WO1982002588A1 - Heat pump arrangement - Google Patents

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WO1982002588A1
WO1982002588A1 PCT/DE1982/000014 DE8200014W WO8202588A1 WO 1982002588 A1 WO1982002588 A1 WO 1982002588A1 DE 8200014 W DE8200014 W DE 8200014W WO 8202588 A1 WO8202588 A1 WO 8202588A1
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Andreas Hampe
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Andreas Hampe
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    • 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

Definitions

  • the invention relates to a heat pump arrangement in which the subcooling enthalpy is used by means of a second heat pump and the heat obtained and raised to a higher temperature level can also be dissipated as useful heat in addition to that of the first heat pump.
  • the liquid working fluid in heat pumps is cooled before expanding and the heat energy generated is thus made usable.
  • the evaporation temperature of the auxiliary heat pump is essentially a function of the storage temperature
  • the object of the invention is to increase the improvement in effectiveness achieved by supercooling in a heat pump arrangement of the type specified at the outset, ie in particular to achieve a stabilization of the output with a variation in the condensation temperature and / or an improvement in the coefficient of performance.
  • This object is achieved in that a second heat pump is inserted into the circuit of the working fluid of a first heat pump in such a way that it directly cools down the liquid working fluid.
  • the liquefied working fluid (refrigerant) that emerges from the condenser and flows to the expansion valve has a temperature that is higher than the return temperature that can be achieved for heat use due to the necessary thermal contact resistance due to the heat exchanger properties of the condenser (when used for hot water heating is the temperature of the water delivered by the heat distribution system to the heat pump).
  • the liquid working medium is cooled before expansion, its enthalpy decreases, so that less liquid needs to evaporate during expansion and thus the proportion of the energy to be supplied by the heat source is increased.
  • the use of the enthalpy to be obtained from the liquid subcooling is particularly problematic because the temperature level is lower than that during the condensation.
  • the use of this enthalpy, for example for heating water, is made possible by the use of a second heat pump, which accordingly consists of an evaporator, compressor, condenser and expansion valve.
  • the evaporator of the second heat pump is inserted directly into the working fluid circuit of the first heat pump.
  • the evaporation temperature of the second heat pump is thus a function of the condensation temperature of the first heat pump, so that higher condensation temperatures lead to higher evaporation temperatures and thus to the intended improvement in the coefficient of performance of the entire heat pump arrangement. Due to the existence of only a single heat exchange process, the heat "quality" is almost retained.
  • the first and second heat pumps are designed very differently - even in the case of a shared heat utilization system.
  • the ratio of the nominal power consumption of the first heat pump and the second heat pump is approximately
  • both heat pumps can be operated together over the entire operating time and an optimal increase in the coefficient of performance and positive change in the performance behavior is achieved.
  • a smaller numerical value of the ratio leads to a reduced improvement in the coefficient of performance with a more constant heating output with increasing condensation temperature during an increase in the ratio has the opposite effect.
  • the first and second heat pumps in the case of shared heat-use systems preferably have approximately the same switch-on times, so that the improvement achieved can be optimally used.
  • the components of the heat pump arrangement are designed overall so that the 'evaporation temperature in the evaporator of the additional heat pump is (significantly) above the temperature in the evaporator of the first (basic) heat pump. This results in a noticeably higher coefficient of performance for the additional heat pump (based on approximately identical condensation temperatures) than for the basic heat pump. The coefficient of performance resulting for the entire heat pump arrangement is considerably improved.
  • the enthalpy can be extracted from the heat source and used for heating, the higher the condensation temperature, i.e. the additional heat pump largely compensates for the system-related decrease in output of the basic heat pump towards higher condensation temperatures and thus has a stabilizing effect visibly the available performance - based on the overall arrangement.
  • This stabilizing property is of particular importance because the decrease in output due to higher condensation temperatures in heat pumps used for the supply of hot water heaters goes hand in hand with the higher hot water supply temperatures required at lower outside temperatures.
  • both heat pumps can also be optimally used to supply separate consumers. If, for example, a relatively small amount of heat with the highest possible temperature is required for heating domestic water, it is advantageous if only 25 to 33% of its enthalpy is withdrawn from the liquid working medium of the first heat pump by the second heat pump.
  • the condensers of the two heat pumps are connected in series.
  • the high condensation temperatures that can be achieved thereby enable an effective utilization of the improvement in performance of a heat pump arrangement achieved by the invention by particularly effective increase in performance, particularly when there is a high demand for power.
  • the second heat pump is preferably operated with a non-azeotropic mixture of refrigerants, because the liquid working medium of the first heat pump, from which the useful heat for the second heat pump is extracted, experiences a much greater change in temperature during cooling than the carrier of the useful heat of the first heat pump.
  • the evaporator of the second heat pump assumes a locally different, ie decreasing, temperature distribution in the flow direction of the working medium of the first pump.
  • the different evaporation temperatures of the constituents of the non-azeotropic refrigerant mixture and the resulting local distribution of the evaporation areas of the individual constituents within the evaporator result in improved heat transfer and a more uniform distribution of the heat transport over the evaporator surface.
  • the parallel flow method ensures that the second heat pump is defective even if the expansion valve fails the working medium emerging from the evaporator of this heat pump has essentially the same temperature as the working medium emerging from the heat exchanger belonging to the evaporator of the first heat pump.
  • the ratio of the power consumption of the compressors of the two heat pumps is chosen to be particularly favorable if the second heat pump can remain in permanent operation together with the first one under the operating conditions that are to be considered normal, because the maximum effect achieved with respect to the operating time of the heat pump arrangement is effective is coming.
  • An exception to this is a short switch-on delay of the compressor of one of the two heat pumps - preferably the second heat pump in order to limit the starting flow of the arrangement.
  • the single figure shows a schematic representation of a heat pump arrangement according to the invention.
  • the heat pump arrangement shown in the figure initially contains the known working medium circuit of a compression heat pump components in a conventional arrangement.
  • the working fluid evaporates at a temperature T o and extracts the heat of vaporization from the medium flowing through the evaporator 1 in a separate circuit.
  • the heat of vaporization Q E is extracted from a brine flowing through the pipes 2 and 3 in the direction of the arrow, which is circulated by means of a pump 4.
  • the brine for its part, flows through heat exchangers introduced into the ground, for example — not shown — and is thereby heated. Accordingly, heat absorption from the ambient air etc. is also possible.
  • a compressor 5 draws in the vaporous working medium at a pressure p o and compresses it to the pressure p.
  • the condenser 6 which also forms a heat exchanger, the compressed, gaseous working medium liquefies at a temperature T and gives off the heat Q AI as useful heat to a heating circuit which contains a feed line 7 and a discharge line 8 and which contains a further circulation pump 9.
  • a thermostatically controlled expansion valve 10 the liquid working medium flows from the condenser 6 back to the evaporator 1, where the circuit closes.
  • the medium to be used in the working circuit is selected according to the expected temperatures and pressures.
  • the known refrigerants (mixtures) are available.
  • Compressor 12 which can be of a small design because of the relatively high evaporator temperatures, a condenser 13 serving as a heat exchanger and an expansion valve 14 complete the working medium circuit of the second heat pump.
  • the useful heat Q A2 is discharged into the lines 15 and 16, which are separated from the useful heat lines 7 and 8 of the first heat pump, in a circuit provided with a circulation pump 17. This is the system for domestic water heating, the heating system of which is supplied by the first heat pump.
  • the condenser 13 can be included in a hot water tank. Lines 15 and 16 form the process water supply and return.
  • the arrangement of the evaporator 11 of the second heat pump in the vicinity of the condenser 6 of the first heat pump and the combination of the condenser 13 of the second heat pump with the condenser 6 of the first heat pump enable a particularly compact design, since the components of the second heat pump take up relatively little space, so that they can be installed in a housing with the condenser of the second heat pump, possibly with its compressor, without requiring a substantial additional space.
  • the largest component of such a heat pump arrangement, the evaporator of the first heat pump, which is the base load, can be arranged spatially independently of the other components, but is preferably accommodated within the same housing.
  • the heat exchangers forming the condensers 5 and 13 of the two heat pumps can, depending on the requirements - according to the considerations made at the beginning - either be combined or arranged separately in order to supply useful heat for different consumers, the heat pump supplying the base load advantageously being used in the home energy sector for the heating supply is used, while the second heat pump is preferably used for domestic water heating.
  • the heat exchangers 6 and 13 can be operated both in parallel and in series according to the requirements, with the combination into a single structural unit also being advantageous here.
  • the arrangement is in the flow direction of the medium that transports the useful heat in such a way that the Useful heat is first dissipated from the condenser of the first heat pump and then from the condenser of the second heat pump, since a maximum heat flow is ensured in this way due to the temperature conditions that arise.
  • a control part 18 which opens a solenoid valve 19 together with the switching on of the compressor 12 and during the operation of the compressor keeps open.
  • a backflow preventer 20 also ensures that no refrigerant liquefied in the condenser 13 flows back into the compressor 12 during interruptions in operation. In this way, the additional heat pump can be switched on and off during operation.
  • Such a backflow preventer 20 including solenoid valve 19 is unnecessary if the compressor 5 of the second heat pump is designed as a rotary piston compressor, such a rotary piston compressor further being distinguished on the one hand by the fact that it survives wet starts without damage and on the other hand there is an inherent protection against overloading in that if the evaporation temperature is too high, the power consumption decreases.
  • the control part 18 in the figure is also designed so that it is switched on at the same time both Ver denser the start-up of the compressor 12 of the auxiliary heat pump is delayed slightly (i.e. by one or more seconds), so that the sudden load on the power supply network is reduced when the arrangement is started up.
  • the delay effect can be achieved by known electromechanical or electronic delay switching means.
  • the presence of two compressors can thus easily meet the demand of many electricity supply companies for limiting the surge load increase when switching on heat pump systems.

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Description

Wärmepumpenanordnung
B e s c h r e i b u n g
Die Erfindung betrifft eine Wärmepumpenanordnung, bei der die Unterkühlungsenthalpie mittels einer zweiten Wärmepumpe genutzt wird und die dabei gewonnene und auf ein höheres Temperaturniveau gehobene Wärme neben derjenigen der ersten Wärmepumpe zusätzlich als Nutzwärme abführbar ist. Um die bei der Entspannung des Arbeitsmediums mittels eines Expansionsventils auftretenden Energieverluste zu mindern, wird bei Wärmepumpen das flüssige Arbeitsmittel vor dem Expandieren abgekühlt und damit die anfallende Wärmeenergie nutzbar gemacht.
In diesem Zusammenhang ist es bekannt, daß durch einen sogenannten "inneren Wärmeaustausch" die Effektivität des Wärmepumpenkreislaufs dadurch verbessert werden kann, daß das flüssige Arbeitsmittel über einen zusätzlichen Wärmetauscher einen Teil seiner Energie an das vom Verdichter angesaugte dampfförmige Arbeitsmittel abgibt. (Kirn, H., Hadenfeldt, A.; "Wärmepumpen", 4.Aufl., 1980, Bd.1, S.64). Nachteilig ist dabei, daß durch diese Sauggas-Überhitzung die erzielte Effektivitätsverbesserung mindestens teilweise wieder aufgehoben wird, wobei zusätzlich unerwünscht hohe Druckgastemperaturen auftreten.
Es ist ferner bekannt, bei einer zweistufigen Wärmepumpe mit Zwischenkühlung einen zusätzlichen Unterkühlungswärmetauscher vorzusehen (aaO, S.89). Der Temperaturunterschied des Transportmediums für die Nύtzwärme (hier der Heizkreislauf der Warmwasserheizung) zwischen hintereinandergeschaltetem Verflüssiger und Unterkühlungs-Wärmetauscher ist allerdings zu gering, als daß hier eine wirksame, die Effektivität der Wärmepumpenanordnung wesentlich verbessernde Ausnutzung des Effekts der Unterkühlung erreicht werden könnte.
Bei einer anderen Wärmepumpenanordnung, die Mittel zur Ausnutzung der Unterkühlungsenthalpie aufweist, wird die dabei gewonnene Wärme mindestens indirekt wieder dem Verdampfer zugeführt, belastet also den Kreislauf des Arbeitsmittels und damit die Wärmepumpe zusätzlich, so daß auch hiermit keine wesentliche Effektivitätsverbesserung der Wärmepumpe erzielt werden kann (aaO, S.187, Bild 1-112).
Aus der Zeitschrift "Klima + Kälte-Ingenieur", 12/1977,
Teil 6, Seite 619, ist eine Wärmepumpenanordnung der eingangs genannten Art mit Flüssigkeitsunterkühlung der ersten Wärmepumpe bekannt. Bei der bekannten Anordnung ist jedoch zwischen die erste (Grundlast-)Wärmepumpe und die zweite ( Zusatz-)Wärmepumpe ein Speicher eingeschaltet.
Daraus ergibt sich die nachteilige Folge, daß
a) die Verdampfungstemperatur der Zusatz-Wärmepumpe im wesentlichen eine Funktion der Speichertemperatur ist und
b) sowohl durch die Zwischenspeicherung als auch die Vielzahl der aufeinanderfolgenden Wärmetauschvorgänge ein großer Verlust der "Qualität" (d.h. der Temperatur) der bei der Flüssigkeitsunterkühlung gewonnenen Wärme eintritt.
Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, bei einer Wärmepumpeπanordnung der eingangs angegebenen Art die durch die Unterkühlung erzielte Verbesserung der Effektivität heraufzusetzen, d.h. insbesondere eine Stabilisierung der Leistung bei Variation der Kondensationstemperatur und/oder eine Verbesserung der Leistungszahl zu erzielen. Diese Aufgabe wird erfindungsgemäß dadurch gelöst, daß in den Kreislauf des Arbeitsmittels einer ersten Wärmepumpe eine zweite Wärmepumpe derart eingefügt ist, daß sie direkt eine Abkühlung des flüssigen Arbeitsmittels bewirkt.
Das verflüssigte Arbeitsmittel (Kältemittel), das aus dem Kondensator austritt und zum Expansionsventil strömt, weist wegen des notwendigerweise vorhandenen thermischen Übergangswiderstandes aufgrund der Wärmetauschereigenschaften des Kondensators eine Temperatur auf, die höher ist als die für die Wärmenutzung erzielbare Rücklauftemperatur (Bei der Anwendung für eine Warmwasserheizung ist das die Temperatur des von der Wärmeverteilungsanlage an die Wärmepumpe abgegeben Wassers).
Wenn das flüssige Arbeitsmittel entspannt wird, muß ein Teil davon - aufgrund seiner hohen Enthalpie - verdampfen. Der Wärmequelle kann damit nur so viel Enthalpie entnommen werden, wie der bei der Expansion nicht verdampfte Flüssigkeitsanteil aufnimmt, um ebenfalls zu verdampfen.
Kühlt man das flüssige Arbeitsmedium vor der Expansion ab, so nimmt seine Enthalpie ab, so daß bei der Expansion weniger Flüssigkeit zu verdampfen braucht und damit der Anteil der von der Wärmequelle zu liefernden Energie vergrößert ist.
Die Nutzung der aus der Flüssigkeitsunterkühlung zu gewinnenden Enthalpie ist insbesondere deshalb problematisch, weil das Temperaturniveau niedriger ist als dasjenige bei der Kondensation. Die Nutzung dieser Enthalpie, beispielsweise für die Heizwassererwärmung, wird möglich durch den Einsatz einer zweiten Wärmepumpe, die entsprechend aus Verdampfer, Verdichter, Kondensator und Expansionsventil besteht.
Nach der Erfindung ist der Verdampfer der zweiten Wärmepumpe direkt in den Kreislauf des Arbeitsmittels der ersten Wärmepumpe eingefügt. Damit ist die Verdampfungstemperatur der zweiten Wärmepumpe eine Funktion der Kondensationstemperatur der ersten Wärmepumpe, so daß höhere Kondensationstemperaturen zu höheren Verdampfungstemperaturen und damit zu der beabsichtigten Verbesserung der Leistungszahl der gesamten Wärmepumpenanordnung führen. Durch das Vorhandensein nur eines einzigen Wärmetauschvorgangs bleibt dabei die Wärme "qualitat" nahezu erhalten .
Die erste und die zweite Wärmepumpe werden - auch im Falle einer gemeinsamen Wärmenutzungsanlage - stark unterschiedlich ausgelegt. Das Verhältnis der Nennleistungsaufnahmen der ersten Wärmepumpe und der zweiten Wärmepumpe beträgt etwa
( 5 ± 2 ) : 1
Durch diese Auslegung lassen sich beide Wärmepumpen über die gesamte Betriebszeit gemeinsam betreiben und es wird eine optimale Vergrößerung der Leistungszahl und positive Veränderung des Leistungsverhaltens erreicht. Dabei führt ein kleinerer Zahlenwert des Verhältnisses zu einer verringerten Leistungszahlverbesserung mit konstanterer Heizleistung bei steigender Kondensationstemperatur, während eine Vergrößerung des Verhältnisses den gegenteiligen Effekt hat.
Bei einer derartigen Auslegung sind - insbesondere für die zweite Wärmepumpe - relativ kleine Wärmetauscher möglich. Dadurch ergeben sich deutliche. Materialkosteneinsparungen der erfindungsgemäßen Wärmepumpe gegenüber vergleichbaren konventionell aufgebauten Wärmepumpen.
Im Betrieb weisen die erste und die zweite Wärmepumpe (bei gemeinsamen Wärmenutzungsanlagen) bevorzugt in etwa gleich große Einschaltzeiten auf, womit die erzielte Verbesserung optimal nutzbar ist.
Die Komponenten der Wärmepumpenanordnung sind insgesamt so ausgelegt, daß die 'Verdampfungstemperatur im Verdampfer der zusätzlichen Wärmepumpe (deutlich) über der Temperatur im Verdampfer der ersten (Grund-)Wärmepumpe liegt. Damit ergibt sich für die Zusatzwärmepumpe (bezogen auf in etwa übereinstimmende Kondeπsationstemperaturen) eine merklich höhere Leistungszahl als für die Grundwärmepumpe. Die sich für die gesamte Wärmepumpenanordnung ergebende Leistungszahl wird erheblich verbessert.
Durch die Flüssigkeitsunterkühlung mittels einer zusätzlichen Wärmepumpe kann der Wärmequelle umso mehr Enthalpie entnommen und der Nutzung der Heizung zugeführt werden, je höher die Kondensationstemperatur ist, d.h. die Zusatzwärmepumpe kompensiert zum großen Teil die systembedingte Leistungsabnahme der Grundwärmepumpe zu höheren Kondensationstemperaturen hin und wirkt damit stabilisierend hin sichtlich der verfügbaren Leistung - bezogen auf die Gesamtanordnung.
Diese Stabilisierungseigenschaft ist deswegen von besonderer Bedeutung, weil die Leistungsabnahme aufgrund höherer Kondensationsteraperaturen bei Wärmepumpen, die für die Speisung von Warmwasserheizungen verwendet werden, einhergeht mit der bei niedrigeren Außentemperaturen benötigten höheren Warmwasservorlauftemperaturen.
Die Erfindung ermöglicht trotz des mit dem Vorhandensein einer zusätzlichen Wärmepumpe zunächst verbundenen Vergrößerung des Aufwands bezüglich der Anzahl der vorzusehenden Elemente nicht nur im Betrieb eine wesentliche Energieersparnis. Es ergeben sich auch bei der Herstellung Vorteile, da anstelle einer aus relativ großen und teuren Komponenten bestehenden Wärmepumpe zwei kleinere Wärmepumpen eingesetzt werden, deren Komponenten in der Summe billiger sind. Die Vergrößerung der Leistung einer Wärmepumpe für niedrige Kondensationstemperaturen erfordert nämlich in höheren Leistungsbereichen einen recht erheblichen Mehraufwand, während die zusätzlich erforderliche Wärmepumpe mittlerer Leistung für relativ hohe Kondensationstemperaturen in gekapselter Form bei recht kleiner Baugröße kostengünstig herstellbar ist. Die gesamte aus zwei Wärmepumpen bestehende Anordnung läßt sich als kompaktes Aggregat fertigen und komplett vorgefertigt installieren.
Dadurch, daß die Verdampfungstemperatur für das flüssige Arbeitsmittel der zweiten Wärmepumpe im Betrieb deutlich größer ist als die entsprechende Temperatur der ersten Wärmepumpe, lassen sich beide Wärmepumpen auch für die Versorgung getrennter Verbraucher optimal nutzen. Wird beispielsweise zur Brauchwassererwärmung eine relativ kleine Wärmemenge mit möglichst hoher Temperatur benötigt, so ist es günstig, wenn durch die zweite Wärmepumpe dem flüssigen Arbeitsmedium der ersten Wärmepumpe nur im wesentlichen zwischen 25 und 33% seiner Enthalpie entzogen wird. Bei anderen Anwendungen, wenn es vorwiegend darauf ankommt, eine große Wärmemenge bei verhältnismäßig niedriger Temperatur zur Nutzung zur Verfügung zu haben, wie es beispielsweise beim ausschließlichen Betreiben einer Niedertemperatur-Raumheizung der Fall ist, so ist es günstig, durch die Zusatzwärmepumpe dem flüssigen Arbeitsmittel der ersten Wärmepumpe zwischen 50 und 80% seiner Enthalpie zu entziehen.
Bei Wärmebedarf mit hoher Wasservorlauf-Temperatur für einen einzigen Verbraucher werden die Kondensatoren der beiden Wärmepumpen in Reihe geschaltet. Die dabei erzielbaren hohen Kσndensationstemperaturen ermöglichen eine wirkungsvolle Ausnutzung der mit der Erfindung erzielten Leistungsverbesserung einer Wärmepumpenanordnung durch besonders wirksame Heraufsetzung der Leistungsfähigkeit gerade bei großem Leistungsbedarf.
Ergibt sich durch den Anwendungsfall nicht die Notwendigkeit der Abgabe von Wärme bei möglichst hohen Temperaturen, so ist die Parallelschaltung der Kondensatoren beider Wärmepumpen vorteilhaft, da hieraus beispielsweise im Falle einer Warmwasserheizung eine Verringerung des Strömungswiderstands für den Wasserkreislauf resultiert. Dadurch, daß in den beiden Wärmepumpen verschiedene, den unterschiedlichen Arbeitstemperaturen angepaßte Kältemittelgemische als Arbeitsmedien verwendet werden, lassen sich die Arbeitsbedingungen für beide Wärmepumpen der AnOrdnung getrennt optimieren. Die zweite Wärmepumpe wird bevorzugt mit einem nichtazeotropen Kältemittelgemisch betrieben, weil das flüssige Arbeitsmedium der ersten Wärmepumpe, dem die Nutzwärme für die zweite Wärmepumpe entzogen wird, bei der Abkühlung eine weitaus stärkere Temperaturänderung erfährt als vergleichsweise der Träger der Nutzwärme der ersten Wärmepumpe. Durch diese relativ große Temperaturänderung nimmt der Verdampfer der zweiten Wärmepumpe in Durchflußrichtung des Arbeitsmediums der ersten Pumpe eine lokal unterschiedliche, d. h. abfallende Temperaturverteilung an . Durch die verschiedenen Verdampfungstemperaturen der Bestandteile des. nichtazeotropen Kältemittelgemisches und der daraus resultierenden örtlichen Verteilung der Verdampfungsbereiche der einzelnen Bestandteile innerhalb des Verdampfers resultiert eine verbesserte Wärmeübertragung und eine Vergleichmäßigung der Verteilung des Wärmetransports über die VerdampferOberfläche.
Wird der Verdampfer der zweiten Wärmepumpe im Parallelstromverfahren betrieben (d.h. die Arbeitsmedien der beiden Wärmepumpen fließen beim Wärmeaustausch in gleicher Richtung), so kann dadurch eine übermäßige Sauggasüberhitzung mit der daraus resultierenden Gefahr der zu hohen Druckgäsüberhitzung verhindert werden. Durch das Parallelstromverfahren ist dabei gewährleistet, daß auch im Falle eines Defekts des Expansionsventils der zweiten Wärmepumpe das aus dem Verdampfer dieser Wärmepumpe austretende Arbeitsmedium im wesentlichen dieselbe Temperatur aufweist, wie das aus dem zu dem Verdampfer gehörigen Wärmetauscher austretende Arbeitsmedium der ersten Wärmepumpe.
Das Verhältnis der Leistungsaufnahmen der Verdichter der beiden Wärmepumpen sind insbesondere dann günstig gewählt, wenn die zweite Wärmepumpe zusammen mit der ersten bei den als normal anzusehenden Betriebsbedingungen permanent in Betrieb bleiben kann, weil damit die erzielte Verbesserun - bezogen auf die Betriebszeit der Wärmepumpenanordnung maximal zur Wirkung kommt. Davon ausgenommen ist eine kurze Einschaltverzögerung des Verdichters einer der beiden Wärmepumpen - bevorzugt der zweiten Wärmepumpe um den Anlaufström der Anordnung zu begrenzen.
Die Vorteile der Verwendung eines Rollkolbenkompressors für den Verdichter der zweiten Wärmepumpe haben ihre Ursache in dessen besonderer Leistungsaufnahraecharakteristik, die mit steigender Verdampfungstemperatur eine zunehmende und später (von ca. 15ºC ab) wieder fallende Tendenz aufweist, so daß eine Überlastung bei einer sich eventuell einstellenden zu hohen Verdampfungstemperatur ausgeschlossen ist. Andererseits ist damit eine Verbesserung der Leistungszahl bei höheren Verdampfungstemperaturen verbunden. Durch die Fähigkeit von Rollkolbenkompressoren, Naßanläufe schadlos zu überstehen, sind entsprechende Sicherheitseinrichtungen entbehrlich, so daß insoweit eine weitere Reduzierung des Aufwands erzielbar ist. Andere vorteilhafte Weiterbildungen der Erfindung sind in den ünteransprüchen gekennzeichnet bzw. werden bei der nachstehenden Darstellung einer bevorzugten Ausführung näher beschrieben.
Die einzige Figur zeigt eine schematisσhe Darstellung einer Wärmepumpenanordnung gemäß der Erfindung.
Die in der Figur dargestellte Wärmepumpenanordnung enthält zunächst den bekannten Arbeitsmittelkreislauf einer Kompressionswärmepumpe Komponenten in üblicher Anordnung.
In einem einen Wärmetauscher bildenden Verdampfer 1 verdampft das Arbeitsmittel bei einer Temperatur To und entzieht dem den Verdampfer 1 in einem getrennten Kreislauf durchströmenden Medium die Verdampfungswärme. Bei dem dargestellten Ausführungsbeispiel wird die Verdampfungswärme QE einer die Rohrleitungen 2 und 3 in Pfeilrichtung durchfließenden Sole entzogen, die mittels einer Pumpe 4 umgewälzt wird. Die Sole durchströmt ihrerseits beispielsweise - nicht dargestellte - im Erdreich eingebrachte Wärmetauscher und wird dadurch erwärmt. Entsprechend ist auch eine Wärmeaufnahme aus der ümgebungsluft etc. möglich.
Ein Verdichter 5 saugt das dampfförmige Arbeitsmedium bei einem Druck po an und verdichtet es auf den Druck p. Im ebenfalls einen Wärmetauscher bildenden Kondensator 6 verflüssigt sich das verdichtete, gasförmige Arbeitsmedium bei einer Temperatur T und gibt dabei die Wärme QAI als Nutzwärme an einen eine Zuleitung 7 und eine Ableitung 8 enthaltenden Heizkreislauf ab, der eine weitere Umwälzpumpe 9 enthält. Über ein thermostatisch gesteuertes Expansionsventil 10 strömt das flüssige Arbeitsmedium vom Kondensator 6 zurück zum Verdampfer 1, wo sich der Kreislauf schließt. Das im Arbeitskreislauf zu verwendende Medium wird entsprechend den erwarteten Temperaturen und Drücken gewählt. Dabei stehen die bekannten Kältemittel (mischungen) zur Verfügung.
In den zuvor dargestellten Kreislauf ist nun zwischen Verflüssiger 6 und Expansionsventil 10 ein weiterer Verdampfer 11 eines Arbeitsmittelkreislaufs einer zweiten Wärmepumpe so einbezogen, daß er dem flüssigen Arbeitsmedium des ersten Kreislaufs vor der Entspannung durch das Expansionsventil 10 direkt Wärme entzieht.
Ein zusätzlicher. Verdichter 12, der wegen der relativ hohen Verdampfertemperaturen von kleiner Bauart sein kann, ein als Wärmetauscher dienender Kondensator 13 und ein Expansionventil 14 vervollständigen den Arbeitsmittelkreislauf der zweiten Wärmepumpe.
Die Nutzwärme QA2 wird in die Leitungen 15 und 16, die von den Nutzwärmeleitungen 7 und 8 der ersten Wärmepumpe getrennt sind, in. einem mit einer Umwälzpumpe 17 versehenen Kreislauf abgeführt. Dabei handelt es sich um die Anlage zur Brauchwassererwärmung des Hauses, dessen Heizanlage durch die erste Wärmepumpe versorgt wird. Der Kondensator 13 kann dabei in einen Warmwasserspeicher einbezogen sein. Die Leitungen 15 und 16 bilden den Brauchwasserzu- und -rücklauf. Die Anordnung des Verdampfers 11 der zweiten Wärmepumpe in der Nähe des Kondensators 6 der ersten Wärmepumpe und die Zusammenfassung des Kondensators 13 der zweiten Wärmepumpe mit dem Kondensator 6 der ersten Wärmepumpe ermöglichen eine besonders kompakte Bauform, da die Bauelemente der zweiten Wärmepumpe relativ wenig Platz einnehmen, so daß sie mit dem Kondensator der zweiten Wärmepumpe, gegebenenfalls mit deren Verdichter, in einem Gehäuse installiert werden können, ohne daß ein wesentlicher zusätzlicher Raumbedarf entsteht. Das größte Bauelement einer derartigen Wärmepumpenanordnung, der Verdampfer der die Grundlast bestreitenden ersten Wärmepumpe, kann dabei räumlich unabhängig von den übrigen Bauelementen angeordnet werden, wobei die Unterbringung jedoch bevorzugt innerhalb desselben Gehäuses erfolgt.
Die die Verflüssiger bildenden Wärmetauscher 5 und 13 der beiden Wärmepumpen können je nach Bedarf - entsprechend den eingangs getroffenen Überlegungen - entweder zusammengefaßt oder getrennt angeordnet sein, um für unterschiedliche Verbraucher Nutzwärme zu liefern, wobei günstigerweise die die Grundlast liefernde Wärmepumpe im Hausenergiebereich für die Heizversorgung genutzt wird, während die zweite Wärmepumpe bevorzugterweise für die Brauchwas- sererwärmung eingesetzt wird. Zur Versorgung eines gemeinsamen Verbrauchers lassen sich die Wärmetauscher 6 und 13 entsprechend den Anforderungen sowohl parallel als auch in Reihe betreiben, wobei hier ebenfalls die Zusammenfassung zu einer einzigen Baueinheit vorteilhaft ist. Im Falle der Reihenschaltung erfolgt die Anordnung in Flußrichtung des die Nutzwärme abtransportierenden Mediums derart, daß die Nutzwärme zunächst vom Kondensator der ersten Wärmepumpe und anschließend vom Kondensator der zweiten Wärmepumpe abgeführt wird, da auf diese Weise aufgrund der sich einstellenden Temperaturverhältnisse ein maximaler Wärmeström gewährleistet ist.
Um zu verhindern, daß im Verdichter 12 der zweiten Wärmepumpe in Betriebspausen stattfindende übermäßige Kältemit- telverlagerungen zu Flüssigkeitsschlägen beim Wiederein- schalten führen, ist ein Steuerteil 18 vorgesehen, welches zusammen mit dem Einschalten des Verdichters 12 ein Magnetventil 19 öffnet und während des Betriebs des Verdichters offenhält. Ein Rückflußverhinderer 20 stellt darüber hinaus sicher, daß kein im Kondensator 13 verflüssigtes Kältemittel bei Betriebsunterbrechungen zurück in de n Verdichter 12 fließt. Auf diese Weise läßt sich die zusätzliche Wärmepumpe im Betrieb beliebig ein- und ausschalten.
Ein derartiger Rückflußverhinderer 20 einschließlich Magnetventil 19 ist entbehrlich, wenn der Verdichter 5 der zweiten Wärmepumpe als Rollkolbenkompressor ausgebildet ist, wobei ein derartiger Rollkolbenkompressor sich weiterhin einerseits dadurch auszeichnet, daß er Naßanlaufe ohne Schaden übersteht und andererseits ein immanenter Schutz gegen Überlastung dadurch besteht, daß bei einer eventuellen zu hohen Verdampfungstemperatur die Leistungsaufnahme zurückgeht.
Der Steuerteil 18 in der Figur ist außerdem so ausgebildet, daß er bei gleichzeitigem Einschalten beider Ver dichter die Einschaltung des Verdichters 12 der Zusatzwärmepumpe geringfüg ig ( d . h . um eine oder mehrere Sekunden) verzögert, so daß die stoßartige Belastung des Stromversorgungsnetzes bei Inbetriebnahme der Anordnung verringert ist. (Die Verzögerungswirkung kann dabei durch bekannte elektromechanische oder elektronische Verzögerungsschaltmittel erreicht werden.) Durch das Vorhandensein zweier Kompressoren kann damit der Forderung vieler Elektrizitätsversorgungsunternehmen nach einer Begrenzung der stoßartigen Lastzunahme beim Einschalten von Wärmepumpenanlagen auf einfache Weise entsprochen werden.

Claims

P a t e n t a n s p r ü c h e
1. Wärmepumpenanordnung, bei der die Unterkühlungsenthalpie mittels einer zweiten Wärmepumpe genutzt wird und die dabei gewonnene und auf ein höheres Temperaturniveau gehobene Wärme neben derjenigen der ersten Wärmepumpe zusätzlich als Nutzwärme abführbar ist,
d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t ,
daß in den Kreislauf des Arbeitsmittels einer ersten Wärmepumpe (1, 5, 6, 8, 10) eine zweite Wärmepumpe (11 bis 14) derart eingefügt ist, daß sie direkt eine Abkühlung des flüssigen Arbeitsmittels bewirkt.
2. Wärmepumpenanordnung nach Anspruch 1, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t , daß der Verdampfer (11) der zweiten Wärmepumpe einen Wärmetauscher für das flüssige Arbeitsmittel der ersten Wärmepumpe bildet und unmittelbar zwischen Kondensator (6) und Expansionsventil (10) der ersten Wärmepumpe eingeschaltet ist.
3. Wärmepumpenanordnuhg nach einem der Ansprüche 1 oder 2, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t , daß die Verdampfungstemperatur für das flüssige Arbeitsmittel der zweiten Wärmepumpe bei deren Betrieb stets größer ist als die entsprechende Temperatur der ersten Wärmepumpe.
4. Wärmepumpenanordnung nach Anspruch 3, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t , daß die zweite Wärmepumpe insbesondere für Anwendungen, bei denen insgesamt große Wärmemengen bei verhältnismäßig geringer Temperatur zur Verfügung stehen sollen, derart dimensioniert ist, daß dem flüssigen Arbeitsmittel der ersten Wärmepumpe im wesentlichen zwischen 50 und 80% seiner Enthalpie entzogen wird.
5. Wärmepumpenanordnung nach Anspruch 3, d a d u r c h g e k en n z e i c h n e t , daß die zweite Wärmepumpe zur Erzeugung zusätzlicher Nutzwärme von möglichst hoher Temperatur derart dimensioniert ist, daß dem flüssigen Arbeitsmittel der ersten Wärmepumpe im wesentlichen zwischen 25 und 33% seiner Enthalpie entzogen wird.
6. Wärmepumpenanordnuπg nach einem der vorangehenden Ansprüche, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t , daß die Nutzwärme der zweiten Wärmepumpe einem von der ersten Wärmepumpe unabhängigen Verbraucher zugeführt wird.
7. Wärmepumpenanordnung nach Anspruch 6, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t , daß die Nutzwärme der ersten Wärmepumpe einer Niedertemperaturheizung zugeführt und die der zweiten Wärmepumpe mindestens zeitweise zur Brauchwassererwärmung genutzt wird.
8. Wärmepumpenanordnung nach einem der Ansprüche 1 bis
5, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t , daß die Kondensatoren (6, 13) der beiden Wärmepumpen derart in Reihe geschaltet sind, daß die Nutzwärme zunächst vom Kondensator (6) der ersten Wärmepumpe und anschließend vom Kondensator (13) der zweiten Wärmepumpe zu dem die Nutzwärme aufnehmenden Medium abgeführt wird.
9. Wärmepumpenanordnung nach einem der Ansprüche 1 bis
5, d a d u r c h g e k e n n z e i-c h n e t , daß die Kondensatoren (6, 13) der beiden Wärmepumpen parallel geschaltet sind.
10. Wärmepumpenanordnung nach einem der vorangehenden AnSprüche, d. a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t , daß in den beiden Wärmepumpen verschiedene, den unterschiedlichen Arbeitstemperaturen angepaßte Kältemittel als Arbeitsmittel vorgesehen sind.
11. Wärmepumpenanordnung nach Anspruch 10, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t , daß in der zweiten Wärmepumpe ein nichtazeotropes Kältemittelgemisch als Arbeitsmittel vorgesehen ist.
12. Wärmepumpeπanordnung nach einem der vorangehenden Ansprüche, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t , daß der Wärmetauscher der zweiten Wärmepumpe nach dem Parallelstromverfahren betrieben wird.
13. Wärmepumpenanordnung nach einem der vorangehenden Ansprüche, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t , daß im Arbeitsmittelkreislauf der zweiten Wärmepumpe vor dem Verdichter (12) ein Absperrventil (19) und hinter dem Verdichter ein Rückflußverhinderer (20) vorgesehen ist, wobei das Absperrventil bei stillgesetztem Verdichter geschlossen ist.
14. Wärmepumpenanordnung nach einem der Ansprüche 1 bis 12, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t , daß der Verdichter (12) der zweiten Wärmepumpe als Rollkolbenkompressor ausgebildet ist.
15. Wärmepumpenanordnung nach einem der vorangehenden Ansprüche, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t , daß Schaltmittel (18) vorgesehen sind, welche den Verdichter (12) der zweiten Wärmepumpe gegenüber dem Verdichter (5) der ersten Wärmepumpe derart verzögert einschalten, daß die stoßartige Belastung des Stromversorgungsnetzes herabgesetzt ist.
16- Wärmepumpenanordnung nach einem der vorangehenden Ansprüche, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t , daß das Verhältnis der Nennleistungsaufnahmen von erster und zweiter Wärmepumpe zwischen 7 und 3 zu 1 gewählt ist.
17. Wärmepumpenanordnung nach einem der vorangehenden Ansprüche, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t , daß die Auslegung der Anordnung derart gewählt ist, daß im für die vorgesehene Anwendung normalen Betriebszustand beide Wärmepumpen für gleiche Zeitdauern eingeschaltet sind.
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