WO1991015722A1 - Verfahren zum betreiben einer kompressionswärmepumpe, sowie kompressionswärmepumpe - Google Patents

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Karl Friedrich Vedder
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Definitions

  • the invention relates to a method for operating a compression heat pump with evaporator, compressor, condenser and hot-liquid jet pump as a relaxation device for the condensed refrigerant, and a compression heat pump.
  • Multi-stage compression heat pumps and the thermodynamic process and procedural sequence on which they are based allow a higher pressure difference between evaporation and condensation pressure to be overcome more effectively.
  • suitable refrigerants for example, even if with greater construction costs, higher flow temperatures for heat utilization systems can be achieved than with single-stage compression machines; but thus also by means of electrically driven heat pumps while reducing the total exergy used, for example operating the widespread hot water heating systems as a heat utilization system in monovalent operation, provided that supply temperatures between 90 ° C. and 70 ° C. are also present at low heat source temperatures in high winter ⁇ can be targeted and there is a reasonable overall construction cost of such a heat generator from the cost side.
  • Known multi-stage versions ("Heat Pumps" vol.
  • DE-OS 36 22 743 discloses a method for operating a compression heat pump with evaporator, compressor, condenser and hot-liquid jet pump as a relaxation device for the condensed refrigerant.
  • a compressor heat pump according to DE-OS 36 22 743 in which the hot condensate is expanded via a downstream ejector with a connected separator, should have an approximately the same rate of increase for the entire process be achievable.
  • Common to all of the aforementioned solutions is the reduction in the bandwidth of the respective heat source temperature, which influences the optimization of the individual machine as well as the combination thereof with regard to controllability and maximum machine stress with regard to maintenance expenditure and wear.
  • the invention has for its object to provide a method for operating a compression heat pump that works economically even with high heat utilization temperatures and low heat source temperatures with the least possible construction costs.
  • two hot liquid jet pumps are provided, which are acted upon intermittently with the condensate, that the two resulting steam-liquid mixtures are kept at different pressures, that the steam portion of the steam-liquid mixture with the Higher pressure is supplied to the suction side of the compressor and the vapor portion of the vapor-liquid mixture with the lower pressure is fed to the hot liquid jet pump with the higher pressure, so that the liquid portion of the vapor-liquid mixture with the higher pressure is fed into the liquid portion of the steam - Liquid mixture is introduced at the lower pressure.
  • the liquid portion of the vapor-liquid mixture with the lower pressure is supplied to the evaporator via an isenthalpic expansion and the steam produced is led into the hot liquid jet pump with the lower pressure.
  • the advantages that can be achieved with this method are based on the multi-stage design of the hot-liquid radiators, in that at least two hot-liquid jet stages, in alternation with the application, enable a variable temperature bandwidth adaptation in the pre-stage area to variable temperatures of the heat extraction source Q.
  • the hot-liquid jet stage is practically one-stage, which is the case, for example, in almost the same way if the heat source Q is from constant groundwater temperature is fed; what is essential here is that even with almost the same effectiveness in the overall process the.
  • Compressor can be operated with the same high temperature spread between heat absorption and emission temperature.
  • the expansion nozzle of the hot liquid jet pump disassembles the liquid jet into a plurality of individual jets, the angular position of which, as seen in the jet direction, has a tangential and a radially inwardly pointing component.
  • the multi-jet expansion nozzle for the hot liquid jet pump makes it possible, even in intermittent mode of operation, to influence the resulting excess steam build-up by adapting the number and size of the individual jet channels to the pressure level specified in the system, so that the residual moisture in only has a small percentage in the steam liquid mixtures of the cyclones and, on the other hand, the shock losses that often occur with radiators hardly occur.
  • the steam supplied to the compressor can be dried by the heat of the working medium.
  • the partial process sequence in the wet steam area makes it necessary to expel the residual moisture, so that when the heat is exchanged with hot gas from the superheating heat of the compressor, the still slightly moist working fluid wet steam stream is converted into slightly superheated steam.
  • a further development of the invention provides that the temperature bandwidth is regulated by changing the interval times when the hot liquid heater stages are exposed to condensate.
  • this process concept also makes it possible, when the heat removal temperature from Q changes, to adjust the temperature range by shifting cyclone condensate by means of a control valve while changing the pressure gradation in the cyclones of the hot-liquid heater stages, by using different interval times the application of hot condensate to the hot liquid jet stages with hot condensate is introduced into the respective stage in an inconsistent amount of working fluid as cyclone condensate.
  • the propulsion jet nozzle design of the multi-jet nozzle provides a radiator in which a funnel-shaped nozzle cone is provided to achieve optimal, almost shock-free relaxation of the working medium and centripetal-flowing individual jets of the working medium are formed.
  • the nozzle cone has nozzle channels which, in plan view, take the form of a spiral hyperbolic curve in accordance with the following relationship
  • J. »- 1 are arranged.
  • the course of the nozzle channels in the nozzle cone is both tangential and radially inward inclined.
  • the tangential inclination extends in the direction of the narrowing spiral arrangement of the nozzle channels.
  • the individual jets are rotated in a plane orthogonal to the jet direction by an angle corresponding to the inclination from the vertical in the further course of the flowing jet.
  • FIG. 1 shows a modified h, log p diagram
  • FIG. 2a shows a basic functional diagram
  • FIG. 2b shows a functional diagram of the condensate distribution in cyclones during winter operation
  • FIG. 2c shows a functional diagram of the condensate distribution in the cyclones during summer operation
  • FIG. 3 shows a hot liquid heater for optimal
  • FIG. 4a an embodiment of an optimized
  • the hot-liquid radiators 4 and 5 cyclones 6 and 7 are assigned different sizes and variable volumes, which in operation results in an accumulation of excess steam with heat of a temperature above the Temperature of the cold steam isobars from T o 1st radiator stage ⁇ Q o ⁇ Fi 9 ' X > lie ⁇ - t ' and he knows the size of this excess steam considerably from the
  • the temperature bandwidth control of the radiator stage region at a temperature changing by Q is also controlled by means of different fluid mass distribution (see FIG. 2a, points 9 and 2b and 2c) T Q carried out according to the list .
  • FIGS. 1 and 2 functionally, when the liquid working medium emerges from the heat exchanger 2 of the heat utilization system, which in FIG. 1 shows the end point of the liquefaction isobars on the left saturation line in the h , log p-diagram corresponds, the still hot fluid is then intermittently brought to partial relaxation by the hot-liquid radiators 4 and 5 with the delivery of pump energy into the cyclones 6 and 7 via the change-over valve 3 from o 1.Strahlerhand "" Q o ls also from T o 2.Strahlerstu- f, Fig. 1, to form a vapor excess to the temperature and pressure of the associated cold vapor respectively
  • the volume-related stage is changed in the cyclones with a changing T Q 1 # radiator level Fluid mass fraction changed according to its temperature-dependent size on the one hand in such a way that a controllable fluid valve 9 lets in fluid from the cyclone with higher pressure into that with lower pressure and greater volume; on the other hand, if it is necessary to rearrange fluid in the opposite or in the same direction, depending on the temperature by Q, this can also be achieved over a different time interval of hot fluid supply by means of shuttle valve 3 into the radiators and exit via the relaxation element 8 becomes.
  • Both control processes allow changing the optimally defined, overlapping temperature range of the individual radiator stage in such a way that, for example, heat removal from Q in midsummer via absorbers and cold water tanks at a mean maximum temperature of around 14 ⁇ C results in a fluid level in would cause the volume-different cyclones, as can be seen from FIG. 2c, the vapor olumina V 1 * *, V. "being approximately the same and thus being driven in one stage up to the T Q compressor , while FIG. 2b shows a fluid mass distribution that a two- tiered operation with optimal range of each
  • the upper part of the mixing nozzle 12 with the length L 1 is dimensioned at this point with respect to its tapering in the transition to the neck diameter in such a way that the peripheral individual jets from the multi-jet nozzle in the narrowest cross section (BB) functionally cover approximately the same circular area as in operation this cross-section without any turbulence.
  • the length L_ of the mixer nozzle neck is optimized in accordance with the pressure behavior of the working medium in the range of defined operating parameters by empirically determined measured values.
  • the nozzle channels in the core region of the mixer nozzle which are introduced spirally, primarily in the peripheral edge zone of the mixing jet nozzle, produce a zone C with a strong pressure drop over the length L 1 .
  • the expansion nozzle consists of a multi-jet nozzle 12, the nozzle channels 16 of which are inclined tangentially and radially inward, the inlet openings 18 of the nozzle channels 16 being arranged in the inner conical lateral surface 24 of the multi-jet nozzle 12.
  • the nozzle channels 16 end in outlet openings 19 in the outer telflache the multi-jet nozzle 12, the view of which is shown in Fig. 4b.
  • the inlet openings 18 and outlet openings 19 of the nozzle channels 16 are arranged spirally in the peripheral region of the multi-jet nozzle 12, the tangential inclination of the nozzle channels 16 running in the direction of the narrowing, spirally arranged inlet openings 18.
  • the multi-jet nozzle 12 has an inner cone 20 protruding toward the nozzle inlet opening 22 in the region free of nozzle channels 16.
  • the inner cone 20 can be arranged eccentrically and induce a spiral flow of the condensate entering the inlet openings 18.
  • the nozzle channels 16 are inclined on the one hand towards the nozzle axis or the jet axis and on the other hand in a tangential plane to the circular or spiral arrangement of the nozzle channels 16 away from the parallel to the jet axis.
  • the inclination in the tangential plane preferably takes place in the direction of the narrowing spirals.
  • the size and number of the spiral-shaped nozzle channels influence the steam yield, with a large number of small holes compared to a small number depending on the outer jet circumference, due to the selected nozzle channel diameter, corresponding to the specific steam condition of the working medium in the cyclone Larger bores deliver a significantly greater steam yield.
  • the Excess steam results from the effective liquid condensate surface in the mixer nozzle, which enables a targeted optimization of the pressure levels in the jet pump area (see FIG. 1).

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Abstract

Bei einem Verfahren zum Betreiben einer Kompressionswärmepumpe mit Verdampfer, Verdichter (1), Kondensator (2) und Heißflüssigkeitsstrahlpumpe (4, 5) als Entspannungseinrichtung für das kondensierte Kältemittel ist vorgesehen, daß zwei Heißflüssigkeitsstrahlpumpen (4, 5) vorgesehen sind, die intermittierend mit dem Kondensat beaufschlagt werden, daß die beiden entstehenden Dampf-Flüssigkeitsgemische auf unterschiedlichen Drücken gehalten werden, daß der Dampf-Anteil des Dampf-Flüssigkeitsgemisches mit dem höheren Druck der Saugseite des Verdichters (1) zugeführt wird und der Dampfanteil des Dampf-Flüssigkeitsgemisches mit dem niedrigeren Druck der Heißflüssigkeitsstrahlpumpe (5) mit dem höheren Druck zugeführt wird, daß der Flüssigkeitsanteil des Dampf-Flüssigkeitsgemisches mit dem höheren Druck in den Flüssigkeitsanteil des Dampf-Flüssigkeitsgemisches mit dem niedrigeren Druck eingeleitet wird, daß der Flüssigkeitsanteil des Dampf-Flüssigkeitsgemisches mit dem niedrigeren Druck über eine isenthalpe Entspannung dem Verdampfer zugeführt wird und der entstehende Dampf in die Heißflüssigkeitsstrahlpumpe (4) mit dem niedrigeren Druck geführt wird.

Description

Verfahren zum Betreiben einer Kompressionswärmepumpe, sowie Kompressionswärmepumpe
Die Erfindung betrifft ein Verfahren zum Betreiben einer Kompressionswärmepumpe mit Verdampfer, Verdich¬ ter, Kondensator und Heißflüssigkeitsstrahlpumpe als Entspannungseinrichtung für das kondensierte Kälte it- tel, sowie eine Kompressionswärmepumpe.
Mehrstufige Kompressionswärmepumpen und der ihnen zugrundeliegende thermodynamische Prozeß- und Verfah¬ rensablauf erlauben es, einen höheren Druckunterschied zwischen Verdampfungs- und Verflüssigungsdruck effek¬ tiver zu überwinden. Bei Auswahl von geeigneten Kälte¬ mitteln lassen sich so z.B., wenn auch mit größerem Bauaufwand, höhere Vorlauftemperaturen für Wärmenut¬ zungsanlagen als mit einstufig betriebenen Kompres- sionsmaschinen erzielen; somit aber auch durch elek¬ trisch angetriebene Wärmepumpen unter Reduzierung von insgesamt aufgewendeter Exergie, z.B. unter anderem die weit verbreiteten Warmwasserheizungen als Wärmenutzungs¬ anlage damit im monovalenten Betrieb betreiben, sofern Vorlauftemperaturen zwischen 90 βC und 70 *C auch bei niedrigen Wärmequellentemperaturen im Hochwinter er¬ zielt werden können und ein vertretbarer Bauaufwand eines solchen Wärmeerzeugers insgesamt von der Kosten¬ seite gegeben ist. Bekannte mehrstufige Ausführungen ("Wärmepumpen" Bd.l, Herbert Kirn - Grundlagen der Wärmepumpentechnik, 6.Aufl., Abschnitt 5.6.1 bis 5.6.3) nutzen verfahrens¬ mäßig ünterkühlungsenthalpie aus der Hochdruckstufe im Verbund mit überhitzungswärme aus der Niederdruckstufe und machen eine Effektivitätssteigerung je nach Größe der übrigen Parameter von über ca. 15 % möglich. Bei in Reihe über einen gemeinsamen Zwischenbehälter als Kopp¬ lungsglied geschalteten Kompressionsmaschinen wird eben- falls eine ähnlich günstige Effektivitätssteigerung wie beim vorbenannten Beispiel erzielt; es ist aber auch eine Wärmepumpenkaskade mehrerer Maschinen gegeben, bei der die Möglichkeit besteht, jeder Stufe bei der vor¬ herrschenden Wärmequellentemperatur die optimale Menge an Arbeitsmittel dem jeweiligen Kaskadenglied zuzuord¬ nen, wobei sich allerdings durch eine höhere Anzahl an Wärmetauschern auch größere Temperaturverluste einstel¬ len.
Aus der DE-OS 36 22 743 ist ein Verfahren entnehmbar zum Betreiben einer Kompressionswärmepumpe mit Ver¬ dampfer, Verdichter, Kondensator und Heißflüssigkeits¬ strahlpumpe als Entspannungseinrichtung für das kon¬ densierte Kältemittel.
Außer den wie vor aufgeführten Lösungen zur Effektivi¬ tätssteigerung soll mit einer Kompressorwärmepumpe nach der DE-OS 36 22 743, bei der die Entspannung des heißen Kondensats über einen nachgeschalteten Ejektor mit an- gekoppeltem Separator erfolgt, ein in etwa gleicher Steigerungssatz für den gesamten Prozeßablauf erzielbar sein. Allen vorbenannten Lösungen gemeinsam ist die Reduzie¬ rung der Bandbreite der jeweiligen Wärmequellentempera¬ tur, die ganz wesentlich die Optimierung der Einzel¬ maschine als auch den Verbund von diesen hinsichtlich Regelbarkeit nebst maximaler Maschinenbeanspruchung im Hinblick auf Wartungsaufwand und Verschleiß beeinflußt. Gleichartig im Ablauf der thermodynamischen Teilprozes¬ se in vorbenannter Verfahrensanordnung ist auch meist die Entspannung des verflüssigten Kondensats nach Ab- gäbe von Verflüssigungs- und gegebenenfalls auch Unter¬ kühlungswärme auf die Temperatur T und dem zugehörigen Druck p unter Entropieverlust, da die Entspannung in¬ folge zu hohen Bauaufwandes meist nicht über eine Kraftmaschine, wie z.B. eine Turbine, unter Rückgewin- nung von Exergie erfolgt, sondern schlagartig über ein Entspannungsorgan vorgenommen wird, wobei der Entspan¬ nungsvorgang selbst entlang der Isenthalpen verläuft und die Enthalpie des Arbeitsmittels als Dampf in etwa gleich bleibt, somit aber die Restwärme nebst ihrem Exergieanteil aus dem höheren Energieniveau des Fluids bezüglich Druck und Temperatur dem Gesamtprozeß verlo¬ rengeht und dessen Gütegrad vermindert.
Aus der DE-OS 36 22 743 ist ferner bekannt, die in einem Strahlapparat auftretenden Stoßverluste dadurch zu minimieren, daß die Saugleitung tangential in den Strahlapparat mündet, wobei die Saugleitung gegebenen¬ falls vor dem Strahler über einen Strömungsbeschleuni¬ ger, wie z.B. Venturirohr geführt wird und dem Sauggas im Eintrittsbereich eine schraubenförmige Bewegung aufgezwungen wird, bei der die Umlenkverluste, insbe¬ sondere Stoßverluste minimiert werden. Stoßverluste im Bereich des Strahlmischerdüsenhalses erfahren bei diesem Vorgehen mit über dem vollen Flä¬ chenquerschnitt der Treibdüsenbohrung abfließendem Treibmittelstrom an dieser Stelle aber kaum eine Mini- mierung. Der Pumpwirkungsgrad eines solchen Strahlers wird dadurch nicht über den der bisher bekannten Aus¬ führungen hinaus verbessert. Der bekannte Strahler ist daher für Erfordernisse eines stark intermittierenden Betriebes weniger geeignet.
Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, ein Verfahren zum Betreiben einer Kompressionswärmepumpe anzugeben, das auch bei hohen Wärmenutzungstemperaturen und niedri¬ gen Wärmequellentemperaturen unter möglichst geringem Bauaufwand wirtschaftlich arbeitet.
Zur Lösung dieser Aufgabe ist erfindungsgemäß vorgese¬ hen, daß zwei Heißflüssigkeitsstrahlpumpen vorgesehen sind, die intermittierend mit dem Kondensat beaufschlagt wer¬ den, daß die beiden entstehenden Dampf-Flüssigkeitsgemische auf unterschiedlichen Drücken gehalten werden, daß der Dampf-Anteil des Dampf-Flüssigkeitsgemisches mit dem höheren Druck der Saugseite des Verdichters zugeführt wird und der Dampfanteil des Dampf-Flüssig¬ keitsgemisches mit dem niedrigeren Druck der Heißflüs¬ sigkeitsstrahlpumpe mit dem höheren Druck zugeführt wird, daß der Flüssigkeitsanteil des Dampf-Flüssigkeitsge¬ misches mit dem höheren Druck in den Flüssigkeitsanteil des Dampf-Flüssigkeitsgemisches mit dem niedrigeren Druck eingeleitet wird. daß der Flüssigkeitsanteil des Dampf-Flüssigkeitsge¬ misches mit dem niedrigeren Druck über eine isenthalpe Entspannung dem Verdampfer zugeführt wird und der ent¬ stehende Dampf in die Heißflüssigkeitsstrahlpumpe mit dem niedrigeren Druck geführt wird.
Die mit diesem Verfahren erzielbaren Vorteile beruhen auf der Mehrstufigkeit der Heißflüssigkeitsstrahler, indem mindestens zwei Heißflüssigkeitsstrahlstufen im Wechsel der Beaufschlagung eine variable Temperatur¬ bandbreitenanpassung im Vorstufenbereich an veränder¬ liche Temperaturen der Wärmeentnahmequelle Q ermög¬ lichen. Das ist selbst dann noch von Vorteil, wenn z.B. bei hohem Anfall von Verdampfungswärme aus Q (= Som- merbetrieb) die Heißflüssigkeitsstrahlerstufung prak¬ tisch einstufig ist, was z.B. in fast gleicher Art der Fall ist, wenn die Wärmequelle Q aus konstanter Grund¬ wassertemperatur gespeist wird; wesentlich ist hierbei die Tatsache, daß auch dann bei fast gleicher Effekti- vität im Gesamtprozeß der. Kompressor mit gleich hoher Temperaturspreizung zwischen Wärmeaufnahme- und -abga- betemperatur betrieben werden kann. Markttechnisch ge¬ sehen ist bei monovalentem Betrieb ein vollwertiger Ersatz für Heizwärmeerzeuger mit höheren Vorlauftem- peraturen möglich. Weiter wird durch die vorerwähnte Mehrstufigkeit im Strahlpumpenbereich der erforderliche Exergiebedarf aus dem heißen Kondensat praktisch hal¬ biert, was bei Heißflüssigkeitsstrahlpumpen bzw. auch Dampfejektoren den Vorteil hat, in günstigster Druck- stufung bei höchstmöglicher Effektivität Pumparbeit zu leisten und dabei unter Freisetzung und Rückführung von Wärme mit einer Temperatur über der von Q liegend, die Entnahmemenge von Wärme aus QQ gegenüber bekannten Ver- fahren und den dazu erforderlichen Gerätekomponenten erheblich zu reduzieren.
Vorzugsweise ist vorgesehen, daß die Entspannungsdüse der Heißflüssigkeitsstrahlpumpe den Flüssigkeitsstrahl in mehrere Einzelstrahlen zerlegt, deren Winkellage zur Düsenmitte in Strahlrichtung gesehen eine tangentiale und eine radial nach innen weisende Komponente aufweist.
Die mehrstrahlige Entspannungsdüse für die Heißflüssig¬ keitsstrahlpumpe macht es möglich, auch bei intermit¬ tierender Betriebsweise durch Anpassung von Anzahl und Größe der einzelnen Strahlerkanäle an das in der Anlage vorgegebene Druσkniveau in Grenzen die sich einstellen- de DampfÜberschußbildung so zu beeinflussen, daß die Restfeuchte in den Dampfflüssigkeitsgemischen der Zy¬ klone nur noch einen geringen Prozentsatz aufweist und zum anderen die bei Strahlern oft auftretenden Stoßver¬ luste kaum auftreten.
Der dem Verdichter zugeführte Dampf kann durch die über- hitzungswärme des Arbeitsmittels getrocknet werden. Der Teilprozeßablauf im Naßdampfbereich macht die Aus¬ treibung der Restfeuchte erforderlich, so daß im Wärme- tausch mit Heißgas aus der überhitzungswärme des Kom¬ pressors der noch gering feuchte Arbeitsmittelnaßdampf¬ strom in leicht überhitzten Dampf überführt wird.
Eine Weiterbildung der Erfindung sieht vor, daß die Temperaturbandbreitenregelung durch Veränderung der IntervallZeiten bei der Beaufschlagung der Heißflüssig- keitsstrahlerstufen mit Kondensat erfolgt. Außer den wie vor gezeigten Teilprozeßabläufen macht diese Verfahrenskonzeption des weiteren bei Änderung der Wärmeentnahmetemperatur aus Q hier eine Tempera¬ turbandbreitenanpassung durch Umschichten von Zyklon- kondensat mittels Regelventil unter Veränderung der Druckstufung in den Zyklonen der Heißflüssigkeitsstrah- lerstufen möglich, indem über unterschiedliche Inter¬ vallzeiten bei der Beaufschlagung der Heißflüssigkeits- strahlerstufen mit heißem Kondensat dieses in unglei- eher Arbeitsstoffmenge als Zyklonkondensat in die je¬ weils betroffene Stufe eingebracht wird.
Als ein nicht zu unterschätzender Vorteil bei dem be¬ schriebenen Verfahren ist beim Betrieb des Kompressors auch zu beachten, daß dieser unabhängig von der jewei¬ ligen Temperatur um Q ungeregelt immer im maximalen Leistungsspektrum der Kompressionswärmepumpe gefahren werden kann.
Erfindungsgemäß wird durch die vorgesehene Treibstrahl¬ düsenausbildung der Mehrstrahldüse ein Strahler ge¬ schaffen, bei dem zur Erzielung optimaler nahezu sto߬ freier Entspannung des Arbeitsmediums ein trichterför¬ miger Düsenkegel vorgesehen ist und zentripetal ab- fließende Einzelstrahlen des Arbeitsmittels gebildet werden, wird. Der Düsenkegel weist Düsenkanäle auf, die in der Draufsicht in Form eines spiralig verlaufenden hyperbolischen Kurvenzugs entsprechend der nachfolgen¬ den Beziehung
J . » - 1 angeordnet sind. Der Verlauf der Düsenkanäle im Düsen¬ kegel ist sowohl tangential und radial nach innen geneigt. Die tangentiale Neigung erstreckt sich in Richtung der sich verengenden spiralförmigen Anordnung der Düsenkanäle. Auf Grund der Neigung in Tangential- richtung ergibt sich im weiteren Verlauf des abfließen- den Düsenstrahls eine Verdrehung der Einzelstrahlen in einer zur Strahlrichtung orthogonalen Ebene um einen der Neigung aus der Senkrechten entsprechenden Winkel.
Im folgenden wird unter Bezugnahme auf die Zeichnungen ein Ausführungsbeispiel der Erfindung näher erläutert.
Es zeigen
Fig. 1 ein modifiziertes h,log p-Diagramm Fig. 2a ein prinzipielles Funktionsschema,
Fig. 2b ein Funktionsschema der Kondensatverteilung in Zyklonen bei Winterbetrieb, Fig. 2c ein Funktionsschema der Kondensatverteilung in den Zyklonen bei Sommerbetrieb, Fig. 3 ein Heißflüssigkeitsstrahler für optimale
Verdichtung und DampfÜberschußbildung, Fig. 4a ein Ausführungsbeispiel einer optimierten
Mehrstrahldüse, Fig. 4b Schnitt entlang der Linie A-A, und Fig. 4c Schnitt entlang der Linie B-B.
Im folgenden wird erläutert, wie die verfahrensmäßig mehrstufig erzielte Effektivitätssteigerung gegenüber einstufig betriebenen Kompressionspumpen bei partieller Entspannung von heißem Fluid aus der motorisch angetrie¬ benen Kompressorstufe 1, mittels vorgeschalteter Heiß- flüssigkeitsstrahlerstufen 4,5 unter Freisetzung von Exergie zum Strahlpumpen im Naßdampfbereich ganz wesent¬ lich gesteigert werden kann. Beim intermittierenden wechselseitigen Beaufschlagen der Heißflüssigkeitsstrahler 4 und 5 über Ventil 3 re¬ sultieren im Strahlpumpenbereich zeitgleich Arbeits¬ mittelströme in Dampf- und Flüssigphase. Um im h,log p-Diagramm die somit zusätzlich im Strahlpumpenbereich vermehrten Massenströme nachweisen zu können, wurde letzteres in der Fig. 1 als modifiziertes h,log p-Dia¬ gramm gezeichnet, und u.a. die Richtungsbezogenheit von Dampf und Fluid durch weniger stark ausgezogene teilge¬ strichelte Linien angedeutet, so daß die kräftig ausge- zogene Linie sich auch hier auf den Durchsatz von 1 kg an Arbeitsmittel als Naßdampf entsprechend der im Dia¬ gramm festgeschriebenen Parameter beziehen.
Zur Trennung von Dampf- und Flüssigphase sind den Heiß- flüssigkeitsstrahlern 4 und 5 Zyklone 6 und 7 unter¬ schiedlicher Größe und veränderlicher Volumina zugeord¬ net, worin sich bei Betrieb eine Kumulation von Dampf- Überschuß mit Wärme von einer Temperatur ergibt, die über der Temperatur der Kaltdampfisobaren von To 1.Strahlerstufe ~~ Qo <Fi9' X> lie<-t' und wei er die Größe dieses Dampfüberschusses ganz wesentlich von der
Konstruktion und Ausbildung der Strahlerdüse abhängig ist (Fig. 3) und letztendlich aber noch eine restliche partielle Entspannung von Fluid aus den Zyklonen 6 und 7 entlang einer verkürzten Isenthalpen (Fig. 1) auf die Temperatur vorgenannter Kaltdampfisobaren T _ . . lerstufe vor9enommen wird, womit bei konstant durchzu¬ setzender Massengröße eine ausreichende Wärmeaufnahme über die Teilprozesse der Strahlerstufen bei erkennbar starker Reduzierung von dieser aus Q gegenüber der¬ jenigen aus bekanntem Vorgehen für das TQ Kompressor (= der Verdichtungsisobaren letzter Strahlerstufe Fig. 1) erzielt wird. Außer der wie vor aufgezeigten Funktion der Zyklone in den Strahlerstufen wird in diesen zudem noch mittels unterschiedlicher Fluidmassenverteilung (vergl.Fig. 2a, Ziff. 9 und Fig. 2b und 2c) die Temperaturbandbreiten- Steuerung des Strahlerstufenbereichs bei einer um Q sich verändernden Temperatur von TQ l t Strεihl&rstnfe durchgeführt.
Die mit der neuen Verfahrensweise erzielten Vorteile unter Nutzung der dafür besonders ausgelegten Düsenkon¬ struktion der Heißflüssigkeitsstrahler bestehen insbe¬ sondere darin, daß die Mehrstufigkeit der Gesamtanlage mit Strahlpumpen im Naßdampfbereich des Arbeitsmittels durch eine Kategorie von Pumpen einfachster Bauart ohne bewegliche Teile und ohne Auftreten von Kavitation mit noch vorhandener Exergie aus dem vorangegangenen Teil¬ prozeß des Arbeitsmittels als hoch effektive partielle Entspannung durchgeführt wird und die dabei im Dampf¬ überschuß als auch vom Fluid freigesetzte Wärme über äer Temperatur von der partiellen Isenthalpenentspan- nung der Kaltisobaren um Q bleibt, was zur Rückgewin¬ nung von sonst verlorener Wärme führt, wodurch über die vorgenannten Kaltdampfisobaren nur noch ein Bruchteil an Wärme von der Temperatur um Q hereingeholt werden muß, womit z.B. der Aufwand für Adsorber, Kaltwasser¬ speicher und dergleichen wesentlich verringert wird.
Außer der Einsparung von zusätzlicher Exergie für z.B. motorisch angetriebene Stufen unter beachtlich ver- größertem Bauaufwand verursachen hier beim neuen Verfahren Strahler und Zyklone nur eine geringe Auswei¬ tung von diesem, wobei zudem noch über einfache und betriebssichere Steuermechanismen die Strahlerstufen mit ihren Zyklonen in Doppelfunktion zur Temperaturband¬ breitenregelung für ein sich veränderndes T _ strah_ lerstufe ~'e~ der Warmeaufnanme um °-0 herangezogen wer¬ den und damit eine konstante Leistungsabgabe der Kom- pressorstufe im optimalen Leistungsspektrum der Maschine bei geringster Temperaturbandbreite um TQ Kompressor (= der Verdichtungsisobaren in letzter Strahlerstufe) ge¬ währleisten.
Die Betrachtung eines Arbeitszyklus im neuen Verfahren beginnt zweckmäßigerweise an Hand der Fig. 1 und Fig. 2 funktionell mit dem Austritt des flüssigen Arbeitsmit¬ tels aus dem Wärmetauscher 2 der Wärmenutzungsanlage, was in Fig. 1 dem Endpunkt der Verflüssigungsisobaren auf der linken Sättigungslinie im h,log p-Diagramm ent¬ spricht, über Wechselventil 3 wird das noch heiße Fluid sodann intermittierend durch die Heißflüssigkeitsstrah- ler 4 und 5 unter Abgabe von Pumpenenergie in die Zy¬ klone 6 und 7 zur partiellen Entspannung gebracht, da- bei wird zufließender angesaugter Kaltdampf aus o 1.Strahlerstufe "» Qo ls auch aus To 2.Strahlerstu- f , Fig. 1, unter Bildung eines DampfÜberschusses auf die Temperatur und den Druck der jeweils zugehörigen
Verdichtungsisobaren gebracht und zeitgleich die Tren- nung von Dampf- und Flüssigphase in gegenläufige Mas¬ senströme vollzogen; parallel zum ablaufenden Strahl¬ pumpen wird über Entspannungsventil 8 aus Zyklon 6 ent¬ lang der restlichen Isenthalpen Fluid eingespritzt und bei der Temperatur um QQ zur partiellen Wärmeaufnahme verdampft. Aus dem Dampfrarum von Zyklon 7 strömt dann Arbeitsmittel von noch geringer Dampf ässe (vergl.Fig. 1 gemäß rechtem Eckpunkt der Verdichtungsisobaren in letzter Strahlerstufe) in den Wärmetauscher 10 und ver- läßt diesen als gesättigter bzw. leicht trockener Dampf zur Verdichtung in Kompressor 1, um als Fluid nach Ab¬ gabe von Nutzwärme in den Wärmetauscher 2 einen neuen Zyklus zu beginnen.
Um im Ablauf der wie vor geschilderten Arbeitszyklen gemäß der Doppelfunktion der vorgeschalteten Heißflüs- sigkeitsstrahlergruppe und deren Zyklone bei der Wärme¬ aufnahme um Q zeitgleich zu einer Temperaturbandbrei- tenregelung zu kommen, wird in den Zyklonen bei einem sich ändernden TQ 1#strahlθrstufe der volumenbedingte Fluidmassenanteil entsprechend seiner temperaturabhän¬ gigen Größe zum einen in der Art und Weise verändert, daß über ein steuerbares Fluidventil 9 aus dem Zyklon mit höherem Druck Fluid in den mit niedrigerem Druck und größerem Volumen eingelassen wird; zum anderen bei erforderlicher Umschichtung von Fluid in umgekehrter oder auch in gleicher Richtung, je nach Höhe der Tem¬ peratur um Q , diese auch über ein unterschiedliches Zeitintervall der Heißfluidzuführung mittels Wechsel¬ ventil 3 in die Strahler und Ausgang über das Ent¬ spannungsorgan 8 erreicht wird. Beide Steuerungsvor¬ gänge erlauben es, unter Veränderung optimal festge¬ legter, sich überschneidender Temperaturbandbreite der einzelnen Strahlerstufe diese so zu verändern, daß z.B. eine Wärmeentnahme aus Q im Hochsommer über Absorber und Kaltwasserspeicher bei einer mittleren Maximal¬ temperatur um 14 βC einen Fluidpegel in den volumen¬ verschiedenen Zyklonen verursachen würde, wie das aus der Fig. 2c zu ersehen ist, wobei die Dampf olumina V1* * , V." annähernd gleich sind und damit einstufig bis zum TQ Kompressor gefahren wird, während die Fig. 2b eine Fluidmassenverteilung zeigt, die einem zwei- stufigen Betrieb mit optimaler Bandbreite der einzelnen
S Sttrraahhlleerrssttuuffee bbeeii eeiinneemm TToo vvoonn uunntter 0 ' C aus der Wärme- quelle QQ entspricht (Vχ• • =}= "2")
Das Oberteil der Mischdüse 12 mit der Länge L1 wird bezüglich deren Verjüngung im Übergang zum Halsdurch¬ messer an dieser Stelle so bemessen, daß funktionell im Betrieb die hier peripheren Einzelstrahlen aus der Mehrstrahldüse im engsten Querschnitt (B-B) in etwa die gleiche Kreisfläche abdecken wie dieser Querschnitt, ohne daß Verwirbelungen auftreten. Die Länge L_ des Mischerdüsenhalses wird entsprechend dem Druckverhalten des Arbeitsmittels im Bereich festgelegter Betriebs¬ parameter durch empirisch zu ermittelnde Meßwerte opti- miert. Außerdem erzeugen die aus der spiralig, vornehm¬ lich in der peripheren Randzone der Mischstrahldüse eingebrachten Düsenkanäle im Kernbereich der Mischer¬ düse über die Länge L1 eine Zone C mit starkem Druck¬ gefälle. Dieses Druckgefälle führt eine intensive Saug- Wirkung auf den zu verdichtenden Kaltdampf in der Art und Weise herbei, daß letzterem zwischen den mit Drall abfließenden Einzelstrahlen hoher kinetischer Energie strömungstechnisch eine fast parallel verlaufende Se¬ kundärströmung unter intensiver Beschleunigung aufge- zwungen wird. Dies führt unter anderem nach Passieren des Mischerdüsenhalses mit der Länge L_ im nachfolgen¬ den Diffusor zu einer sehr effektiven Verdichtung.
Die Entspannungsdüse besteht aus einer Mehrstrahldüse 12, deren Düsenkanäle 16 tangential und radial nach innen geneigt sind, wobei die Eintrittsöffnungen 18 der Düsenkanäle 16 in der inneren konischen Mantelfläche 24 der Mehrstrahldüse 12 angeordnet sind. Die Düsenkanäle 16 enden in Austrittsöffnungen 19 in der äußeren Man- telflache der Mehrstrahldüse 12, deren Ansicht in Fig. 4b gezeigt ist. Die Eintrittsöffnungen 18 und Aus¬ trittsöffnungen 19 der Düsenkanäle 16 sind in der Draufsicht spiralförmig im peripheren Bereich der Mehrstrahldüse 12 angeordnet, wobei die tangentiale Neigung der Düsenkanäle 16 in Richtung der sich ver¬ engenden spiralförmig angeordneten Eintrittsöffnungen 18 verläuft. Die Mehrstrahldüse 12 weist einen zur Düseneintrittsöffnung 22 vorstehenden Innenkegel 20 in dem von Düsenkanälen 16 freien Bereich auf. Der Innen- kegel 20 kann exzentrisch angeordnet sein und eine spiralförmige Strömung des in die Eintrittsöffnungen 18 eintretenden Kondensats induzieren.
Wesentlich ist dabei, daß die Düsenkanäle 16 einerseits zur Düsenachse bzw. zur Strahlachse hin und andererseits in einer Tangentialebene zur kreis- oder spiralförmigen Anordnung der Düsenkanäle 16 aus der Parallelen zur Strahlachse weg geneigt sind.
Bei spiralförmiger Anordnung der Düsenkanäle 16 in der Mehrstrahldüse 12 erfolgt die Neigung in der Tangential¬ ebene bevorzugt in Richtung der sich verengenden Spira¬ le.
Außer den zuvor genannten Vorteilen beeinflußt die Größe und Anzahl der spiralförmig eingebrachten Düsenkanäle die Dampfausbeute, wobei in Abhängigkeit vom äußeren Strahlumfang, bedingt durch den gewählten Düsenkanal- durchmesser, entsprechend dem spezifischen Dampfzustand des Arbeitsmittels im Zyklon eine Vielzahl kleiner Boh¬ rungen gegenüber einer geringen Anzahl größerer Bohrun¬ gen eine wesentlich größere Dampfausbeute liefert. Der DampfÜberschuß resultiert aus der wirksam werdenden flüssigen Kondensatoberfläche in der Mischerdüse, was eine gezielte Optimierung der Druckstufen im Strahlpum¬ penbereich ermöglicht (s. Fig.l).
Zur weiteren Verdeutlichung der Vorteile des neuen Ver¬ fahrens wird nachstehend ein Arbeitszyklus beschrieben, begonnen wird dabei hier mit dem Austritt des Konden¬ sats aus dem Wärmetauscher 2 der Kompressionswärmepumpe, was dem Endpunkt der Verflüssigungsisobaren auf der linken Sättigungslinie im h,log p-Diagramm (Fig.l) ent¬ spricht. Über das Wechselventil 3 wird das noch heiße Kondensat sodann intermittierend durch die Heißflüs- sigkeitsstrahler 4,5 unter Abgabe von Pumpenenergie in die Zyklone 6,7 zur partiellen Entspannung gebracht, dabei wird zufließender, angesaugter Kaltdampf aus
To 1.Strahlerstufe m Qo als auch us To 2.Strahler- stufe unter Bil ung eines Dampfüberschusses auf die
Temperatur und den Druck der jeweils zugehörigen Ver- dichtungsisobaren gebracht. Zeitgleich wird die Tren¬ nung von Dampf- und Flüssigphase in gegenläufige Mas¬ senströme vollzogen; parallel zum ablaufenden Strahl¬ pumpen wird über das Entspannungsorgan aus dem Zyklon 6 entlang der restlichen Isenthalpen Kondensat einge- spritzt und bei der Temperatur um Q zur partiellen Wärmeaufnahme verdampft. Aus dem Dampfräum von Zyklon 7 höheren Druckes strömt dann Arbeitsmittel von noch ge¬ ringer Dampfnässe gemäß rechtem Eckpunkt der Verdich¬ tungsisobaren in letzter Strahlerstufe in den Wärme- tauscher 10 und verläßt diesen als gesättigter bzw. leicht trockener Dampf zur Verdichtung in Kompressor 1, um als Kondensat nach Abgabe von Nutzwärme über den Wärmetauscher 10 einen neuen Zyklus zu beginnen.

Claims

Patentansprüche
1. Verfahren zum Betreiben einer Kompressionswärme¬ pumpe mit Verdampfer, Verdichter, Kondensator und Heißflüssigkeitsstrahlpumpe als Entspannungsein¬ richtung für das kondensierte Kältemittel, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t , daß zwei Heißflüssigkeitsstrahlpumpen vorge¬ sehen sind, die intermittierend mit dem Kon¬ densat beaufschlagt werden, daß die beiden entstehenden Dampf-Flüssig¬ keitsgemische auf unterschiedlichen Drücken gehalten werden, daß der Dampf-Anteil des Dampf-Flüssigkeits¬ gemisches mit dem höheren Druck der Saugseite des Verdichters zugeführt wird und der Dampf¬ anteil des Dampf-Flüssigkeitsgemisches mit dem niedrigeren Druck der Heißflüssigkeits¬ strahlpumpe mit dem höheren Druck zugeführt wird, daß der Flüssigkeitsanteil des Dampf-Flüssig¬ keitsgemisches mit dem höheren Druck in den Flüssigkeitsanteil des Dampf-Flüssigkeits¬ gemisches mit dem niedrigeren Druck eingelei¬ tet wird, daß der Flüssigkeitsanteil des Dampf-Flüssig- keitsge isches mit dem niedrigeren Druck über eine isenthalpe Entspannung dem Verdampfer zugeführt wird und der entstehende Dampf in die Heißflüssigkeitsstrahlpumpe mit dem nie¬ drigeren Druck geführt wird. 2. Verfahren nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß der Flüssigkeitsstrahl mit der Entspannungs¬ düse der Heißflüssigkeitsstrahlpumpe in mehrere Einzelstrahlen zerlegt wird, deren Winkellage zur Drallerteilung mit zentripetaler Bündelung des FlüssigkeitsStrahls zur Düsenachse in Strahlrich¬ tung gesehen eine tangentiale und eine radial nach innen weisende Komponente aufweist.
3. Verfahren nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, daß der Flüssigkeitsstrahl von spiralförmig ange¬ ordneten Einzelstrahlen gebildet und gebündelt wird.
4. Verfahren nach einem der Ansprüche 1 bis 3, da¬ durch gekennzeichnet, daß der dem Verdichter zu¬ geführte Dampf durch die überhitzungswärme des Arbeitsmittels getrocknet wird.
5. Verfahren nach einem der Ansprüche 1 bis 4, da¬ durch gekennzeichnet, daß die Temperaturbandbrei¬ tenregelung durch Veränderung der Intervallzeiten bei der Beaufschlagung der Heißflüssigkeitsstrah- lerstufen mit Kondensat erfolgt.
6. Kompressionswärmepumpe mit einem Verdampfer, einem Verdichter (1), einem Kondensator (2) und einer Heißflüssigkeitsstrahlpumpe (4,5) als Entspannungs¬ einrichtung für das kondensierte Kältemittel, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t , daß die Entspannungsdüse der Heißflüssigkeits¬ strahlpumpe (4,5) den Flüssigkeitsstrahl (14,14') in mehrere Einzelstrahlen zerlegt, deren Winkellage zur Düsenachse in Strahlrichtung gesehen eine tangentiale und eine radial nach innen weisende Komponente aufweist.
7. Kompressionswärmepumpe nach Anspruch 6, dadurch gekennzeichnet, daß die Entspannungsdüse aus einer Mehrstrahldüse (12) besteht, deren Düsenkanäle
(16) tangential und radial nach innen geneigt sind.
8. Kompressionswärmepumpe nach Anspruch 7, dadurch gekennzeichnet, daß die Eintrittsöffnungen (18) der Düsenkanäle (16) in der inneren konischen Man¬ telfläche (24) der Mehrstrahldüse (12) angeordnet sind.
9. Kompressionswärmepumpe nach Anspruch 7 oder 8, dadurch gekennzeichnet, daß die Eintrittsöffnungen (18) der Düsenkanäle (16) in der Draufsicht spi¬ ralförmig im peripheren Bereich der Mehrstrahldüse (12) angeordnet sind.
10. Kompressionswärmepumpe nach Anspruch 9, dadurch gekennzeichnet, daß die tangentiale Neigung der Düsenkanäle (16) in Richtung der sich verengenden spiralförmig angeordneten Eintrittsöffnungen (18) verläuft.
11. Kompressionswärmepumpe nach Anspruch 8 bis 10, dadurch gekennzeichnet, daß die Mehrstrahldüse
(12) einen zur Düseneintrittsöffnung (22) vorste¬ henden Innenkegel (20) in dem von Düsenkanälen
(16) freien Bereich aufweist. 12. Kompressionswärmepumpe nach Anspruch 11, dadurch gekennzeichnet, daß der Innenkegel (20) exzen¬ trisch angeordnet ist, und eine spiralförmige Strömung des in die Eintrittsöffnungen (18) eintretenden Kondensats induziert.
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