind, derart asymmetrisch zwischen der Kältemittelseite und der Medienseite ausgelegt, dass das Volumen der Kältemittelseite gegenüber dem Volumen der Medienseite um mindestens 10% verringert ist. Die erfindungsgemäße asymmetrische Ausgestaltung der Wärmeübertrager führt bei akzeptablen Leistungszahlen zu einer merklichen Reduzierung der benötigten Kältemittelmenge sowie einer Reduzierung von Anforderungen an sicherheitsbe zogene Maßnahmen.
Wärmepumpen können beispielsweise als Sole-Wasser-Wärmepumpen, Wasser- Wasser-Wärmepumpen oder Luft-Wasser-Wärmepumpen ausgeführt sein. Bei Sole-Wasser-Wärmepumpen und Wasser-Wasser-Wärmepumpen wird der Wär meübertrager des Verdampfers häufig als Plattenwärmeübertrager ausgeführt, wogegen dieser bei Luft-Wasser-Wärmepumpen gewöhnlich ein Lamellenrohrwär meübertrager ist. In einer weiteren erfindungsgemäßen Ausgestaltung weisen die Platten des Wär meübertragers des Verflüssigers und/oder des Verdampfers eine Pfeilprägung auf, mit einem Pfeilungswinkel von mindestens 45° (,,High“-Prägung).
Ein hoher Pfeilungswinkel oder Prägungswinkel bewirkt eine starke Umlenkung des Fluids, was gegebenenfalls zu einer höheren Leistungszahl führen kann und einen größeren Druckverlust zur Folge hat.
Ist der Wärmeübertrager des Verdampfers ein Lamellenrohrwärmeübertrager, ist erfindungsgemäß vorgesehen, dass der Innendurchmesser der Rohre des Lamel lenrohrwärmeübertragers 3 bis 7 mm und ihr Außendurchmesser 3,5 bis 7,5 mm beträgt, wodurch auch hier eine Reduzierung der Kältemittelmenge erreicht wird.
Um die Effizienz des Lamellenrohrwärmeübertragers weiter zu steigern ist vorge sehen, dass die Innenseite der Rohre des Lamellenrohrwärmeübertragers mit ei ner Berippung versehen ist.
Die erfindungsgemäße Wärmepumpe kann zur weiteren Optimierung des Prozes- ses einen inneren Wärmeübertrager umfassen, der als Plattenwärmeübertrager ausgestaltet ist.
Dabei kann weiterhin vorgesehen sein, dass der innere Wärmeübertrager Platten besitzt, die eine Pfeilprägung mit einem Pfeilungswinkel oder Prägungswinkel von weniger als 45° aufweisen. Des Weiteren kann der innere Wärmeübertrager anstatt mit einer Pfeilprägung vor teilhaft mit einer Dimpelprägung ausgeführt sein. Eine Dimple-Prägung ermöglicht eine Reduzierung der Druckverluste auf der Medienseite des Wärmeübertragers sowie eine Reduzierung der Kältemittelmenge.
Es kann weiterhin vorgesehen sein, dass der innere Wärmeübertrager derart asymmetrisch ausgestaltet ist, dass ein Volumen der Flüssigkeitsseite gegenüber dem Volumen der Gasseite reduziert ist. Hierdurch wird eine weitere Reduzierung der Kältemittelmenge erreicht. Eine weitere Reduzierung der Kältemittelmenge kann dadurch erreicht werden, dass der Innendurchmesser der Flüssigkeitsleitungen, insbesondere der Kältemit telleitungen so gering wie möglich ausgeführt ist.
Neben der Reduzierung der Kältemittelmenge können durch eine gezielte Ausle- gung der Flüssigkeitsleitungen Akustikanforderungen erfüllt werden, indem die In nendurchmesser der Flüssigkeitsleitungen, insbesondere der Kältemittelleitungen nach der Formel ausgelegt werden, wobei bei einer Maximalleistung der Wärmepumpe oder höchs- ten Drehzahl des Verdichters die Strömungsgeschwindigkeit in den Flüssigkeits leitungen mindestens 0,5 m/s höchstens aber 3,5 m/s beträgt. Bei kleinen Wärme pumpenleistungen oder kleinen Verdichterdrehzahlen liegt die minimale Strö mungsgeschwindigkeit vorzugsweise nicht unter 0,05 m/s, 0,3 m/s oder einem Wert zwischen 0,05 m/s und 0,3 m/s. Es gilt die folgende Formel:
In einerweiteren Ausführung umfasst die erfindungsgemäße Wärmepumpe einen Regler, der mit einem Inverter verbunden ist, der den Verdichter ansteuert und der mit dem Expansionsorgan verbunden ist. Dieser Regler ist ausgebildet, den Ver- dichter und das Entspannungsorgan derart anzusteuern, dass die Strömungsge schwindigkeit in den Flüssigkeitsleitungen, insbesondere in den Kältemittelleitun gen höchstens 3,5 m/s beträgt.
Weitere Vorteile und bevorzugte Ausgestaltungen werden nachfolgend mit Ver weis auf die beigefügten Figuren beschrieben. Hierbei zeigen:
Figur 1a: ein Schaltbild eines Kältekreislaufs einer erfindungsgemäßen Wärme pumpe mit einem Verdampfer als Plattenwärmeübertrager und mit ei nem inneren Wärmeübertrager, Figur 1b: ein Schaltbild eines Kältekreislaufs einer erfindungsgemäßen Wärme pumpe mit einem Verdampfer als Plattenwärmeübertrager,
Figur 1c: ein Schaltbild eines Kältekreislaufs einer erfindungsgemäßen Wärme pumpe mit einem Verdampfer als Lamellenrohrwärmeübertrager,
Figur 1d: ein Schaltbild eines Kältekreislaufs einer erfindungsgemäßen Wärme pumpe, mit einem Verdampfer als Lamellenrohrwärmeübertrager und mit einem inneren Wärmeübertrager,
Figur 2a: eine schematische vergrößerte Schnittansicht eines symmetrischen Plattenwärmeübertragers,
Figur 2b: eine schematische vergrößerte Schnittansicht eines asymmetrischen Plattenwärmeübertragers,
Figur 2c: eine schematische vergrößerte Schnittansicht eines Blechs eines asym metrischen Plattenwärmeübertragers,
Figur 2d: eine schematische vergrößerte dreidimensionale Schnittansicht eines Blechs eines asymmetrischen Plattenwärmeübertragers, Figur 3a: einen Ausschnitt einer Platte eines Plattenwärmeübertragers, mit einer Pfeilverzahnung mit einem Pfeilungswinkel kleiner 45°,
Figur 3b: einen Ausschnitt einer Platte eines Plattenwärmeübertragers, mit einer Pfeilverzahnung mit einem Pfeilungswinkel größer 45°, Figur 4: einen Ausschnitt einer Platte eines Plattenwärmeübertragers, mit einer Dimple-Prägung,
Figur 5: eine Teilansicht eines Kältemittelkreislaufs, und Figur 6: eine Rohführung des Kältemittelkreislaufs.
Entsprechend dem in Figur 1a, 1b, 1c und 1d dargestellten Schaltbildern eines Kältekreislaufs 100 einer erfindungsgemäßen Wärmepumpe umfasst der Kälte kreislauf 100 mindestens einen Verdichter 10, ein Entspannungsorgan 20, einen Verflüssiger 30, einen Verdampfer 40, sowie je nach Ausführung einen inneren Wärmeübertrager 50 und ein 4-Wege-Umschaltventil 60.
Das gasförmige Kältemittel wird vom Verdichteter 10 komprimiert und dem Wär meübertrager 32 des Verflüssigers 30 zugeführt, wo es abgekühlt und verflüssigt wird.
Anschließend wird das verflüssigte Kältemittel nach den Figuren 1b und 1c am Entspannungsorgan 20 entspannt. In den Figuren 1a und 1d erfolgt zunächst eine Unterkühlung im inneren Wärmeübertrager 50.
Das Kältemittel wird anschließend durch den Wärmeübertrager 42 des Verdampfer 40 geleitet, wo es verdampft und überhitzt wird, um anschließend wieder dem Ver dichter 10 zugeführt zu werden (Figuren 1b und 1c). In den Figuren 1a und 1d erfolgt im Anschluss an eine Verdampfung im Verdamp fer 40 gegebenenfalls eine weitere Verdampfung, sowie eine Überhitzung im inne ren Wärmeübertrager 50.
Der Kältekreislauf 100 weist gemäß Figuren 1c und 1d weiterhin das 4-Wege-Um- schaltventil 60 auf. Ein innerer Wärmeübertrager 50 ist in dem Kältemittelkreislauf 100 integriert, wie in den Figuren 1a und 1d gezeigt ist.
Das 4-Wege-Umschaltventil 60 kann weiterhin genutzt werden, um den Wärme übertrager 42 des Verdampfers 40 zu enteisen. Hierzu wird das 4-Wege-Umschalt- ventil 60 so geschaltet, dass es eine in Fließrichtung des Kältemittels verlaufende direkte Verbindung zwischen dem Verdichter 10 und dem Wärmeübertrager 42 des Verdampfers 40 sowie eine weitere Verbindung zwischen dem Wärmeüber trager 32 des Verflüssigers 30 und dem inneren Wärmeübertrager 50 schafft. Hier durch wird, unter Beibehaltung der Fließrichtung des Kältemittels durch den Ver- dichter 10 die Fließrichtung des Kältemittels durch die übrigen Komponenten des Kältemittelkreislaufs 100 umgekehrt. Dabei fließt komprimiertes und erhitztes gas förmiges Kältemittel vom Verdichter 10 durch den Wärmeübertrager 42 des Ver flüssigers 40, um beispielsweise im Fall einer Vereisung den Wärmeübertrager 42 des Verdampfers 40 zu enteisen. Alternativ hierzu kann die Wärmepumpe mit die- ser Schaltung des 4-Wege-Umschaltventils 60 auch als Klimaanlage fungieren. Figur 2a zeigt eine schematische vergrößerte Schnittansicht eines symmetrischen Plattenwärmeübertragers. Ein solcher Plattenwärmeübertrager besteht aus einer Anzahl an Platten Pn die eine derartige Prägung aufweisen, dass zwischen be nachbarten Platten Kanäle mit Volumina VM, VK von identischer Größe entstehen, durch die ein Fluid fließen kann.
Je nach Tiefe und Form der Prägungen können die beidseits einer einzelnen Platte Pn entstehenden Kanäle gleiche oder auch unterschiedliche Volumina VM, VK auf weisen. Sind die Kanäle, wie in Figur 2a zu sehen, von identischer Größe handelt es sich um einen symmetrischen Plattenwärmeübertrager. D.h., das Volumen VK des im Plattenwärmeübertrager enthaltenen Kältemittels und das Volumen VM des Mediums, also des Fluids das von dem Kältemittel Wärme aufnimmt oder an die ses abgibt, sind gleich groß, wie in Figur 2a dargestellt.
Demgegenüber sind die Prägungen zweier benachbarter Platten Pn des in Figur 2b dargestellten asymmetrischen Plattenwärmeübertragers derart unterschiedlich, dass die beidseits einer einzelnen Platte entstehenden Kanäle unterschiedliche Volumina VK und VM aufweisen, wobei das Volumen VM des Mediums größer ist als das Volumen VK des Kältemittels. Der Kältemittelkreislauf 100 der Wärmepumpe entsprechend der vorliegenden Er findung umfasst einen Verflüssiger 30 sowie einen Verdampfer 40, die jeweils ei nen Wärmeübertrager 32, 42 beinhalten, wobei zumindest der Wärmeübertrager 32 des Verflüssigers 30 in Form eines asymmetrischen Plattenwärmeübertragers ausgestaltet sein kann (vgl. Fig. 1). Dabei beträgt die Asymmetrie mindestens 10%, d.h., das Volumen VK des Kältemittels ist gegenüber dem Volumen VM des Mediums um mindestens 10% kleiner.
Mit einer aus Rückschlagventilen 71 gebildeten hydraulischen Gleichrichterbau gruppe 70, übertragen aus von der Elektrotechnik bekannten "Grätzbrücke" auf die Hydraulik, wird das Kältemittel in den Betriebszuständen Heizen, Kühlen und Ab tauen immer in einer gleichen Richtung R durch die Expansionseinrichtung und vorteilhaft auch durch den inneren Wärmeaustauscher 50 geleitet.
Die Figuren 2c und 2d zeigen Platten Pn.
Als Prägungen kommen beispielsweise die in den Figuren 3a und 3b gezeigten Pfeilprägungen oder eine Dimple-Prägung wie in Figur 4 zu sehen, zur Anwen dung.
Bei Pfeilprägungen oder auch Fischgräten-Prägungen bestimmt der Pfeilungs- o- der Prägungswinkel ß die Höhe des Druckverlusts zwischen Eingangs- und Aus gangsseite des Plattenwärmeübertragers. Ein Prägungswinkel von ß > 45°, wie in Figur 3b zu sehen, hat einen hohen Druckverlust zur Folge, wohingegen bei einem in Figur 3a gezeigten Prägungswinkel von ß < 45° ein geringer Druckverlust auftritt.
Eine Dimple-Prägung, wie in Figur 4 zu sehen, ermöglicht neben einem geringen Druckverlust des Wärmeübertragers auch eine Verringerung der Kältemittel menge. Der in Figur 5 und Figur 6 ausschnittsweise und schematisch dargestellte Lamel lenrohrwärmeübertrager 42, wie er beispielsweise im Verdampfer 40 des Kältemit telkreises 100 entsprechend Figur 5 eingesetzt ist, beinhaltet eine Anzahl an Ver dampferrohren 44, ein Sammelrohr 46 sowie einen Verteiler 48. Vom Verteiler 48 aus gehen eine Vielzahl von Kapillarrohren 49 mit vorzugsweise einem Innendurchmesser von vorzugsweise 0,5 bis 3 mm zu den Verdampferroh ren 44, wie in Figur 6 gezeigt.
Zur Verbesserung der Leistungszahlen des Lamellenrohrwärmeübertragers 42 so- wie zur Reduzierung der benötigten Kältemittelmenge beträgt der Innendurchmes ser der Rohre 44 des Lamellenrohrwärmeübertragers 42 3 bis 7 mm und ihr Au ßendurchmesser 3,5 bis 7,5 mm. Zusätzlich kann an der Innenseite der Rohre 44 des Lamellenrohrwärmeübertragers 42 eine Berippung angeordnet sein, um die Wärmeübertragung zwischen dem Kältemittel und dem Fluid weiter zu verbessern. Die Komponenten des Kältemittelkreislaufs sind durch entsprechende Leitungen miteinander verbunden. Zur weiteren Reduzierung der Kältemittelmenge sind diese mit einem möglichst kleinen Innendurchmesser auszuführen.
Weiterhin soll die Strömungsgeschwindigkeit in den Kältemittelleitungen aus Grün den der Akustik einen Wert von 3,5 m/s nicht überschreiten und im Sinn einer Käl- temittelreduzierung einen Wert von 0,5 m/s bei einer maximalen Leistung der Wär mepumpe oder einer maximalen Drehzahl des Verdichters nicht unterschreiten. Für die Auslegung des Innendurchmessers der Rohre gilt die Formel:
Der Wärmeübertrager 32 des Verflüssigers 30 des Kältekreislaufs 100 nach einer Figur 1a, 1b, 1c oder 1d ist als asymmetrischer Plattenwärmeübertrager, wie im Zusammenhang mit Figur 2b beschrieben, ausgeführt, insbesondere im Fall von Sole-Wasser-Wärmepumpen, Wasser-Wasser-Wärmepumpen oder Luft-Wasser- Wärmepumpen.
Der Wärmeübertrager 42 des Verdampfers 40 ist ein Lamellenrohrwärmeübertra- ger, wie in Figur 5 beschrieben. Selbstverständlich kann der Wärmeübertrager 42 des Verdampfers 40 auch als asymmetrischer Plattenwärmeübertrager (Figur 2b) ausgeführt sein, insbesondere im Fall von Sole-Wasser-Wärmepumpen oderWas- ser-Wasser-Wärmepumpen.
Der innere Wärmeübertrager 50 ist ebenfalls als Plattenwärmeübertrager ausge führt, und weist eine Dimple-Prägung nach Figur 4 auf. Es ist aber ebenfalls mög- lieh, dass dieser mit einer Pfeilprägung versehen ist. Der Plattenwärmeübertrager 50 kann ein symmetrischer oder ein asymmetrischer Plattenwärmeübertrager sein.

Claims

Ansprüche
1. Wärmepumpe mit einem Kältemittelkreislauf (100) mit einem Verdichter (10), einem Expansionsorgan (20), einem Verflüssiger (30) und einem Verdampfer (40), die an Kältemittelleitungen angeschlossen sind, und einem im Kältemit- telkreislauf (100) enthaltenen Kältemittel, welches mittels des Verdichters (10) im Kältemittelkreislauf (100) umgetrieben werden kann, und der Verflüssiger (30) und der Verdampfer (40) Wärmeübertrager (32, 42) mit einer Kältemittelseite und einer Medienseite umfassen, wobei der Wärme übertrager (32) des Verflüssigers (30) ein Plattenwärmeübertrager und der Wärmeübertrager (42) des Verdampfers (40) ein Plattenwärmeübertrager o- der ein Lamellenrohrwärmeübertrager ist, dadurch gekennzeichnet, dass die Wärmeübertrager (32, 42) von Verflüssiger (30) und/oder Verdampfer (42) derart asymmetrisch zwischen der Kältemittel seite und der Medienseite ausgelegt sind, dass das Volumen der Kältemittel- seite gegenüber dem Volumen der Medienseite um mindestens 10% verrin gert ist.
2. Wärmepumpe nach Anspruch 1, wobei die Platten des Wärmeübertragers (32, 42) des Verflüssigers (30) und/oder des Verdampfers (40) eine Pfeilprägung aufweisen, mit einem Pfei- lungswinkel von mindestens 45°.
3. Wärmepumpe nach den Ansprüchen 1 oder 2, mit einem Lamellenrohrwärme übertrager als Wärmeübertrager (42) des Verdampfers (40), wobei der Innendurchmesser der Rohre des Lamellenrohrwärmeübertragers 3 bis 7 mm und ihr Außendurchmesser 3,5 bis 7,5 mm beträgt.
4. Wärmepumpe nach Anspruch 3, wobei die Innenseite der Rohre des der Lamellenrohrwärmeübertragers mit einer Berippung versehen ist.
5. Wärmepumpe nach einem der vorherigen Ansprüche, weiterhin enthaltend einen inneren Wärmeübertrager (50) der als Plattenwär meübertrager ausgestaltet ist.
6. Wärmepumpe nach Anspruch 5, wobei Platten des Wärmeübertragers (50) eine Pfeilprägung mit einem Pfei lungswinkel von weniger als 45° aufweisen.
7. Wärmepumpe nach Anspruch 5, wobei die Platten des inneren Wärmeübertragers (50) eine Dimple-Prägung aufweisen.
8. Wärmepumpe nach Anspruch 5, 6 oder 7 wobei der Wärmeübertrager (50) asymmetrisch ausgestaltet ist.
9. Wärmepumpe nach einem der vorstehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass der Innendurchmesser der Flüssigkeitsleitun gen, insbesondere der Kältemittelleitungen so gering wie möglich ausgeführt ist.
10. Wärmepumpe nach Anspruch 9, wobei zur Einhaltung von Akustikanforderun gen und der Reduktion der Kältemittelfüllmenge der Wärmepumpe in einem Betriebspunkt der Innendurchmesser der Flüssigkeitsleitungen, insbesondere die Kältemittelleitungen nach der Formel ausgelegt sind.
11. Wärmepumpe nach einem der vorherigen Ansprüche, weiterhin umfassend einen Regler, der mit dem Verdichter und dem Expansi onsorgan verbunden ist, wobei der Regler ausgebildet ist, den Verdichter und das Entspannungsorgan derart anzusteuern, dass die Strömungsgeschwindigkeit in den Flüssigkeits leitungen zumindest in einem Betriebspunkt, insbesondere in den Kältemittel leitungen, mindestens 0,15 m/s höchstens aber 3,5 m/s beträgt.
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