HU198328B - Method for multiple-stage operating hibrid (compression-absorption) heat pumps or coolers - Google Patents

Method for multiple-stage operating hibrid (compression-absorption) heat pumps or coolers Download PDF

Info

Publication number
HU198328B
HU198328B HU844461A HU446184A HU198328B HU 198328 B HU198328 B HU 198328B HU 844461 A HU844461 A HU 844461A HU 446184 A HU446184 A HU 446184A HU 198328 B HU198328 B HU 198328B
Authority
HU
Hungary
Prior art keywords
heat
working fluid
cycle
compression
pressure
Prior art date
Application number
HU844461A
Other languages
English (en)
Other versions
HUT41526A (en
Inventor
Arpad Bakay
Gyoergy Bergmann
Geza Hivessy
Istvan Szentgyoergyi
Original Assignee
Energiagazdalkodasi Intezet
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Energiagazdalkodasi Intezet filed Critical Energiagazdalkodasi Intezet
Priority to HU844461A priority Critical patent/HU198328B/hu
Priority to DK553885A priority patent/DK161482C/da
Priority to NO854845A priority patent/NO164738C/no
Priority to CA000496668A priority patent/CA1262057A/en
Priority to DE8585115297T priority patent/DE3580249D1/de
Priority to AT85115297T priority patent/ATE57763T1/de
Priority to JP60270869A priority patent/JPS61180861A/ja
Priority to EP85115297A priority patent/EP0184181B1/de
Priority to US06/804,294 priority patent/US4688397A/en
Publication of HUT41526A publication Critical patent/HUT41526A/hu
Publication of HU198328B publication Critical patent/HU198328B/hu

Links

Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B11/00—Compression machines, plants or systems, using turbines, e.g. gas turbines
    • F25B11/02—Compression machines, plants or systems, using turbines, e.g. gas turbines as expanders
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B1/00—Compression machines, plants or systems with non-reversible cycle
    • F25B1/04—Compression machines, plants or systems with non-reversible cycle with compressor of rotary type
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B5/00—Compression machines, plants or systems, with several evaporator circuits, e.g. for varying refrigerating capacity
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B9/00—Compression machines, plants or systems, in which the refrigerant is air or other gas of low boiling point
    • F25B9/002—Compression machines, plants or systems, in which the refrigerant is air or other gas of low boiling point characterised by the refrigerant
    • F25B9/006—Compression machines, plants or systems, in which the refrigerant is air or other gas of low boiling point characterised by the refrigerant the refrigerant containing more than one component

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • Physics & Mathematics (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • Thermal Sciences (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Central Heating Systems (AREA)
  • Sorption Type Refrigeration Machines (AREA)
  • Compression-Type Refrigeration Machines With Reversible Cycles (AREA)
  • Control Of The Air-Fuel Ratio Of Carburetors (AREA)
  • Engine Equipment That Uses Special Cycles (AREA)
  • Heat-Pump Type And Storage Water Heaters (AREA)

Description

A találmány tárgya eljárás hibrid, azaz kompreszsziós-abszorpciós hőszivattyúk vagy hűtőgépek többfokozatú üzemeltetésére, amelynek során munkaközegként különböző forráspontú, egymásban jól oldódó közegek keverékét alkalmazzuk.
Világszerte törekvés van abban, hogy a hőszivatytyúk alkalmazásának lehetőségét kiterjesszék, és hogy a hőszivattyúk teljesítménytényezőjét javítsák.
Ismeretes, hogy a korszerű hőszivattyúk kialakítása olyan, hogy azok legtöbb típusa a Camot-körfolyamatot próbálják megközelíteni, amely izotermikus hőelvonást és hőleadást kapcsol össze izentrópikus alapállapotváltozással.
Ismeretes, hogy állandó hőmérsékletű hőtartályok között a Carnot-körfolyamat az elméletileg lehetséges legkedvezőbb hőszivatlyúzási körfolyamat. A műszaki gyakorlatban azonban a hőforrásra csak ritkán (nagy folyó vagy tó, levegő), a hőfelhasználóra pedig egyáltalában nem teljesül az a feltétel, hogy végtelen nagy (azaz izotermikusnak tekinthető) hőtartály lenne. Az energetikailag kedvezőbb esetek (hulladékhő, termálvíz stb.) gyakorlatilag kizárják a hőforrásnál is ezt a lehetőséget.
Ha a gazdaságos hőszivattyúzás feltételeit keressük, akkor számolni kell azzal, hogy a hőt egy jelentős mértékben lehűlő közegből vesszük át, és , . és ugyancsak jelentősen felmelegedő közeget fűtünk vele. Ilyen esetben célszerű változó hőfokhatárok között kedvezőbb teljesítménytényezőt eredményez mint a Carnot-körfolyamat. Ennek oka abban kereshető, hogy a hőforráshoz és a hőfelhasználóhoz illeszkedő változó hőfoklefutású körfolyamatnál szükséges külső energia-befektetés kisebb, mint az izotermikus hőelvonással jellemzett körfolyamatnál.
Ismeretes, hogy az elméletileg legtökéletesebb hőszivattyúzási körfolyamat a lorenz-körfolyamat. Ez olyan reverzibilis munkafolyamat, amely a külső közegekkel végbemenő hőcserét végtelenül kis hőfokkülönbséggel viszi végbe, Másszóval ez az a körfolyamat, amely az elméletileg lehetséges legnagyobb teljesítménytényezőt éri el.
Izotermikusnak tekintett hőtartályok esetében a Lorenz-körfolyamat megegyezik a Camot-körfolyamattal. Ha azonban a hőforrás és/vagy a hőfelhasználó hőmérséklete a hőcsere folyamán jelentős mértékben változik, úgy a Carnot-körfolyamat lényegesen kedvezőtlenebb teljesítménytényezőt eredményez, mint a Lorenz körfolyamat.
A technika állása szerint a hagyományos hőszivattyúk egykomponensű munkaközeget alkalmaznak, ezért az elpárolgás és a kondenzáció mindig állandó hőfokon zajlik le, azaz ezek a gépek a Camot-körfolyamatot közelítik meg.
Változó hőmérsékletű külső környezet esetén a hagyományos. hőszivattyúkkal is lehetséges a Lorenz-körfolyamat jobb megközelítése, amennyiben több fokozatot alkalmaznak. (Lépcsőzetes közelítés).
Még jobb közelítést nyújt az ún hibrid hőszivattyú, amelynek munkaközege két vagy több egymásban jól oldódó, de eltérő illékonyságú alkotó nem azeotrópos elegye. Ezen munkaközeg változó hőfokon párolog, és kondenzálódik, ezért a hagyományos hőszivattyúk munkaközegénél sokkal jobban illeszkedik a külső közegek hőmérsékletlefutásához.
A változó hőfoklefutású hőátvitelt biztosító ismert körfolyamatok közül a 0021205. számú európai szabadalom tárgyát képező hibrid hőszivattyú valósítja meg a legkedvezőbben, ezért ezt az ismert megoldást tekintjük a leghaladottabbnak, és találmányunk tárgyához legközelebb álló megoldásnak. Hangsúlyozzuk, hogy ismereteink szerint ezen szabadalmi leírásban ismertetett megoldás alkalmas a Lorenz-körfolyamat legjobb megközelítésére.
A technika állásához tartozó ismert hőszivattyúzási módszereket részletesebben rajzok alapján, a rajzok ismertetése során fogjuk tárgyalni. Leírásunk jelen bevezető részében ezen ismert módszereket tekint /e csupán rövid áttekintést adunk:
a h igyományos egyfokozatú hőszivattyúk (pl. hűtőgépek) munkaközege állandó hőfokon párolog és állandó hőfokon kondenzálódik. Ezzel a megoldással változó hőfoklefutás esetén a Lorenz-körfolyamat igen rosszul közelíthető meg.
A többfokozatú hagyományos hőszivattyúk ugyancsak egyetlen munkaközeggel működnek. A többfokozatú hőszivattyúzás módszerével már azonban jobban közelíthető meg a Lorenz-körfolyamat. Ennek a megoldásnak hátránya abban van, hogy a több fokozat jelentősen nagyobb költségráfordítást, energiaráfordítást igényel.
Az egyfokozatú hibrid hőszivattyúk munkaközege nem azeotrópos közeg (pl. víz és ammónia keveréke) a munkaközeg vátozó hőfokon párolog és kondenzálódik. Ennek a módszernek előnye, hogy jól közel ti meg a Lorenz-körfolyamatot. Bizonyos esetekben azonban a megközelítés mégis hátrányosan alakúk
a) amennyiben a hőfelhasználás és a hőforrás hőmérsékletének változása egymástól nagymértékben eltér,
b) amikor a hőmérsékletváltozások nagyok abszolút értékben.
A.: a) esetben ugyanis a munkaközeget vagy a hőforráshoz, vagy a hőfelhasználóhoz kell illeszteni, dt mindkettőhöz nem lehet.
a b) esetben pedig a munkaközeggel nem lehet a kivárt nagyságú hőfokváltozást az elpárolgás és a kondenzáció során megvalósítani, azaz a Lorenz-körf olyamatot ideálisan megközelíteni.
Célkitűzésünk az ismert hőszivattyúzási módszerek különösen azonban az egyfokozatú hibrid hőszivattyúzási módszemek olyan továbbfejlesztése, amely lehetővé teszi, hogy az elpárologtató és a kondenzátor hőmérsékletlefutását igen tág határok között egymástól függetlenül a hőleadó közeg és a hőfelvevő közeg hőmérsékletlefutásához igazíthassuk, és hogy ily módon a maximális mértékben közelíthessük meg az elméletileg lehetséges legnagyobb teljesítménytényezőt biztosító Lorenz-körfolyamatot.
A találmány szerinti hibrid hőszivattyúzási módszer két komponensű munkaközeggel működik, amely változó hőmérsékleten párolog el és kondenzálódik, azonban az elpárologtató és a kondenzátor köziil legalább az egyiknél több nyomásszintet alkalmazunk miáltal a munkaközeg hőmérsékletváltozása szükség szerint módosítható.
Λ találmány tárgya eljárás hibrid, azaz kompreszszió.·,-abszorpciós hőszivattyúk vagy hűtőgépek többfokozatú üzemeltetésére különböző illékonyságú, egymásban jól oldódó alkotók nem azeotrópos elegyének munkaközegként való alkalmazásával.
amelynek során a munkaközeget hőelvonás kíséretében folyamatosan csökkenő hőmérsékleten részben vagy egészben cseppfolyósítjuk (kondenzáció), ezután a nyomást csökkentjük (expanzió), majd hőbevezetés közben folyamatosan növekvő hőmérsékleten részben vagy egészben elpárologtatjuk (elpárolgás) a munkaközeget, végül sűrítési folyamatban a nyomást újból növeljük (kompresszió), és hogy adott esetben az elpárolgási folyamatból kivezetett munkaközeg és a cseppfolyósítási folyamatból kivezetett munkaközeg közötti belső hőcserével javítjuk a teljesítménytényezőt, azzal jellemezve, hogy a kompresszió során a sűrítési folyamatba a munkaközeget több egymástól eltérő nyomásszinten vezetjük, és/vagy a sűrítési folyamatból a munkaközeget eltérő nyomásszinteken vezetjük ki.
Megvalósításának példáit rajz segítségével ismertetjük részletesebben, ahol az
1. ábra a Camot- és a Lorenz-körfolyamatokat szemlélteti diagrammok alapján, a
2. ábra a Lorenz-körfolyamat közelítésének módja többfokozatú Camot-körfolyamattal, a
3. ábra ismert hibrid hőszivattyú kapcsolási rajzát szemlélteti, a
4. ábra ismert hibrid hőszivattyúk T-s diagramja, az
5. ábra egy ismert hibrid hőszivattyú idealizált T-s diagrammja, a
6. ábra ismert ideális több körfolyamatok egymástól erősen eltérő hőfoklefutásait szemlélteti külső hőforrások esetén, a
7. ábra ismert ideális hibrid hőszivattyú körfolyamat illesztése tág hőfokhatárok között változó külső közegekhez, a
8. ábra a találmány szerinti többfokozatú hibrid hőszivattyú elvi kapcsolása három-fokozatú kondenzátorral és kétfokozatú elpárologtatóval, valamint expanziós nyomáscsökkentő turbinával felszerelve, a
9. ábra a 8. ábra hőmérsékletlefutás T-s diagrammban ábrázolva,a
10. ábra a találmány szerinti többfokozatú hibrid hőszivattyú elvi kapcsolását szemlélteti háromfokozatú kondenzátor, kétfokozatú elpárologtató és három belső hőcserélővel kialakított kivitel esetében, ahol minden két szomszédos nyomásfokozat között expanziós szelep van fölszerelve, a
11a. ábra a 10. ábrán ábrázolt kompresszornak egy további kiviteli alakját szemlélteti, ahol a nyomásfokozatok között külön kompresszorok vannak elhelyezve, a lb. ábra a 10. ábra szerinti hőszivattyú expanziós szelepeinek módosított elhelyezését szemlélteti, a
11c. ábra a 10. ábra szerinti hőszivattyú belső hőcserélőinek módosított kapcsolását mutatja be, a ld. ábra a 10. ábra szerinti hőszivattyú belső hőcserélőinek egy további módosított kapcsolását mutatja be, a
12. ábra a találmány szerinti többfokozatú hibrid hőszivattyú kapcsolásának további kiviteli alakját mutatja be, ahol háromnyomásfokozatú kondenzátorral, egyfokozatú elpárologtatóval, nyomásfokozatonként egy belső hőcserélővel és nyomásfokozatonként egy expanziós szeleppel van a berendezés fölszerelve, a
13. ábra a találmány szerinti többfokozatú hibrid hőszivattyú további kiviteli alakját szemlélteti egyfokozatú kondenzátorral, háromfokozatú elpárologtatóval, nyomásfokozatonként egy belső hőcserélővel és egy expanziós szeleppel ellátva.
Az 1. ábra a technika állása kapcsán említettek magyarázatára szolgál, amely a folyamatokat T-e (hőmérséklet-entrópia) diagrammban tünteti fel. .
Legyen a hőfonás a 2. jelű közeg, amelyet T'2 hőmérsékletről T'2 hőmérsékletre hűthetünk le? A hőszivattyú feladata az, hogy az 1. jelű közeget Ti hőmérsékletről Τ', hőmérsékletre melegítsük fel. A két közeg állapotváltozását folytonos vonal ábrázolja.
Ha ezt a hőszivattyúzási feladatot egyetlen Camot-körfolyamat segítségével akarjuk megoldani, akkor a legkedvezőbb teljesítménytényező (amely csak végtelen nagy hőátadó felületek esetén jöhetne létre) az ABCD körfolyamatból adódik (szaggatott vonal).
Az AB szakaszon izotermikus hőfelvétel (elpárolgás) van, a BC szakasz izentrópikus kompresszió, a CD szakasz izentrópikus kompresszió, a CD szakasz izotermikus hőleadás (kondenzáció), a DA szakasz pedig izentrópikus expanzió.
A termodinamikából ismert, hogy a körfolyamat által a hőforrásból felvett Q2 hőáramra az AB szakasz alatti terület jellemző, a hőfogyasztónak leadott Q, 1 őre a CD szakasz alatti terület, a befektetett mecharaikai munkára (P) pedig a kettő különbsége, azaz a körfolyamat által körülzárt terület. (P = Gh — Q2).
Ekkor a hőszivattyú teljesítménytényezője (e)' amely a hasznos hő és a befektetett mechanikai munka hányadosa, a következő módon fejezhető ld:
A teljesítménytényező növelhető, ha csökkenteni tudjuk a szükséges mechanikai munkát, vagyis a körfolyamat által körülzárt területet. Ez egyetlen Camot-körfolyamat esetén nem lehetséges, mivel a ?.. közegből kinyerhető hőt még véletlen nagy hőátsdó felület esetén is annak legalacsonyabb hőmérsékletéről (T2) kell a hőfelvevő közeg (1.) legmagasabb (Τ',) hőmérsékletére szállítani. Véges hőcserélő felületek esetén az elpárolgás hőmérséklete kisebb, mint T''2 és a kondenzáció hőmérséklete nagyobb, mint Τ,, tehát még nagyobb hőfoklépcsőt kell áthidalni, azaz nagyobb lesz a szükséges mechanikai munka. Fejtegetéseink egyszerűsége érdekében azonban az ideális (tehát izentrópikus) kompresszió és expanzió mellett egyelőre feltételezzük a végtelen nagy hőcserélőket.
Az elméletileg legkedvezőbb hőszivattyúzási körfolyamat az 1. ábrán pontozott vonallal ábrázolt Lorenz-körfolyamat lenne, amely teljesen rásimul a hőleadó és a hőfelvevő közeg hömérsékletlefutási görbéjére. Ebben az AECF körfolyamatban az AE szakaszon változó hőmérsékletű hőfelvétel, az EC szakaszon izentrópikus kompresszió, a CF szakaszon változó hőmérsékletű hőleadás, az FA szakaszon pedig izentrópikus expanzió van.
A körfolyamat AE szakaszán a munkaközeg akkor tud hőt felvenni a 2. közegből, ha hőmérséklete alacsonyabb annál, vagyis az AE görbe a 2. közeg görbéje alatt fut. Ha azonban a két közeg hőkapadTása azonos és a hőcserélő felület végtelen nagy, akkor a hőátvitelhez szükséges hőfokkülönbség végtelen kicsire zsugorodik, azaz az AE görbe rásimul a 2. közeg görbéjére. Hasonló módon látható be, hogy az említett elméleti feltételek között a körfolyamat CF szakasza felülről simul rá az 1. közeg görbéjére.
Minthogy a körfolyamatban a munkaközeg hőleadó szakasza nem kerülhet az 1. közeg görbéje alá, hiszen akkor nem adhatna át neki hőt, továbbá a hőfelvevő szakasz sem kerülhet a 2. közeg görbéje fölé, mert akkor nem vehetne át tőle hőt, belátható, hogy az elméletileg elképzelhető legkedvezőbb hőszivattyúzási körfolyamat az adott esetben a pontozott vonallal jelölt AECF körfolyamat.
Könnyen belátható az 1. ábra alapján, hogy azonos hőmérsékleteket feltételezve a változó hőfoklefutású AECF körfolyamatban nagyobb az elvont hő (Q2) mennyisége, mint az ABCD körfolyamatban, azaz az AE görbe alatti terület nagyobb, mint az AB szakasz alatti terület, továbbá kisebb a körfolyamat által körülzárt terület, azaz a szükséges mechanikai munka (P). Ebből következik a képlet alapján, hogy az AECF körfolyamat teljesítménytényezője nagyobb, mint az ABCD körfolyamaté. Ez logikus következmény, hiszen már beláttuk, hogy AECF az elméletileg lehetséges legkedvezőbb folyamat.
A jelenlegi műszaki gyakorlatban a hagyományos (kompresszoros vagy abszorpciós) hőszivattyúk hőátvitelt szolgáló elemeiben (elpárologtató, kondenzátor) mindig egykomponensű közeg, ún. hűtőközeg van jelen, amiből adódóan az elpárolgás és a kondenzáció állandó hőmérsékleten zajlik le, tehát a valóságos körfolyamatok az 1. ábrán szaggatott vonallal jelölt elméleti körfolyamatot közelítik meg bizonyos mértékben.
Természetesen ilyen egykomponensű munkaközeggel működő hőszivattyúk esetén is lehetőség van a teljesítménytényező javítására, ehhez azonban több fokozatra van szükség.
A 2. ábrán mutatjuk be egy háromfokozatú hőszivattyú elméleti munkafolyamatát a T-s diagramban, az 1. ábra koordináta jelöléseivel azonosan. A 2. közeg lehűlését és az 1. közeg felmelegedését itt is folytonos vonal jelöli. Jól látszik az ábrából, hogy a szaggatott vonallal ábrázolt három fokozat munkaterülete (az ΑΧΎ’Ζ’, a W’X’Y’Z” és a W”’X”'CZ” körfolyamat együttes területe) kisebb, mint az egyfokozatú ABCD körfolyamaté, és annál lényegesen jobban megközelíti az elméletileg lehetséges legkedvezőbb AECF körfolyamatot.
Elméletileg végtelen sok fokozatú Camot-körfolyamat tökéletesen megközelítheti az AECF körfolyamatot, de már néhány fokozat is igen jó eredményt ad. Ez tehát a teljesítménytényező javításának egy alkalmas eszköze. Hátránya viszont a több fokozatnak, hogy igen bonyolulttá teszi a gép kapcsolását, nagyon megnő az elemek száma, ami egyrészt drágítja a berendezést, másrészt növeli a hibalehetőséget, azaz csökkenti az üzembiztonságot.
Ennek következtében sok kutató más utat választott. Olyan hőszivattyúkat próbáltak kidolgozni, amelyeknél a hőcserélőkben kialakult a változó hőmérsékletfutás. Ezt azzal érik el, hogy különböző forráspontú egymásban kölcsönösen jól oldódó közegeket (pl. ammónia és víz keverékét) alkalmaznak hőszivattyús körfolyamat munkaközegeként. A változó hőfoklefutású hőátvitelt biztosító körfolyamatot a jelenleg ismert eljárások körül az ún. hibrid hőszivattyú (0.021.205. sz. európai szabadalom) valósítja meg a legkedvezőbben.
A hibrid hőszivattyú kapcsolása (3. ábra) emlékeztet a hagyományos kompresszoros hőszivattyúra, azonban ettől abban különbözik, hogy a körfolyamat egészében két egymásban jól oldódó komponensből álló munkaközeg áramlik. A 2 hőfonás által fűtött kisnyomású 6 elpárologtatóban a közeg-pár nem teljesen párolog el. Az elpárologtatóból így a kisebb forráspontú közegben gazdag gőz és a kisebb forráspontú közegben szegény folyadék keveréke lép ki és lép be a 3 kompresszorba. A kompresszor a kétfázisú és kétkomponensű munkaközeget ún. nedves kompreszszió formájában magasabb nyomásszintre emeli. Innen kerül a gőz és folyadékfázis az 1 hőfelhasználó által hűtött 4 kondenzátorba, ahol a kisebb fonáspontú közegben gazdag gőz lekondenzálódik és a vele együtt áramló folyadékfázisba folyamatosan beoldódik. A közeg egy 5 fojtószelepen át jut vissza a 6 elpárologtatóba. Egy belső 7 hőcserélő segítségével a körfolyamat hatékonysági tényezője javítható. Ez a hőcserélő a kondenzátorból kilépő közeg és az elpárologtatóból kilépő közeg közt végez hőcserét. A munkaköziig állapotát a következő betűkkel jelöltük: az elpárologtató előtt „a”, az elpárologtató után „b”, a kompresszor előtt „c”, a kompresszor után ,,d”, a kondenzátor után . e”, a fojtószelep előtt „f”.
A \alóságos körfolyamatot T-s diagramban a 4. ábra muíatja be. Az egyes állapotokat jelző betűk megegyeznek a 3. ábra jelöléseivel. Vizsgáljunk egy ideális körfolyamatot, amelynél az egyszerűség kedvéért eltekintünk a belső hőcserélőtől és izentrópikus expanziót, ill. kompressziót tételezünk fel. Ekkor az 5. ábra mutatja egy adott koncentrációjú munkaközeg esetén T-s diagramban a hibrid hőszivattyú elméleti körfolyamatát, amely egy változó hőmérsékletű űrfelvételből (elpárolgás és kigázosodás állandó p2 nyomáson az AB szakaszon), egy izentrópikus kompresszióból (BC szakasz), egy változó hőmérsékletű h beadásból (kondenzáció és oldódás állandó pj nyomáson a CD szakaszon) és egy izentrópikus expanzióból (DA szakasz) áll.
A ramkaközeg hőmérsékletváltozása az elpárologtatóban (AB szakasz) ΔΤ2, a kondenzátorban (CD szakasz) pedig ATj. Ez a két érték közel egyenlő. Ezt a kettős közegek azon sajátossága magyarázza, hogy egy adott koncentrációjú közeg T-s diagramjában (5. ábra) az állandó nyomású vonalak közel párhuzamosak. Ismeretes, hogy még végtelen nagy hőcserélő felületek esetén is csak akkor simulhat a hőszivattyúi körfolyamat a hőleadó közeg hőmérsékletlefutási görbéjéhez, ha a munkaközeg és a hőleadó közeg hőkapacitása azonos, vagyis adott mennyiségű hő átvitele esetén a hőmérsékletük azonos mértékben változik meg. Ugyanez igaz a hőfelvevő közegre is. Ha tehát a hőleadó és hőfelvevő közeg hőmérsékletváltozása lényegesen eltér egymástól, akkor a hibrid hőszivattyú hőcserélőiben a munkaközeg hőmérsékletfutása nem tud egyidejűleg mindkét közeghez igazodni. Ebből következik, hogy a hibrid hőszivattyú akkor működik igazán kedvező teljesítménytényezővel, ha a hőleadó és a hőfelvevő közeg, hőmére éHetváltozása közel egyenlő és ehhez igazodik a munkaközeg hőmérsékletváltozása az elpárologtatóban és a kondenzátorban.
Ha ez a feltétel nem áll fenn, akkor a hibrid hő4 szivattyúval a hagyományos hőszivattyúhoz képest elérhető nyereség kisebb.
Ezt a jelenséget szemlélteti T-s diagramban a 6. ábra. Ez olyan esetet mutat, amelyben a hőleadó 2. közeg hőmérsékletváltozása (ΔΤ2) sokkal kisebb, mint a hőfelvevő 1. közegé (ΔΤ,). Ehhez hasonló eset fordulhat elő például akkor, ha a hőforrás alacsony hőfokszintű hulladékhő, pl. 30 °C-os szennyvíz, vagy felmelegedett hűtővíz, amelyet a befagyás veszélyének elhárítása érdekében + 5°C-ig hűthetjük le, azaz a hőméisékletváltozás 25 °C. A feladat a rendelkezésünkre álló 15 °C-os csapvízből 85 °C-os használati melegvíz előállítása élelmiszeripari célra. Itt a hőmérsékletváltozás 70 °C, tehát a másik érték többszöröse.
Az ábrán az 1. és 2. közeg hőmérsékletlefutását folytonos vonal jelöli. Az ábra ideális körfolyamatokat ábrázol (izentrópikus kompresszió és expanzió, végtelen nagy hőcserélő felület). Szaggatott vonallal ábrázoljuk a Carnot-körfolyamatot, pontozott vonallal pedig a hibrid hőszivattyú elméleti körfolyamatát, amelyet a 2. közeghez illesztettünk. Az ábrán jól látható, hogy a változó hőfoklefutású körfolyamat által körülzárt terület és így a szükséges mechanikai munka jóval kisebb, mint a Camot-körfolyamatnál. de az elméletileg szükséges minimális munkánál jelentősen nagyobb. Ezen a helyzeten nem változtat az sem, ha az 1. közeghez illesztjük a körfolyamatot vagy pedig valamilyen közbenső változatot alkalmazunk.
Ugyancsak gondot okoz az is, ha a hőleadó és a hőfelvevő közeg hőméreékletváltozása közel azonos ugyan, azonban lényegesen nagyobb, mint amit a kétkomponensű munkaközeggel ésszerűen követni lehet.
Ilyen esetet mutat be T-s diagramban a 7. ábra, ahol a hőleadó és a hőfelvevő közeget folytonos vonal, a körfolyamatot pontozott vonal ábrázolja. Látható, hogy a körfolyamat teljesitményszükséglcte jelentősen nagyobb az elméletileg lehetségesnél, bár természetesen itt is kedvezőbb, mint az ábrán fel nem tüntetett Carnot-körfolyamat. A hőfokváltozást befolyásolni lehet a kocentráció, a nyomás és az elpárologtató végén kialakuló géztartalom változtatásával, azonban ezen tényezők hatása is csak korlátozott körben oldja meg a problémát. Megoldást a találmány szerinti többfokozatú hőszivattyú jelent.
A találmány szerinti hőszivattyú kétkomponensű munkaközeggel működik, amely változó hőmérsékleten párolog el és kondenzálódik, azonban az elpárologtató és a kondenzátor közül legalább az egyik egynél több nyomásszinten működik, ezáltal a munkaközeg hőmérsékletváltozása szükség szerint módosítható.
A találmány példájaként egy ilyen elméleti körfolyamat kapcsolását a 8. ábra mutatja. A 3 jelű kompresszorból három nyomásszinten (p3, p4, ps) lép ki a munkaközeg, az 1 jelű hőfelvevő közeget így három különböző nyomású kondenzátor (4a, 4b, 4c) melegíti. Ezután a munkaközeg a három különböző nyomásszinten a 8 jelű expanziós turbinába lép be, ebből két nyomásszinten (pj, p2) lép ki a két elpárologtatóba (6a és 6b), amelyeket a 2. jelű hőleadó közeg fűt. Az elpárologtatókból a 3 kompresszor a megfelelő nyomásszinteken (pj és p2 ) szívja el a közeget.
A 9. ábra T-s diagramban mutatja a körfolyamatot idealizált feltételek (végtelen nagy hőcserélők, további izentrópikus kompresszió és expanzió) esetén. Az ábra baloldala a munkaközeg állapotváltozásait szemlélteti (jelölések a 8. ábra szerint). Az 1. és 2. közeg hőmérsékletváltozását az ábra jobb oldalán külön mutatjuk be. a kondenzátor három és az elpárologtató két fokozata csak példaként szerepel a 8. és 9. ábrán, számuk szükség szerint határozható meg.
A hőszivattyú valóságos kapcsolása bonyolultabb, általában belső hőcserélőket is tartalmaz, az expanziós turbina csak igen nagy gépeknél lehet gazdaságos, ezért általában más nyomáscsökkentőket (pl. fojtószelepeket) alkalmaznak helyette.
Ilyen változatot mutat be a 10. ábra. Ebben az előző példához hasonlóan a kondenzátornak három, az elpárologtatónak két fokozata van, de természetesen ezek a számok másként is alakulhatnak.
A 3. kompresszorból három különböző nyomásszinten (p3. p4, p5) lép ki a munkaközeg a 4a, 4b, 4c kondenzátorba, ahol az 1 jelű hőfelvevő közeget felmelegíti- A kondenzátorok után a 7a, 7b, 7c belső hőcserélők következnek, itt a nagynyomású m inkaközeg tovább hül és hőt ad át a kisnyomású munkaközegnek. Az 5a, 5b, 5c, 5d expanziós szelepek a munkaközeg nyomását a szükséges szintre csökkentik, majd a munkaközeg belép két nyomásszinten a 'ia. 6b elpárologtatókba. Az elpárologtatókat a 2. jelű hőleadó közeg fűti. Az itt felmelegedett és részben elpárolgott munkaközeg tovább melegszik a 7a, 7b, 7c belső hőcserélőkben, majd belép a megfelel 5 nyomásszinteken (pj és p2) a 3 kompresszorba. Bizonyos esetekben célszerű lehet a 10. ábrán feltüntetett 3 kompresszor helyett több sorbakapcsolt kompresszort alkalmazni, például a 11a ábra szerint. Itt öt kompresszor szerepel (3a, 3b, 3c, 3d, 3e) célszerűen közös tengelyen, bár ez nem feltétlen követelmény. A nyomásokat a 10. ábra szerint jelöltük. Kivételesen előfordulhat, hogy a p2 szívónyomís valamivel nagyobb, mint a p3 nyomóoldali nyomís. Ez a 11a. ábra esetében csak annyi változást jelent, hogy a 3b kompresszor bocsátja ki a munkaközeget a p3 nyomáson és a 3c kompresszorba lép be a p2 nyomású közeg. Ha fennáll ez a kivételes eset, akkor az expanziós szelepek csoportját át kell alaldtari a llb ábra szerint, melynek jelölései azonosak a 10. ábra jelöléseivel.
Ha a 8. ábrán szereplő 8 expanziós turbina szerkezete nem alkalmas arra, hogy több nyomáson legyen be- és kilépő csonkja, vagy nem célszerű ilyet beépíteni, akkor ugyanazt a megoldást alkalmazhatjuk, amit a kompresszornál a 1 la. ábra mutat be.
A belső hőcserélők (7a, 7b, 7c) kapcsolása a 10. ábián olyan, hogy a p2 nyomású elpárologtatóból kilépő közeget a ps nyomású folyadék melegíti a pi nyomású közeget viszont a p3 és p4 nyomású folyadék. Az ábrán feltüntetett kapcsolás a közegáramok és a nyomások bizonyos értékei mellett optimális, előfordulhatnak azonban olyan esetek (az egyes kondenzátorok és elpárologtatók között másképpen oszlanak meg a közegáramok, a nyomásszintek és ezzel a hőmérsékletek alakulása más), amelyben az ábrán láthatótól eltérő kapcsolás nagyobb termodinamikai előnnyel jár. Példaként a 1 le. ábrán egy olyan esetet mutatunk be, amelyben a 6a jelű elpárologtatóból kilépő pj nyomású közeget a 7a jelű belső hőcserélőber a p3 nyomású folyadék melegíti, a 6b elpárologj tatóból kilépő p2 nyomású közeget viszont a 7b és
198.328
7c jelű belső hőcserélőben a p4 és p5 nyomású közeg.
Az ábra jelölései a 10. ábrának megfelelőek. Előfordulhat az is, hogy pl. a p4 nyomású kondenzátum ál- 5 tál leadott hőt a pj és p2 nyomású közeg között érdemes megosztani, amint az a lld. ábrán látható. Megjegyezzük, hogy az ábrán a p4 nyomású közeg meg van osztva a belőle származó hőt leadó 7b és 7c hőcserélő között, ezek tehát párhuzamosan vannak _ kapcsolva, de lehet olyan eset is, amikor a 7b és 7c belső hőcserélőt érdemesebb a p4 nyomású közeg áramlása mentén sorbakapcsolni. Itt tehát négy belső hőcserélő van (7a, 7b, 7c, 7d), egyébként az ábra jelölései a 10. ábrát követik.
A találmányi gondolat megvalósításának speciális eseteként mutatjuk be a 12. ábrát, amelyben csak a kondenzátor van megosztva három nyomásszintre, tehát a 3 kompresszor egy nyomásszinten (pj) szív és három nyomásszintre (p2, p3, p4) szállít. A kompresszorból kilépő munkaközeg a nyomásszinteknek megfelelően három kondenzátorba (4a, 4b, 4c) 20 kerül, melyekből a hőt az 1 külső közeg veszi fel. Ezután a munkaközeg a három belső hőcserélő (7a, 7b,
7c) nagynyomású oldalán továbbhfil, majd a három expanziós szelep (5a, 5b, 5c) a nyomása lecsökken a 6 elpárologtató nyomásszintjére. Ezután a munkaközeg egy ágban folytatja mozgását. A 6 elpárologta- 25 tóban felveszi a 2 külső közegből a hőt, majd a belső hőcserélők kisnyomású oldalán tovább melegedve a kompresszorba kerül. Ez a megoldás akkor szükséges, ha a hőfelhasználó közeg hőméisékletváltozása lényegesen nagyobb, mint a hőleadóé. ««
Ennek fordítottja látható a 13. ábrán. Itt a 3 kompresszor három nyomásszinten (pj, p2, p3) szív és egy nyomásszintre (p4) szállít. Ennek megfelelően a 4. kondenzátor egy fokozatból áll, míg az elpárologtató három fokozatból (6a, 6b, 6c). Egyebekben az ábra a 12. ábra jelöléseit követi. 35
A 10. ábra a találmány általános megoldását szemlélteti, amikor a kondenzátorok és az elpárologtatók fokozatszáma eltérő. Speciális esetben ez a fokozatszám lehet egyenlő is, pl. két szívóoldali nyomásszint a kompresszornál (tehát két elpárologtató fokozat) és két nyomóoldali nyomásszint a kompresszornál 40 (tehát két kondenzátor fokozat).
Ha ebben a speciális esetben a közegáramok úgy oszlanak meg a fokozatok között, hogy a nagyobb nyomású kondenzátor közegárama egyenlő a nagyobb nyomású elpárologtatóéval, a kisebb nyomású kondenzátoré pedig a kisebb nyomású elpárologtatóéval , akkor a találmány szerinti megoldás szétbontható két egymástól független hibrid hőszivattyús körfolyamat sorbakapcsolására.
Ugyanez a gondolatmenet érvényes akkor Is, ha az elpárologtató és a kondenzátor fokozatainak száma egyenlő, de kettőnél több (pl. három).
Megjegyezzük, hogy a találmány leírása mindenütt hőszivattyúval foglalkozik. Ismeretes azonban, hogy a hűtőgép csupán abban különbözik a hőszivattyútól, hogy nem a leadott, hanem az elvont hőt tekintjük hasznosnak. Mindaz tehát, amit jelen leírásunkban a hőszivattyúzással kapcsolatban ismertettünk, értelemszerűen alkalmazható a hűtőgépeknél.

Claims (1)

  1. SZABADALMI IGÉNYPONT
    Eljárás hibrid, azaz kompressziós-abszorpciós hőszivattyúk vagy hűtőgépek többfokozatú üzemeltetésére különböző illékonyságú, egymásban jól oldódó alkotók nem azeotrópos elegyének munkaközegként való alkalmazásával, amelynek során a munkaközeget hőelvonás kíséretében folyamatosan csökkenő hőmérsékleten részben vagy egészben cseppfolyósítjuk (kondenzáció), ezután a nyomást csökkentjük (expanzió), majd hőbevezetés közben folyamatosan növekvő hőmérsékleten részben vagy egészben elpárologtatjuk (elpárolgás) a munkaközeget, végül sűrítési folyamatban a nyomást újból növeljük (kompresszió) és hogy adott esetben az elpárolgási folyamatból kivezetett munkaközeg és a cseppfolyósít:isi folyamatból kivezetett munkaközeg közötti belső hőcserével javítjuk a teljesítménytényezőt, azzal jellemezve, hogy a kompresszió során a sűrítési folyamatba a munkaközeget több, egymástól eltérő nyomásszinten vezetjük be és/vagy több különböző nyomásszinten bocsátjuk ki a sűrítési folyamatból nyomásszintenként külön-külön kibocsátott közegáramoknál egymástól elkülönítve, külön fokozatokban, eltérő hőfokhatárok között folytatjuk le, és hogy a sűrítési folyamatban nyomásszintenként külön-külön beszívott közegáramoknál a besúvás előtti elpárolgást egymástól elkülönítve külön fokozatokban eltérő hőfokhatárok között valósítjuk meg.
HU844461A 1984-12-03 1984-12-03 Method for multiple-stage operating hibrid (compression-absorption) heat pumps or coolers HU198328B (en)

Priority Applications (9)

Application Number Priority Date Filing Date Title
HU844461A HU198328B (en) 1984-12-03 1984-12-03 Method for multiple-stage operating hibrid (compression-absorption) heat pumps or coolers
DK553885A DK161482C (da) 1984-12-03 1985-11-29 Varmepumpe
NO854845A NO164738C (no) 1984-12-03 1985-12-02 Varmepumpe.
CA000496668A CA1262057A (en) 1984-12-03 1985-12-02 Multi-stage heat pump of the compressor-type operating with a solution
DE8585115297T DE3580249D1 (de) 1984-12-03 1985-12-03 Waermepumpe.
AT85115297T ATE57763T1 (de) 1984-12-03 1985-12-03 Waermepumpe.
JP60270869A JPS61180861A (ja) 1984-12-03 1985-12-03 ヒ−トポンプ
EP85115297A EP0184181B1 (de) 1984-12-03 1985-12-03 Wärmepumpe
US06/804,294 US4688397A (en) 1984-12-03 1985-12-03 Multi-stage heat pump of the compressor-type operating with a solution

Applications Claiming Priority (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
HU844461A HU198328B (en) 1984-12-03 1984-12-03 Method for multiple-stage operating hibrid (compression-absorption) heat pumps or coolers

Publications (2)

Publication Number Publication Date
HUT41526A HUT41526A (en) 1987-04-28
HU198328B true HU198328B (en) 1989-09-28

Family

ID=10968033

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
HU844461A HU198328B (en) 1984-12-03 1984-12-03 Method for multiple-stage operating hibrid (compression-absorption) heat pumps or coolers

Country Status (9)

Country Link
US (1) US4688397A (hu)
EP (1) EP0184181B1 (hu)
JP (1) JPS61180861A (hu)
AT (1) ATE57763T1 (hu)
CA (1) CA1262057A (hu)
DE (1) DE3580249D1 (hu)
DK (1) DK161482C (hu)
HU (1) HU198328B (hu)
NO (1) NO164738C (hu)

Families Citing this family (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
HU198329B (en) * 1986-05-23 1989-09-28 Energiagazdalkodasi Intezet Method and apparatus for increasing the power factor of compression hybrid refrigerators or heat pumps operating by solution circuit
HU210994B (en) * 1990-02-27 1995-09-28 Energiagazdalkodasi Intezet Heat-exchanging device particularly for hybrid heat pump operated by working medium of non-azeotropic mixtures
DE102014213543A1 (de) * 2014-07-11 2016-01-14 Siemens Aktiengesellschaft Verfahren zum Betrieb einer Wärmepumpe mit wenigstens zwei Verflüssigern
DE102014213542A1 (de) * 2014-07-11 2016-01-14 Siemens Aktiengesellschaft Verfahren zum Betrieb einer Wärmepumpe mit wenigstens zwei Verdampfern
WO2019169187A1 (en) * 2018-02-28 2019-09-06 Treau, Inc. Roll diaphragm compressor and low-pressure vapor compression cycles

Family Cites Families (16)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CH97319A (de) * 1921-05-20 1923-01-02 Escher Wyss Maschf Ag Kälteanlage mit Kreiselverdichter und mindestens zwei Verdampfern, die mit verschiedenen Drücken arbeiten.
DE712629C (de) * 1937-09-14 1941-10-22 Karl Glaessel Mehrfach wirkender Kompressor fuer Kaelteanlagen
DE830801C (de) * 1950-07-25 1952-02-07 E H Edmund Altenkirch Dr Ing Kompressions-Kaelteanlage
DE867122C (de) * 1950-08-29 1953-02-16 Edmund Dr-Ing E H Altenkirch Verfahren und Vorrichtung zum Heben der einem Waermetraeger entzogenen Waermemenge niedrigerer Temperatur auf eine hoehere Temperatur
DE1035669B (de) * 1954-08-09 1958-08-07 Frantisek Wergner Verfahren zum Betrieb einer Kompressor-Kuehlanlage mit mindestens zweistufiger Kompression eines in der Anlage umlaufenden Kaeltemittels sowie Kompressor-Kuehlanlage zur Durchfuehrung des Verfahrens
US2952139A (en) * 1957-08-16 1960-09-13 Patrick B Kennedy Refrigeration system especially for very low temperature
GB879809A (en) * 1960-08-03 1961-10-11 Conch Int Methane Ltd Refrigeration system
DE1241468B (de) * 1962-12-01 1967-06-01 Andrija Fuderer Dr Ing Kompressionsverfahren zur Kaelterzeugung
FR1566236A (hu) * 1968-01-10 1969-05-09
FR1568871A (hu) * 1968-01-18 1969-05-30
US3577742A (en) * 1969-06-13 1971-05-04 Vilter Manufacturing Corp Refrigeration system having a screw compressor with an auxiliary high pressure suction inlet
FR2337855A1 (fr) * 1976-01-07 1977-08-05 Inst Francais Du Petrole Procede de production de chaleur utilisant une pompe de chaleur fonctionnant avec un melange de fluides
HU186726B (en) * 1979-06-08 1985-09-30 Energiagazdalkodasi Intezet Hybrid heat pump
FR2497931A1 (fr) * 1981-01-15 1982-07-16 Inst Francais Du Petrole Procede de chauffage et de conditionnement thermique au moyen d'une pompe a chaleur a compression fonctionnant avec un fluide mixte de travail et appareil pour la mise en oeuvre dudit procede
DE3565718D1 (en) * 1984-09-19 1988-11-24 Toshiba Kk Heat pump system
JPS6176855A (ja) * 1984-09-19 1986-04-19 株式会社東芝 カスケ−ド結合ヒ−トポンプ装置

Also Published As

Publication number Publication date
EP0184181A2 (de) 1986-06-11
DK161482B (da) 1991-07-08
NO164738B (no) 1990-07-30
JPS61180861A (ja) 1986-08-13
DE3580249D1 (de) 1990-11-29
EP0184181A3 (en) 1988-01-13
NO164738C (no) 1990-11-14
ATE57763T1 (de) 1990-11-15
HUT41526A (en) 1987-04-28
EP0184181B1 (de) 1990-10-24
DK553885A (da) 1986-06-04
DK161482C (da) 1991-12-16
NO854845L (no) 1986-06-04
DK553885D0 (da) 1985-11-29
CA1262057A (en) 1989-10-03
US4688397A (en) 1987-08-25

Similar Documents

Publication Publication Date Title
US8297065B2 (en) Thermally activated high efficiency heat pump
US20130087301A1 (en) Thermoelectric energy storage system and method for storing thermoelectric energy
US20120036854A1 (en) Transcritical thermally activated cooling, heating and refrigerating system
US20140060051A1 (en) Thermoelectric energy storage system
CN108474271B (zh) 用于将来自热源的废热转换成机械能的有机朗肯循环以及利用该有机朗肯循环的压缩机装置
US20180363947A1 (en) Using heat recovered from heat source to obtain high temperature hot water
GB2464121A (en) Processes and Apparatus for Cooling
JP5958819B2 (ja) ヒートポンプシステムおよびそれを用いた冷却システム
WO2001098719A1 (en) Subcooling/precooling using ice machine harvest water
US11137172B2 (en) Heat pump system having heat pump assemblies coupled on the input side and output side
JP2008298407A (ja) 多元ヒートポンプ式蒸気・温水発生装置
JPWO2014185525A1 (ja) エネルギー変換システム
WO2013102537A2 (en) Electro-thermal energy storage system with improved evaporative ice storage arrangement and method for storing electro-thermal energy
US4528823A (en) Heat pump apparatus
HU198328B (en) Method for multiple-stage operating hibrid (compression-absorption) heat pumps or coolers
US10830500B2 (en) Heat pump system having CO2 as the first heat pump medium and water as the second heat pump medium
KR200281265Y1 (ko) 다단 히트 펌프 시스템
US4283918A (en) Liquid phase separation in absorption refrigeration
JPH05272837A (ja) 圧縮・吸収複合式ヒートポンプ
DK178705B1 (en) A heat pump system using water as the thermal fluid
JP2004325048A (ja) 低温水製造装置
WO2017157924A2 (en) Heat pump apparatus

Legal Events

Date Code Title Description
HU90 Patent valid on 900628
HMM4 Cancellation of final prot. due to non-payment of fee