WO2005066555A2 - Thermische kältemaschine oder wärmepumpe - Google Patents

Thermische kältemaschine oder wärmepumpe Download PDF

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WO2005066555A2
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    • Y02B30/62—Absorption based systems

Definitions

  • the invention relates to a thermal refrigerator or heat pump with partial reuse of waste heat, comprising an evaporator, which is preferably thermally coupled to a first heat exchanger, a condenser, which is preferably thermally coupled to a second heat exchanger.
  • chillers Because of the scarcity of fossil fuels, it has long been attempted to operate chillers by means of low-temperature heat, in particular by the heat of thermal solar collectors. Most of these machines are based on the principle of absorption or adsorption, where a liquid refrigerant generates cold by evaporation. The subsequent liquefaction by condensation takes place at a higher pressure than the evaporation. In order to increase the pressure, the gas formed during the evaporation is bound to an absorbing or adsorbing auxiliary medium at low pressure in a first step, heat being released, which is dissipated.
  • the absorbent or adsorbent loaded with refrigerant is separated from the evaporator pressure and heat is supplied at a higher temperature, whereby refrigerant vapor is expelled at a higher pressure so that it can condense.
  • mechanical compression of the steam can be avoided, which is desirable since mechanical performance is tied to high-quality and therefore expensive energy sources.
  • the required heating temperature should be as low as possible and the efficiency, expressed by the coefficient of heat, that is the quotient of cooling capacity divided by heating capacity, should be as high as possible.
  • Reuse of waste heat in thermal chillers is problematic because the waste heat is generated at temperatures just above the ambient temperature, while the heating temperature is significantly higher.
  • the aim of the present invention is therefore to provide a refrigeration machine which, on the one hand, works with a low heating temperature and, on the other hand, is said to have maximum efficiency through the partial reuse of its own waste heat.
  • the construction of the machine should be simple and space-saving in order to enable cheap mass production.
  • a pressure increasing unit containing the liquid adsorbent or absorbent and through which the refrigerant flows is provided, which connects the evaporator to the condenser and is formed by a container of any shape, which pressure-increasing unit is thermally coupled to a third heat exchanger through which a gaseous or liquid heat transfer medium flows, which is moved alternately through a heated and a cooled area.
  • the back and forth movement of the medium ensures a uniform temperature and solution concentration gradient along the pressure increasing unit, which is pushed back and forth synchronously with the temperature control medium along the longitudinal axis of the pressure increasing unit.
  • there is an equal pressure along the entire pressure increasing unit at any given moment which increases uniformly when the temperature gradient is pushed forward from the hot to the cold zone, but decreases uniformly when the temperature gradient is pushed back from the cold to the hot zone. It is important that there is no steep temperature flank so that the refrigerant concentration along the pressure booster unit increases evenly from the hot to the cold zone.
  • the temperature control medium cools down at all points during the movement from the hotter to the colder side of the pressure booster unit (while the temperature gradient itself is maintained), the energy released being used to drive off the refrigerant vapor.
  • the temperature control medium heats up again at all points during its movement from the colder to the hotter side of the pressure booster unit (while maintaining the temperature gradient itself), so that a large part of the absorption heat is Expulsion of refrigerant can be used again.
  • the heated area is on the side of the pressure booster unit, where it adjoins the evaporator, while the cooled area is on the side of the pressure booster unit, where it adjoins the condenser.
  • the expelled refrigerant vapor passes over a relatively cool solution which is very strongly enriched with refrigerant before it passes into the condenser. If the absorbent is volatile, its vapor is largely retained under such conditions and rectification of the refrigerant vapor may not be necessary.
  • shut-off means enable a clocked flow of the refrigerant from the evaporator via the pressure booster unit to the condenser and from there back to the evaporator.
  • the pressure increase unit is divided into two or more pressure increase sections, which are separated from one another by fourth shut-off means, preferably check valves.
  • the first shut-off means is advantageously arranged
  • Check valve electrically controlled solenoid valve with a suitable sensor or a valve controlled by a central control system.
  • Refrigerant vapor flows back into the evaporator and condenses there, causing the
  • the second shut-off means is arranged between the pressure increasing unit and the condenser, advantageously a check valve, electrically controlled
  • Solenoid valve with a suitable sensor or one controlled by a central control system Solenoid valve with a suitable sensor or one controlled by a central control system
  • Shut-off means is arranged, advantageously a float valve, electrically controlled
  • Solenoid valve with a suitable sensor or one controlled by a central control system Solenoid valve with a suitable sensor or one controlled by a central control system
  • Valve This prevents refrigerant vapor from entering the evaporator before condensing, which would reduce efficiency.
  • a main heat accumulator is arranged between the heated area of the heat transfer medium and the third heat exchanger.
  • This main heat store ensures that when the direction of flow changes
  • Tempering medium the pressure increasing unit is not suddenly heated or cooled, but only gradually. This is very important for the formation of an even one
  • Rectifier and condenser a rectifier is arranged.
  • Pressure increasing unit is designed in the form of a pipe coil or pipe spiral, a fourth shut-off means, preferably a, in each turn, if appropriate
  • Heat transfer medium in one piece extends over all pressure increase sections.
  • a plurality of pressure booster units connected in parallel are provided, which are provided by only a third
  • Heat exchangers are heated or cooled with heat transfer medium, for which there is only one evaporator, one condenser, at most one main heat accumulator and only one rectifier. This allows simple, inexpensive construction for larger machines.
  • Heat transfer medium forms a self-contained circuit, the direction of flow changes in periodic time intervals and the parallel ones
  • Pressure booster units are arranged in two groups, so that one of the two groups is always heated while the other is cooled.
  • the cooling is not intermittent but continuous.
  • heat losses due to air contact in the tempering medium containers can be avoided
  • the invention is designed as a heat pump, in which heat is supplied to the first heat exchanger of the evaporator at ambient temperature, while the waste heat from the heat exchanger of the cooled area is supplied to one
  • Pressure booster unit of any shape two areas or two heat exchangers of different temperatures are provided, a heated area and a cooled
  • Refrigerant vapor guaranteed.
  • the solution must oscillate so that the gas pressure in the pressure booster unit varies and steam is pumped as a result.
  • Pressure increasing units are connected in series, which are separated from one another by shut-off means, preferably check valves.
  • the solutions can be moved simultaneously in successive pressure-increasing units such that if the solution in one unit is currently in the heated area, the solution in the subsequent unit is in the cooled area there and vice versa.
  • the refrigeration machine or heat pump can be designed such that the heat transfer medium flows through the heated areas of the individual pressure-increasing units in any order, starting from a heated heat exchanger, then passes through a cooled area and finally through the cooled areas of the individual pressure-increasing units in any order Starting point, the heated heat exchanger, flows back.
  • the temperature control medium loses heat and temperature in every heated (expelling) heat exchanger.
  • the end temperature of the temperature control medium is only slightly above the recooling temperature. After recooling, the temperature control medium absorbs heat and thus temperature in all cooled (absorbent) heat exchangers. With an optimal design, the end temperature of the temperature control medium is only slightly below the heating temperature. This means that only amounts of heat are converted for heating as well as for recooling, which are small compared to the total absorption heat or the (almost as large) expulsion heat, which in other words corresponds to a very good efficiency.
  • the pressure booster unit for a refrigeration machine or heat pump can be configured in a continuation of the invention as an annular closed system of a heated area or heat exchanger, first solution tank, cooled area or heat exchanger and a second solution tank, and a device for moving the Solution, wherein the heat exchangers can be of any type and can be connected by a pressure compensation tube, the solution containers can be of any shape and the device for moving the solution either mechanically, preferably by a pump with a motor, or thermodynamically, by the evaporation of refrigerant, preferably by means of a bubble pump, in such a way that in a partial phase of a cooling cycle solution from the first Solution tank runs through the cooled area or heat exchanger into the second solution tank and in the other sub-phase of this cooling cycle the solution runs from the second solution tank through the heated area or heat exchanger to the first solution tank.
  • the cycle time can be made as long as required by the solution containers. Since there is always a loss due to mixing when switching the flow direction of the heat transfer medium, a large cycle time is advantageous.
  • the first solution container for a refrigeration machine or heat pump according to one of claims 3 to 18 can be designed in a special embodiment of the invention in such a way that it has an inflow from the heated heat exchanger, the opening of which inside the container into an upwardly open shell or pipe bend leads, which is covered by another downwardly open shell or pipe bend, whereby when the container is filled with solution, a gas bubble forms between these two bowls or pipe bends, which cannot pull off automatically as long as the container is filled with solution, and that in addition, a liquid siphon in the form of an upward and then downwardly bent tube begins at the lower end of the container, the apex of which lies above the liquid level when the container is filled with solution and the other end of which opens into the cooled heat exchanger underneath. This prevents the absorption from starting before the expulsion process has ended without external control elements.
  • the first solution container can be designed in such a way that a pressure compensation tube leads through this solution container, but there is still a small opening in the solution container at the top or side of this tube, the diameter of which is significantly smaller than the diameter of the lifting tube and the lower end of which is in the cooled heat exchanger opens.
  • the absorption process is started without external control elements as soon as the expulsion process has ended.
  • the second solution container for a refrigeration machine or heat pump according to one of claims 3 to 18 can in particular be designed such that a liquid siphon in the form of a pipe which strives upwards and is then bent downwards begins at the lower end of the container, the apex of which is above the liquid level lies when the container is filled with solution and its other lower end has a tube extension and then into the device for moving the
  • Pressure equalization pipe leads through this solution container, but there is still a small opening in the solution container at the top or side of this tube, the diameter of which is significantly smaller than the diameter of the lifting tube and its lower end into the
  • Invention can be provided that they each have their own filler neck for evacuating the
  • the throttle is simpler and cheaper than regulated shut-off devices.
  • Gas separator is pressed or from the gas separator in the degassed state by the
  • Heat exchanger is sucked in because the pump vessel in the form of a heat exchanger with the
  • Heat transfer medium is executed, the secondary side with the pump vessel side
  • connection of the heat transfer medium of the common heat exchanger is connected and thereby its temperature also changes twice per cycle, the direction of the heat transfer medium flow reversing at the same moments in successive stages, so that one stage alternates in turn
  • the invention can in particular be designed in such a way that the refrigerant alternates from the pumping vessel through the heat exchanger and a check valve in each stage
  • Gas separator can be pressed or from the gas separator in the outgassed state to reduce pressure through a throttle and then through the heat exchanger.
  • the refrigerant vapor flowing from the gas separator to the next stage or to the condenser passes through a rectifier which is led from the hotter to the cooler side through the heat exchanger, the condensate formed being returned to the respective solution container via a throttle to be led.
  • Refrigerant is fed through a line provided with pores or injection nozzles to the side of the heat exchanger carrying the absorbent solution at several points along its path through an absorption heat exchanger.
  • Embodiments are shown, described in more detail. It shows:
  • Fig. 1 is a schematic representation of the basic shape of the refrigerator or heat pump according to the invention with an evaporator, a condenser and one of one
  • FIG. 2 shows a refrigeration machine or heat pump according to FIG. 1 with a pressure booster unit divided into subsections
  • FIG. 3 shows a special embodiment of a refrigerator or heat pump according to FIG.
  • Fig. 4 is a refrigerator or heat pump with parallel
  • Fig. 5 shows a refrigerator or heat pump according to Fig. 4 with the closed
  • FIG. 6a represents the first part of a cycle and FIG. 6b the second
  • FIGS. 6a and 6b show another embodiment of a refrigerator or heat pump according to FIGS. 6a and 6b
  • FIG. 8a represents the first part of a cycle and FIG. 8b the second
  • Fig. 10 shows a pressure booster unit with a bubble pump and with automatic
  • 12a and 12b are a diagram of a two-stage refrigerator or heat pump with a continuous refrigerant flow and with intermittent cycles, representation of the two
  • FIG. 13 shows an exemplary embodiment of a two-stage refrigerator or heat pump with a continuous refrigerant flow and with intermittent cycles.
  • reference numerals are used as follows:
  • Bubble pump 1 to 35 pressure increase sections level 1 to 5 1 w to 34w heat exchanger of the pressure increase sections for levels 1 to 4 1 1. Between heat accumulator 2 2. Intermediate heat accumulator 3 3. Intermediate heat accumulator 81 rectifier, 1st stage
  • 31a to 34a hot zones of the pressure increase sections, stages 1 to 4, 31b to 34b: cold zones of the pressure increase sections, levels 1 to 4,
  • VK second shut-off device between pressure booster unit and condenser
  • FIG. 1 shows a schematic representation of the basic form of the refrigeration machine or heat pump according to the invention with an evaporator 1 of any shape, to which the heat consumed in the evaporation can be supplied as cooling power via a gaseous or liquid medium by means of a suitable first heat exchanger lw.
  • This machine also has a condenser 2 of any shape, from which the heat generated can be taken off via a gaseous or liquid medium by means of a suitable second heat exchanger 2w.
  • the pressure increase unit 3 is positioned between the outlet of the evaporator 1 and the inlet of the condenser 2 and is in contact with the heat transfer medium via a suitable third heat exchanger 3w.
  • the evaporator 1 is positioned in the room in such a way that the resulting steam is at its top End collects where the evaporator 1 is connected to the hotter end of the pressure increasing unit 3 via a first shut-off means VO.
  • the condenser 2 is connected to the pressure-increasing unit 3 via a second shut-off means VK and is spatially designed and oriented such that the condensed refrigerant enters the evaporator 1 through a third shut-off means D1 due to the force of gravity and due to the overpressure prevailing in the condenser 2 can.
  • Check valves, electrically controlled solenoid valves with a suitable sensor or valves controlled by a central control system are advantageous for the shut-off devices VO and VK.
  • the third shut-off means D1 is controlled according to the invention in such a way that it only opens when liquid refrigerant is already jammed at the lower outlet of the condenser 2.
  • the third shut-off device D1 is advantageously a float valve or an electrically controlled solenoid valve with a suitable sensor or a valve controlled via a central control system, but can also be designed as a throttle.
  • the heat transfer medium WT is connected via a line 4 to a heated area 5 and a cooled area 6.
  • a main heat accumulator 7 is installed, which should be a body of any shape made of a good heat-conducting material and a large contact surface with the heat transfer medium, which is thermally insulated from the outside.
  • FIG. 2 shows a machine with an analogous structure to that of FIG. 1, but with a pressure increasing unit which is divided into several pressure increasing sections 31 to 34.
  • the heat exchanger of the pressure booster unit is also divided into heat exchanger sections 31w to 34w.
  • the heat exchanger sections 31w to 34w of the pressure increasing unit are separated from one another by fourth shut-off means VI to V3.
  • Check valves, electrically controlled solenoid valves with a suitable sensor or valves controlled via a central control system are advantageous for such fourth shut-off means VI to V3.
  • intermediate heat stores 71 to 73 are installed in the connecting line 4 between the individual heat exchanger sections 31w to 34w of the pressure increasing sections 31 to 34.
  • FIG. 3 shows a machine that represents a special, simplified design of the version from FIG. 2, which will be used advantageously when the absorption medium is liquid.
  • the third heat exchanger 3w or the heat transfer medium of the pressure increasing unit is drawn over the partial sections of the pressure increasing sections 31 to 35 accommodated in a serpentine or spiral bent tube.
  • the fourth Shut-off means VI to V5, which separate these pressure-increasing sections 31 to 35, are check valves according to the invention in this version, which are also installed in the serpentine or spiral tube, advantageously in front of a lower apex - as seen in the direction of flow of the refrigerant.
  • the solution of absorption medium and refrigerant then stalls behind the fourth shut-off means VI to V4, while a gas bubble forms above the solution, which extends to the next fourth shut-off means V2 to V5.
  • a rectifier 8 is installed between the last section V5 of the pressure booster unit before the condenser 2 and the condenser 2 itself, which is intended to retain absorption vapor.
  • the condensate from the rectifier 8 collects in a container 10 located underneath, from where it can be returned via the condensate line 11 to the first pressure increasing section VI as soon as the fifth shut-off means D2 between the rectifier 8 and the first pressure increasing section VI is open.
  • the fifth shut-off device D2 can be a valve that is controlled manually or via a central control system.
  • the fifth shut-off device D2 can, however, also have the form of a throttle which is very weakly opened at all times.
  • FIG. 4 shows a machine with two pressure increasing units 3 connected in parallel. It is advantageous if the first shut-off device VO and the second shut-off device VK are also doubled. In an analogous manner, further pressure increase units 3 can be connected in parallel.
  • FIG. 5 shows a machine with a closed heat transfer medium circuit.
  • the structure is analogous to that of the version in Fig. 4, with the difference that the connection line 4 must be laid through the closed heat transfer medium circuit so that the heat transfer medium flows from the viewer's perspective in the upper heat exchanger 3wa from left to right if it flows from right to left in the lower heat exchanger 3wb. Conversely, from the perspective of the viewer, it must flow from right to left in the upper heat exchanger 3wa if it flows from left to right in the lower heat exchanger 3wb. Since a separate temperature gradient must be formed for both the upper heat exchanger 3wa and for the lower heat exchanger 3wb, each of the two branches of the heat transfer medium circuit has its own main heat store 7a or 7b. In a real machine according to the invention, the relationships used here above, below, left and right are irrelevant, since the mutual position of the parallel ones Pressure increasing units 3 in the room is of no importance for the functioning of the invention.
  • an adsorbent is used in the pressure increasing unit 3, this is applied according to the invention in a heat-conducting manner on the partition to the heat transfer medium, wherein a continuous channel or cavity remains free inside the pressure increasing unit 3 for the refrigerant flowing from the evaporator 1 to the condenser 2.
  • a liquid absorbent is used in the pressure increasing unit 3, this is separated according to the invention by the shape of the pressure increasing unit or by suitable internals in cells which are permeable to the refrigerant but not to the absorbent. This is preferably done by lining the partition to the heat transfer medium with a porous material that is impregnated with the absorbent in the interior of the pressure increasing unit.
  • Another possibility according to the invention for dividing the absorbent into separate sections is to design the pressure increasing unit 3 as a spiral or serpentine tube.
  • the absorbent then collects in the downwardly curved tube sections, whereby each tube turn forms a separate cell.
  • the refrigerant can be forced through these cells in the form of gas bubbles.
  • the refrigerant concentration adapts to the local temperature in such a way that the adsorption or absorption medium is saturated with refrigerant at all points along the pressure booster unit, but at the same time there is an increase in concentration from the evaporator 1 to the condenser 2.
  • Heating the pressure increasing unit corresponds to shifting the flank of the temperature gradient from the hot to the cold side and leads to the expulsion of the ammonia along the entire pressure increasing unit.
  • a cooling of the pressure increasing unit 3 corresponds to a shift of the flank of the temperature gradient from the cold to the hot side and leads to the absorption or adsorption of new ammonia vapor along the entire length of the pressure increasing unit.
  • the direction of flow of the heat transfer medium is always switched over according to the invention when the temperature of the heat transfer medium flowing into the cooled area 6 exceeds a predetermined maximum value or when the temperature of the heat transfer medium flowing into the heated area 5 falls below a predetermined minimum value.
  • the oscillating heat transfer medium collects the heat generated during absorption, heat transfer taking place at precisely the times and at the locations of the pressure increasing unit 3 where the local temperature is higher than the temperature of the heat transfer medium.
  • the heat transfer medium moves further, it transports the absorbed heat to other points in the pressure increasing unit, where the temperature is lower and where this heat is used for the subsequent expulsion process.
  • this process only works for the portion of the heat of absorption that arises at a relatively high temperature. The rest is drained into the cooler. According to the invention, this reuse of waste heat leads to a significant increase in the coefficient of heat.
  • the direction of flow of the temperature control means in the expulsion phase goes from the hot side 5 of the pressure increasing unit 3 to the cold side 6, which corresponds to the direction from the evaporator 1 to the condenser 2.
  • the pressure of the refrigerant in the pressure increasing unit 3 rises and the shut-off means VK between the pressure increasing unit 3 and the condenser 2 opens - advantageously a check valve or an electronically controlled solenoid valve - and allows refrigerant vapor to enter it. Since heat is extracted from the condenser 2 in the usual way by air or a liquid, the refrigerant vapor liquefies in the condenser 2.
  • the shut-off medium D1 between Condenser 2 and evaporator 1 - advantageously a float valve, an electronically controlled solenoid valve or a throttle - only allows liquid refrigerant but no steam to flow into the evaporator 1. This flow takes place independently, since there is always a higher pressure in the condenser 2 than in the evaporator 1.
  • the shut-off means VO between the evaporator 1 and the pressure increasing unit 3 - advantageously a check valve or an electronically controlled solenoid valve - opens, refrigerant vapor flows from the evaporator 1 into the pressure increasing unit 3, while liquid refrigerant evaporates in the evaporator 1 and cools it. At the same time, the absorption or adsorption process takes place in the pressure increasing unit 3. If the refrigeration machine is to reach very low cooling temperatures, the pressure difference between evaporator 1 and condenser 2 becomes correspondingly greater. At low heating temperatures, this can mean that the difference between the minimum and maximum temperature of the heat transfer medium is no longer sufficient to bridge the pressure difference.
  • the pressure-increasing unit 3 it is therefore advantageous to divide the pressure-increasing unit 3 into a plurality of subsections 31 to 35, which are separated from one another by shut-off means VI to V5 — advantageously check valves or electronically controlled solenoid valves (see FIG. 2).
  • the pressure difference between the evaporator 1 and the condenser 2 is broken down into smaller pressure intervals and, in addition to the temperature gradient of the pressure increasing unit 3, a pressure gradient is created in accordance with the invention such that the lowest pressure prevails in the section facing the evaporator 1 while the highest pressure in that Section prevails which faces the capacitor 2.
  • a steeper temperature gradient of the temperature control agent enables a lower cooling temperature, but at the same time the heat coefficient of the refrigerator deteriorates.
  • main heat store 7 should be a body of any shape made of a good heat-conducting material and a large contact surface with the heat transfer medium heat is insulated from the outside.
  • Absorbents from refrigeration machines can be liquid and also volatile. According to the invention, it is then advantageous to switch on a rectifier 8 between the pressure-increasing unit 3 and the condenser 2, in the manner which is customary in distillation apparatuses, in order to prevent evaporated absorbent from penetrating into the condenser 2 (see FIG. 3). Condensed absorbent should be returned to the pressure increasing unit 3. According to the invention, this can be accomplished by emptying the condensate from the rectifier 8 into the pressure-increasing unit 3 - or, if this is divided into subsections 31 to 34 - into the first subsection 31 seen from the evaporator 1 at certain useful time intervals.
  • Another solution to this problem according to the invention consists in continuously allowing a very small flow of the condensate from the rectifier 8 to the first section 31 of the pressure increasing unit by means of a throttle D2.
  • refrigerators with greater output can then be built such that there are several pressure booster units 3 connected in parallel, which are heated or cooled by only one heat transfer medium, for which there is only one evaporator 1, one condenser 2 and at most one main heat accumulator 7 and also there are no more than one rectifier 8 (see FIG. 4).
  • the heat transfer medium represents a self-contained circuit whose flow direction changes at periodic time intervals and where the pressure booster units 3 connected in parallel are arranged in two groups, so that one of the two groups is always heated while the other is cooled (see Fig. 5).
  • the first shut-off device is VO, preferably a Check valve, closed and the second shut-off means VK, preferably a check valve, is open and lets refrigerant vapor into the condenser 2.
  • the third shut-off means D1 is regulated, advantageously by a float, that only liquid refrigerant can flow from the condenser 2 into the evaporator 1 , Less effective but simpler, the third shut-off device D1 can also be designed as a throttle or capillary.
  • the heat transfer medium is heated via the heat exchanger 5, the heat transfer medium is recooled via the heat exchanger 6.
  • FIG. 6b shows the same machine as FIG. 1 a in the cycle phase, where the heat transfer medium consisting of absorption medium and refrigerant flows straight through the cooled area 31b.
  • the first shut-off means VO is opened, with refrigerant vapor flowing from the evaporator 1 into the pressure-increasing unit 3 and the second shut-off means VK being closed.
  • Fig. 7 shows another embodiment of the machine, in which the inlet and outlet of the pressure increasing unit 3 for the refrigerant vapor are combined in a single line 3 a.
  • This design of the pressure increasing unit 3 is particularly advantageous for reasons of space when several pressure increasing units 3 are connected in series.
  • the position of this line 3a is advantageously chosen such that the refrigerant vapor generated in the heated area 31a has to pass through the cooled area 31b before it reaches the next section through the line 3a. This results in a kind of rectification effect, since co-evaporated absorbent condenses in the cooled area 6.
  • the solution L1 of absorbent and refrigerant is located in the heated area 31a in the first pressure increasing unit 31, the solution L2 consisting of absorbent and refrigerant is located in the cooled area 32b in the second pressure increasing unit 32, in the third pressure increasing unit 33 the solution L3 of absorbent and refrigerant is in the heated zone 33a and in the fourth pressure increasing unit 34 the solution L4 of absorbent and refrigerant is in the cooled zone 34b.
  • the shut-off devices VO and V2 are closed, while the shut-off devices VI and V3 are open. Refrigerant vapor flows from the pressure increasing unit 31 into the pressure increasing unit 32 and from the pressure increasing unit 33 into the pressure increasing unit 34.
  • FIG. 9 shows a possible embodiment of a pressure increasing unit 31 (analogous to 32 to 34) with heated area 31a and cooled area 31b, first 12 and second 13 solution reserve container and a solution pump 14.
  • a liquid siphon tube 15 ensures that solution from the first solution container 12 first then flows into the cooled heat exchanger when the first solution tank 12 has filled to a level which is above the upper vertex of the lifter 15.
  • the lifter 15 can also be replaced by a shut-off means or by a second solution pump.
  • 10 shows another possible embodiment of a pressure increasing unit 31 (analogous to 32 to 34) with heated 31a and cooled 31b area or heat exchanger, first 12 and second 13 solution reserve container, a bubble pump 24 being used to move the solution.
  • the connection to the neighboring units is made through pipe 3a and the shut-off devices VO and VK.
  • the lifters 15 and 16 are designed in such a way that they react to pressure fluctuations in the system: the apex of lifter 15 fills as soon as the pressure in the pressure increase unit 31 (analogous to 32 to 34) drops, and that The top of lifter 16 fills as soon as the pressure in the pressure increasing unit 31 (analogous to 32 to 34) increases.
  • the heated area 31a or heat exchanger opens into an upwardly open shell 17 or elbow, which is covered by a further downwardly open shell 18 or elbow.
  • the synchronization with the subsequent pressure-increasing unit 32 takes place in such a way that the bladder pump 24 initially only starts for a brief moment, since the evaporation of the refrigerant and thus the formation of bubbles decreases with increasing pressure.
  • the shut-off means VI open, preferably a check valve and refrigerant vapor flows via the pipe 3a and the shut-off means VI into the next higher unit 32.
  • new refrigerant vapor can be formed in the bubble pump 24 and solution is pumped into the heated area or heat exchanger 32a.
  • only as much solution can be pumped as corresponds to the vapor drawn off through tube 3a, because otherwise the pressure in the bubble pump 24 would rise and the bubble formation would come to a standstill.
  • the energy efficiency of such a cooling system is particularly high if several, preferably four, pressure increase units 31 to 34 are connected in series, which are separated by shut-off means VI to V3. It is necessary that the solutions are moved in the same cycle in all units, in such a way that if the solution is being heated in a pressure booster unit, the solution of the subsequent unit is cooled simultaneously or if the solution is being cooled in a pressure booster unit the solution of the subsequent unit is heated at the same time.
  • the first pressure increasing unit 31 takes over the refrigerant vapor from the evaporator 1 and passes it on to the next pressure increasing unit 32 with increased pressure in the next cycle.
  • the last pressure increasing unit 34 finally presses the refrigerant vapor into the condenser 2.
  • the heating and cooling of these pressure-increasing units is preferably carried out in such a way that, starting from a heated heat exchanger 5, the heat transfer medium flows successively through the zones 31a, 32a, 33a, etc. of the individual pressure-increasing units, the sequence not being decisive for the functioning of the system.
  • the heat transfer medium then runs through a heat exchanger 6 cooled by the recooling medium and finally back, one after the other through the zones 34b, 33b, 32b, etc. of the individual pressure increasing units to be cooled, to the starting point.
  • the condenser 2 can either be cooled directly by the recooling medium or can be included in the circuit of the heat transfer medium, preferably at its coldest point, ie immediately after the heat exchanger cooled by the recooling medium.
  • the temperature drops as it flows through the zones 31a, 32a, 33a, etc. to be heated, but rises Way back through the zones 31b, 32b, 33b, etc. to be cooled, so that the entire absorption heat of the system is recovered.
  • the waste heat from the pressure booster units consists only of the amount of energy that results from the recooling of the heat transfer medium, which is necessary to ensure a temperature difference between heated and cooled zones of the pressure booster units that is sufficient to achieve the desired pressure difference.
  • the efficiency of such a cooling system if it is optimally dimensioned, is very close to the theoretical Carnot efficiency.
  • the movement of the absorbent and coolant solution can be accomplished mechanically via a solution pump or by tilting or rotating the pressure increasing units, which facilitates the synchronization of several such units.
  • absorption chillers In contrast to compressor chillers, absorption chillers have clear limitations in their area of application.
  • the required heating temperature is linked to the recooling temperature defined by ambient conditions and to the desired cooling temperature. The higher the recooling temperature, the hotter the heating temperature has to be. In practical terms, this means that, especially in hot, humid climates, the required heating temperatures are much higher than the temperature of the available low-temperature waste heat. This leads to heat accumulation and the cooling process comes to a standstill.
  • the energy efficiency of such systems is significantly lower than would be expected according to the 2nd law of thermal theory.
  • the heat coefficient defined as the quotient of the cooling capacity and the heating power required for this is usually just under 1 and cannot be much larger without heat recovery. This can be illustrated using the example of an ammonia-water absorption chiller (see Fig. 11): Consider a chiller that should work at an evaporator temperature of 0 ° C and a minimum waste heat temperature of 30 ° C. The evaporator pressure is then 4 bar absolute and the condenser pressure is 12 bar. The process goes in 4 steps:
  • a water-ammonia solution is allowed to absorb the steam at a pressure of 4 bar. If this happens at constant pressure, the absorber temperature must drop at the same time as the concentration increases. This happens in the temperature range of 54 ° C - 30 ° C.
  • the maximum possible heat coefficient is defined by the type of cycle itself and is very low compared to compression refrigeration machines.
  • the specified cycle process does not allow partial recycling of the waste heat, since both absorption and condensation heat occur below the minimum heating temperature of 63 ° C
  • the cheap temperature range is between 60 ° C and 80 ° C.
  • the heat index of conventional absorption chillers can no longer be increased in this area. This even makes operation with "free" solar energy problematic, because even a relatively small cooling requirement requires very large solar collector areas, which are expensive to buy. It is sometimes tried to use the waste heat of one machine to operate another machine in multi-stage absorption refrigeration systems The whole thing may also be in cascades, but there are limits to this process due to the heat exchangers that are designed to recycle this energy, and the combination of several chillers leads to very large, complicated and heavy systems conventional multi-stage absorption chillers, the multi-stage is only an external combination with heat transfer between the stages, while the refrigerant circuits of the individual stages are separate.
  • Fig.l 1 in detail: absorption cycle in the temperature-pressure diagram for a conventional absorption refrigerator and for a multi-stage absorption refrigerator with continuous refrigerant flow. Since the lines of the same concentration are shown as exponential curves in a true-to-scale temperature-pressure diagram of a H2O-NH3 solution, a coordinate transformation has been made easier applied, which transforms these curves into parallel straight lines.
  • the abscissa shows the values of -1 / T, T in ° K and the ordinate the values for logP, P in absolute bar. To make this diagram easier to read, the real pressure values in bar and the real temperature values in ° C have been added on the right. The pressure line for pure ammonia NH3 is shown strongly drawn.
  • Fig.l la shows the conventional absorption cycle described in the introduction. Step 1, the absorption, takes place between the points Pia and P2a, step 2, the heating at constant concentration takes place between the points P2a and P3a, step 3, the expulsion takes place between the points P3a and P4a, step 4, the cooling at constant Concentration takes place between points P4a and Pia.
  • Fig.l lb shows the cycle for a two-stage absorption refrigerator according to the invention with a continuous flow of refrigerant.
  • Splitting the cycle parallelogram of Fig.la into sub-cycles not only results in a reduction in pressure per stage, but also the temperature relationships change advantageously:
  • the overlap area P3b-Plb of the temperature intervals of Plb-P2b and P3b-P4b is even larger than the temperature interval of Plb-P4b, which means that in this specific example, more than half of the heat of absorption could be supplied to the expulsion process. Since the cycle parallelograms become even flatter for 3 or more stages, there is an even greater possibility of heat recovery in those cases. However, the machines are also getting bigger and heavier.
  • Solid thin lines refer to refrigerant steam lines, solid medium lines to refrigerant solution lines, solid lines Heat exchangers and vessels and dotted lines on lines of heat transfer medium, preferably water, water with frost protection or possibly also air.
  • 12a shows the first part of a cycle. The first stage is at the pressure level of the evaporator 1.
  • Refrigerant vapor coming from the evaporator 1 is fed via the line KL1 provided with pores or injectors to the primary side of the heat exchanger from 31, through which the weak refrigerant solution coming from the throttle D31 is fed to the pumping vessel Plw flows.
  • the heat generated heats the heat transfer medium, which flows in counterflow to the refrigerant solution from the temperature TR1 to TH2.
  • the second stage is at the pressure level of the condenser 2.
  • the shut-off means VI prevents steam from passing from the second stage to the first.
  • solution from the pump vessel P2w is pressed through the primary side of the heat exchanger 32 and the check valve Vg2 into the gas separator G2 and a mixture of solution and refrigerant vapor is produced.
  • the heat consumed cools the heat transfer medium, which flows in counterflow to the refrigerant solution from the temperature TH1 to TR2.
  • the steam separated in the gas separator G2 passes through the shut-off means VK to the condenser 2.
  • one stage is always alternately in the absorption mode and the next one in the expulsion mode.
  • Fig. 13 shows an embodiment of a two-stage absorption chiller with a continuous refrigerant flow and with intermittent cycles.
  • Evaporator 1 and condenser 2 and also the heat exchangers 31w and 32w are designed as tubular heat exchangers and shown in section.
  • the same principle could also be used
  • WTP1 and WTP2 pumps the heat transfer medium, during the first half cycle
  • Fig.12a only the pump WTP1 is running but the second pump does not block the flow e.g.
  • Heat transfer medium always flows in the same direction through the cooler 6,
  • Vhl, Vh2, Vh3 and Vh4 check valves to ensure that the
  • Heat transfer medium always flows in the same direction through the heater 5,
  • the large temperature gradient along the expulsion heat exchanger can be used to cool the refrigerant vapor coming from the gas separator in countercurrent to the solution and thereby to rectify it before leaving the respective stage, this rectification heat also being fed to the expulsion process.
  • the condensate must then be led back into the solution of the same stage via a throttle.
  • the refrigerant vapor during the absorption process is fed to the solution at several points along its path through the absorption heat exchanger in order to to ensure a uniform heat development and a uniform temperature rise of the cooling heat transfer medium.
  • the pumping vessel can also be replaced by a mechanical, preferably electrically operated pump.
  • the inventive arrangement of only one heat exchanger per stage with a pump vessel at one end and a gas separator at the other end enables a very compact and simple design.
  • the pumping vessel works in such a way that as soon as hot heat transfer medium is supplied to the respective stage after the completed absorption process, after the heating of the enriched solution, the enriched solution forms from this gas, which solution is pressed into the gas separator by the heat exchanger or after the end Expulsion process, after the cooling of the remaining residues of the solution in the pump vessel is condensed in this refrigerant vapor, as a result of which the pressure in this pump vessel decreases in relation to the gas separator and solution from the gas separator is sucked through the heat exchanger into the pump vessel.
  • the great advantage of this version is that no explicit solution pump is required.
  • the performance of the machine is optimized because in successive stages, the absorption and expulsion processes alternate at the same moments and because the solution is moved.
  • the solution is not just moved by gravity, which enables a much better heat transfer resistance in the heat exchangers.
  • Another advantage is that each stage benefits from the full temperature difference between the heating temperature and the recooling temperature, which significantly improves the material / performance ratio.
  • Another advantage is that the outgassed solution coming from the gas separator runs over a throttle in order to reduce the pressure before the absorption process, which also optimizes the efficiency.
  • the rectification of the refrigerant vapor according to the invention is primarily intended to prevent solvents from being carried from one stage to the next, which would reduce the overall efficiency of the system.
  • the cooling of the solvent vapor before entering the next higher level brings an additional improvement in efficiency.
  • the transportation of the solution according to the invention by an electric pump is structurally associated with significant complications, especially when using ammonia as a refrigerant, but the energy requirement of an electric pump is significantly lower than that of a steam pump of the type described here.

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Abstract

Bei einer thermischen Kältemaschine oder Wärmepumpe mit teilweiser Wiederverwendung von Abwärme, umfassend einen Verdampfer (1), der vorzugsweise mit einem ersten Wärmetauscher (lw) thermisch gekoppelt ist, einen Kondensator (2), der vorzugsweise mit einem zweiten Wärmetauscher (2w) thermisch gekoppelt ist, wird zur Erreichung eines maximalen Wirkungsgrads auch bei niedriger Heiztemperatur durch partielle Wiederverwendung der eigenen Abwärme und eines einfachen und platzsparenden Aufbaus vorgeschlagen, dass eine das flüssige Adsorptions- oder Absorptionsmittel enthaltende und vom Kältemittel durchströmte Druckerhöhungseinheit (3) vorgesehen ist, welche Verdampfer (1) mit Kondensator (2) verbindet und durch einen Behälter beliebiger Form gebildet ist, welche Druckerhöhungseinheit (3) an einen dritten Wärmetauscher (3w) thermisch gekoppelt ist, der von einem gasförmigen oder flüssigen Wärmeträgermedium (4) durchströmt wird, das abwechselnd durch einem beheizten (5) und einem gekühlten (6) Bereich bewegt wird.

Description

Thermische Kältemaschine oder Wärmepumpe
Die Erfindung betrifft eine thermische Kältemaschine oder Wärmepumpe mit teilweiser Wiederverwendung von Abwärme, umfassend einen Verdampfer, der vorzugsweise mit einem ersten Wärmetauscher thermisch gekoppelt ist, einen Kondensator, der vorzugsweise mit einem zweiten Wärmetauscher thermisch gekoppelt ist.
Wegen der Verknappung fossiler Energieträger wird seit langem versucht, Kältemaschinen durch Niedertemperaturwärme, insbesondere durch Wärme von thermischen Sonnenkollektoren zu betreiben. Die meisten dieser Maschinen beruhen auf dem Absorptionsoder Adsorptionsprinzip, wo ein flüssiges Kältemittel durch Verdampfung Kälte erzeugt. Die anschließende Verflüssigung durch Kondensation findet bei einem höheren Druck als die Verdampfung statt. Zur Druckerhöhung wird das bei der Verdampfung entstandene Gas in einem ersten Schritt bei niedrigem Druck an ein absorbierendes oder adsorbierendes Hilfsmedium gebunden, wobei Wärme frei wird, die abgeführt wird. In einem zweiten Schritt wird das mit Kältemittel beladene Absorptions- oder Adsorptionsmittel vom Verdampferdruck abgetrennt und Wärme bei höherer Temperatur zugeführt wodurch Kältemitteldampf bei höherem Druck ausgetrieben wird, sodass er kondensieren kann. Dadurch kann eine mechanische Verdichtung des Dampfes vermieden werden, was wünschenswert ist, da mechanische Leistung an hochwertige und damit teure Energieträger gebunden ist.
Verwendet man solche Kältemaschinen in Zusammenhang mit Solarenergie oder Niedertemperaturabwärme, so soll die erforderliche Heiztemperatur möglichst niedrig und der Wirkungsgrad, ausgedrückt durch die Wärmezahl, das ist der Quotient aus Kühlleistung geteilt durch die Heizleistung, möglichst hoch sein. Wiederverwendung von Abwärme bei thermischen Kältemaschinen ist problematisch, weil die Abwärme bei Temperaturen knapp über der Umgebungstemperatur anfällt, während die Heiztemperatur deutlich darüber liegt. Ziel der vorliegenden Erfindung ist es daher, eine Kältemaschine anzugeben, die einerseits mit niedriger Heiztemperatur funktioniert und andererseits durch partielle Wiederverwendung der eigenen Abwärme einen maximalen Wirkungsgrad haben soll. Außerdem soll der Aufbau der Maschine einfach und platzsparend sein, um eine billige Massenfertigung zu ermöglichen.
Erfindungsgemäß wird dies dadurch erreicht, dass eine das flüssige Adsorptions- oder Absorptionsmittel enthaltende und vom Kältemittel durchströmte Druckerhöhungseinheit vorgesehen ist, welche Verdampfer mit Kondensator verbindet und durch einen Behälter beliebiger Form gebildet ist, welche Druckerhöhungseinheit an einen dritten Wärmetauscher thermisch gekoppelt ist, der von einem gasförmigen oder flüssigen Wärmeträgermedium durchströmt wird, das abwechselnd durch einen beheizten und einen gekühlten Bereich bewegt wird.
Durch die Hin- und Herbewegung des Mediums wird ein gleichmäßiger Temperatur und Lösungskonzentrationsgradient entlang der Druckerhöhungseinheit gewährleistet der entlang der Längsachse der Druckerhöhungseinheit synchron zum Temperierungsmedium hin und her geschoben wird. Gleichzeitig herrscht in jedem gegebenen Moment entlang der ganzen Druckerhöhungseinheit ein gleicher Druck, der sich beim Vorwärtsschieben des Temperaturgradienten von der heißen zur kalten Zone gleichmäßig erhöht, dagegen beim Zurückschieben des Temperaturgradienten von der kalten zur heißen Zone hin gleichmäßig verringert. Dabei ist es wichtig, dass keine steile Temperaturflanke entsteht, damit auch die Kältemittelkonzentration entlang der Druckerhöhungseinheit von der heißen zur kalten Zone hin gleichmäßig zunimmt. Dadurch kühlt sich das Temperierungsmedium während seiner Bewegung von der heißeren zur kälteren Seite der Druckerhöhungseinheit an allen Punkten um etwa den gleichen Temperaturbetrag ab (wobei der Temperaturgradient selbst beibehalten wird) wobei die frei werdende Energie zum Austreiben des Kältemitteldampfes verwendet wird. Während der Absorptionsphase dagegen (wo Energie frei wird) erwärmt sich das Temperierungsmedium während seiner Bewegung von der kälteren zur heißeren Seite der Druckerhöhungseinheit an allen Punkten wieder um etwa den gleichen Temperaturbetrag (wobei der Temperaturgradient selbst beibehalten wird), sodass also ein Großteil der Absorptionswärme zur Kältemittelaustreibung wieder verwendet werden kann. Weiters kann vorgesehen sein, dass der beheizte Bereich auf der Seite der Druckererhöhungseinheit liegt, wo diese an den Verdampfer grenzt, während der gekühlte Bereich auf der Seite der Druckererhöhungseinheit liegt, wo diese an den Kondensator grenzt. Dadurch streicht der ausgetriebene Kältemitteldampf vor seinem Übergang in den Kondensator über eine relativ kühle sehr stark mit Kältemittel angereicherte Lösung. Wenn das Absorptionsmittel flüchtig ist, wird sein Dampf unter solchen Bedingungen weitgehend zurückgehalten und auf eine Rektifizierung des Kältemitteldampfes kann unter Umständen verzichtet werden. Insbesondere kann vorgesehen sein, dass Verdampfer, Kondensator und
Druckerhöhungseinheit jeweils durch eine mit einem ersten, zweiten bzw. dritten
Absperrmittel versehene Leitung verbunden sind.
Solche Absperrmittel ermöglichen einen getakteten Fluss des Kältemittels vom Verdampfer über die Druckerhöhungseinheit zum Kondensator und von dort wieder zum Verdampfer.
In Weiterführung der Erfindung kann vorgesehen sein, dass die Druckerhöhungseinheit in zwei oder mehr Druckerhöhungsabschnitte geteilt ist, die durch vierte Absperrmittel, vorzugsweise Rückschlagventile, voneinander getrennt sind.
Eine optimale Wiedergewinnung von Absorptionswärme erfordert einen sanft ansteigenden
Temperaturverlauf im Wärmeträgermedium. Ein derartig flacher Temperaturgradient kann den Druck des Kältemitteldampfs aber nur um ein relativ kleines Intervall anheben. Durch die Aufspaltung der Druckerhöhungseinheit in Unterabschnitte addieren sich diese
Druckintervalle zu einem großen Gesamttemperatursprung, wie es für große Unterschiede zwischen Verdampferdruck und Kondensationsdruck nötig ist.
In einer besonderen Ausführungsform der Erfindung kann vorgesehen sein, dass zwischen
Verdampfer und Druckerhöhungseinheit das erste Absperrmittel angeordnet ist, vorteilhaft ein
Rückschlagventil, elektrisch gesteuertes Magnetventil mit geeignetem Sensor oder ein über ein zentrales Regelsystem gesteuertes Ventil.
Dadurch wird verhindert, dass beim Druckanstieg in der Druckerhöhungseinheit
Kältemitteldampf zurück in den Verdampfer fließt und dort kondensiert, wodurch der
Wirkungsgrad sinken würde.
Weiters kann vorgesehen sein, dass zwischen Druckerhöhungseinheit und Kondensator das zweite Absperrmittel angeordnet ist, vorteilhaft ein Rückschlagventil, elektrisch gesteuertes
Magnetventil mit geeignetem Sensor oder ein über ein zentrales Regelsystem gesteuertes
Ventil.
Dadurch wird verhindert, dass Kältemitteldampf aus dem Kondensator in die
Druckerhöhungseinheit zurückfließt, bevor dieser Dampf im Kondensator kondensieren konnte, wodurch der Wirkungsgrad sinken würde.
Ebenso kann vorgesehen sein, dass zwischen Kondensator und Verdampfer das dritte
Absperrmittel angeordnet ist, vorteilhaft ein Schwimmerventil, elektrisch gesteuertes
Magnetventil mit geeignetem Sensor oder ein über ein zentrales Regelsystem gesteuertes
Ventil. Dadurch wird verhindert, dass Kältemitteldampf vor dem Kondensieren in den Verdampfer gelangt, wodurch der Wirkungsgrad sinken würde.
In Weiterfuhrung der Erfindung kann vorgesehen sein, dass zwischen dem beheizten Bereich des Wärmeträgermediums und dem dritten Wärmetauscher der ein Hauptwärmespeicher angeordnet ist.
Dieser Hauptwärmespeicher gewährleistet, dass bei Flussrichtungswechsel des
Temperierungsmediums die Druckerhöhungseinheit nicht schlagartig erhitzt oder abgekühlt wird, sondern nur allmählich. Dies ist ganz wichtig für die Ausbildung eines gleichmäßigen
Konzentrationsgradienten, der wiederum die Voraussetzung für die Wärmerückgewinnung darstellt.
In besonderer Ausgestaltung der Erfindung kann vorgesehen sein, dass das Absorptionsmittel in der Druckerhöhungseinheit eine flüchtige Substanz ist, und dass zwischen
Druckerhöhungseinheit und Kondensator ein Rektifikator angeordnet ist.
Bei Verwendung eines flüchtigen Absorptionsmittels muss verhindert werden, dass kondensierter Absorptionsmitteldampf durch den Kondensator in den Verdampfer gelangt, da dies die Verdampfung behindern würde.
In Weiterführung der Erfindung kann vorgesehen sein, dass in der Verbindungsleitung für das
Wärmeträgermedium jeweils zwischen den Wärmetauschern der einzelnen
Druckerhöhungsabschnitte Zwischenwärmespeicher eingebaut sind.
Dadurch entstehen Temperatursprünge zwischen den Abschnitten, die bei Verringerung der
Baugröße die Kühlleistung der Maschine steigern. Allerdings wird ein Teil des
Wirkungsgrades preisgegeben.
In besonderer Ausgestaltung der Erfindung kann vorgesehen sein, dass die
Druckerhöhungseinheit in Form einer Rohrschlange oder Rohrspirale ausgebildet ist, wobei gegebenenfalls in jeder Windung ein viertes Absperrmittel, vorzugsweise ein
Rückschlagventil, angeordnet ist und wobei sich der dritte Wärmetauscher mit dem
Wärmeträgermedium in einem Stück über alle Druckerhöhungsabschnitte erstreckt.
Dies erlaubt eine einfache kostengünstige Konstruktion.
In einer anderen Ausgestaltung der Erfindung kann vorgesehen sein, dass mehrere parallel geschaltete Druckerhöhungseinheiten vorgesehen sind, die von nur einem dritten
Wärmetauscher mit Wärmeträgermedium erhitzt oder gekühlt werden, für die zusammen es nur jeweils ein Verdampfer, ein Kondensator, höchstens ein Hauptwärmespeicher und auch lediglich ein Rektifikator vorgesehen ist. Dies erlaubt für größere Maschinen eine einfache kostengünstige Konstruktion.
In Weiterbildung der Erfindung kann vorgesehen sein, dass der dritte Wärmetauscher mit
Wärmeträgermedium einen in sich geschlossenen Kreislauf bildet, dessen Strömungsrichtung sich in periodischen Zeitintervallen ändert und wobei die parallel geschalteten
Druckerhöhungseinheiten in zwei Gruppen angeordnet sind, so dass immer die eine der beiden Gruppen beheizt wird, während die andere gekühlt wird.
Dadurch erfolgt die Kühlung nicht intermittierend sondern kontinuierlich. Außerdem lassen sich Wärmeverluste durch Luftkontakt in den Temperierungsmediumsbehältern zur
Beheizung bzw. Rückkühlung vermeiden.
Insbesondere kann vorgesehen sein, dass die Erfindung als Wärmepumpe ausgelegt ist, bei der dem ersten Wärmetauscher des Verdampfers Wärme bei Umgebungstemperatur zugeführt wird, während die Abwärme des Wärmetauschers des gekühlten Bereichs bei einer
Temperatur abgegeben wird, die für Heizzwecke geeignet ist.
Dadurch kann die gleiche Maschine im Sommer und im Winter zur Raumklimatisierung verwendet werden.
In besonderer Ausgestaltung der Erfindung kann vorgesehen sein, dass in der
Druckerhöhungseinheit beliebiger Form zwei Bereiche oder zwei Wärmetauscher unterschiedlicher Temperatur vorgesehen sind, ein beheizter Bereich und ein gekühlter
Bereich, die derart ausgelegt sind, dass zwischen diesen zwei Bereichen eine Lösung, vorzugsweise eine Lösung aus Absorptionsmittel und Kältemittel, so hin und her bewegt wird, dass sich wesentliche Mengen der Lösung zumeist entweder im beheizten oder im gekühlten Bereich befinden, aber nur wesentlich seltener in beiden Bereichen gleichzeitig.
Durch die Bewegung der Lösung wird eine wesentlich effektivere Absorption des
Kältemitteldampfs gewährleistet. Die Lösung muss dabei oszillieren, damit der Gasdruck in der Druckerhöhungseinheit variiert und dadurch Dampf gepumpt wird.
In Weiterbildung der Erfindung kann vorgesehen sein, dass mehrere
Druckerhöhungseinheiten hintereinandergeschaltet sind, die durch Absperrmittel, vorzugsweise Rückschlagventile, voneinander getrennt sind.
Eine optimale Wiedergewinnung von Absorptionswärme erfordert einen sanft ansteigenden
Temperaturverlauf im Wärmeträgermedium. Ein derartig flacher Temperaturgradient kann den Druck des Kältemitteldampfs aber nur um ein relativ kleines Intervall anheben. Durch die Aufspaltung der Druckerhöhungseinheit in Unterabschnitte addieren sich diese Druckintervalle zu einem großen Gesamttemperatursprung, wie es für große Unterschiede zwischen Verdampferdruck und Kondensationsdruck nötig ist.
Insbesondere kann vorgesehen sein, dass die Lösungen in aufeinanderfolgenden Druckerhöhungseinheiten simultan so bewegbar sind, dass wenn in einer Einheit die Lösung sich gerade im beheizten Bereich befindet, sich die Lösung in der darauf folgenden Einheit im dortigen gekühlten Bereich befindet und umgekehrt.
Dadurch wird die nötige Zahl von Abschnitten stark verringert und die Maschine kann klein und kostengünstig gebaut werden.
Die Kältemaschine oder Wärmepumpe kann in Weiterbildung der Erfindung derart ausgelegt sein, dass das Wärmeträgermedium von einem beheizten Wärmetauscher ausgehend die beheizten Bereiche der einzelnen Druckerhöhungseinheiten in beliebiger Reihenfolge durchströmt, dann einen gekühlten Bereich passiert und schließlich in beliebiger Reihenfolge durch die gekühlten Bereiche der einzelnen Druckerhöhungseinheiten zum Ausgangspunkt, dem beheizten Wärmetauscher, zurückfließt.
In jedem beheizten (austreibenden) Wärmetauscher verliert das Temperierungsmedium Wärme und Temperatur. Bei optimaler Auslegung liegt die Endtemperatur des Temperierungsmediums nur knapp über der Rückkühltemperatur. Nach dem Rückkühlen nimmt das Temperierungsmedium in allen gekühlten (absorbierenden) Wärmetauschern Wärme und damit Temperatur auf. Bei optimaler Auslegung liegt die Endtemperatur des Temperierungsmediums nur knapp unter der Heiztemperatur. Das bedeutet, dass sowohl zum Heizen als auch zum Rückkühlen nur Wärmebeträge umgesetzt werden, die klein sind gegenüber der gesamten Absorptionswärme oder der (fast ebensogroßen) Austreibungswärme, was mit andern Worten einem sehr guten Wirkungsgrad entspricht. Die Druckerhöhungseinheit für eine Kältemaschine oder Wärmepumpe nach einem der Ansprüche 3 bis 18 kann in Weiterfuhrung der Erfindung ausgestaltet sein als ein ringförmig geschlossenes System aus beheiztem Bereich oder Wärmetauscher, erstem Lösungsbehälter, gekühltem Bereich oder Wärmetauscher und einem zweiten Lösungsbehälter, sowie eine Vorrichtung zum Bewegen der Lösung, wobei die Wärmetauscher beliebiger Art sein können und von einem Druckausgleichsrohr verbunden sein können, die Lösungsbehälter von beliebiger Form sein können und die Vorrichtung zum Bewegen der Lösung entweder mechanisch, vorzugsweise durch eine Pumpe mit Motor, oder thermodynamisch, durch die Verdampfung von Kältemittel, vorzugsweise durch eine Blasenpumpe, ausgeführt werden kann, und zwar so, dass in einer Teilphase eines Kühlzyklus Lösung aus dem ersten Lösungsbehälter durch den gekühlten Bereich oder Wärmetauscher in den zweiten Lösungsbehälter läuft und in der anderen Teilphase dieses Kühlzyklus die Lösung vom zweiten Lösungsbehälter durch den beheizten Bereich oder Wärmetauscher zum ersten Lösungsbehälter läuft.
Durch die Lösungsbehälter kann die Zyklusdauer beliebig lang gestaltet werden. Da es beim Umschalten der Strömungsrichtung des Wärmeträgermediums immer zu Verlusten durch Vermischung kommt ist eine große Zyklusdauer vorteilhaft.
Der erste Lösungsbehälter für eine Kältemaschine oder Wärmepumpe nach einem der Ansprüche 3 bis 18, kann in besonderer Ausgestaltung der Erfindung derart ausgestaltet sein, dass er einen Zufluss vom beheizten Wärmetauscher her hat, dessen Mündung im Inneren des Behälters in eine nach oben offene Schale oder Rohrbogen führt, die von einer weiteren nach unten offenen Schale oder Rohrbogen bedeckt wird, wodurch sich beim Befüllen des Behälters mit Lösung zwischen diesen beiden Schalen oder Rohrbögen eine Gasblase bildet, die nicht von selbst abziehen kann, solange der Behälter mit Lösung gefüllt ist, und dass außerdem vom unteren Ende des Behälters ein Flüssigkeitsheber in Form eines nach oben strebenden und dann nach unten gebogenen Rohres seinen Ausgang nimmt, dessen Scheitelpunkt oberhalb des Flüssigkeitsspiegels liegt, wenn der Behälter mit Lösung gefüllt ist und dessen anderes Ende in den darunter liegenden gekühlten Wärmetauscher mündet. Dadurch wird ohne äußere Steuerungsorgane verhindert, dass die Absorption beginnt, bevor der Austreibvorgang beendet ist.
Insbesondere kann der erste Lösungsbehälter derart ausgestaltet sein, dass ein Druckausgleichsrohr durch diesen Lösungsbehälter führt, wobei sich oben oder seitlich an diesem Rohr aber noch im Lösungsbehälter eine kleine Öffnung befindet, deren Durchmesser deutlich kleiner als der Durchmesser des Heberrohrs ist und dessen unteres Ende in den gekühlten Wärmetauscher mündet.
Dadurch wird ohne äußere Steuerungsorgane der Absorptionsvorgang gestartet, sobald der Austreibvorgang beendet ist.
Der zweite Lösungsbehälter für eine Kältemaschine oder Wärmepumpe nach einem der Ansprüche 3 bis 18 kann insbesondere derart ausgestaltet sein, dass vom unteren Ende des Behälters ein Flüssigkeitsheber in Form eines nach oben strebenden und dann nach unten gebogenen Rohres seinen Ausgang nimmt, dessen Scheitelpunkt oberhalb des Flüssigkeitsspiegels liegt, wenn der Behälter mit Lösung gefüllt ist und dessen anderes unteres Ende eine Rohrausweitung hat und anschließend in die Vorrichtung zum Bewegen der
Lösung in mündet.
Dadurch wird ohne äußere Steuerungsorgane verhindert, dass der Austreibvorgang beginnt, bevor die Absorption beendet ist.
Insbesondere kann für den zweiten Lösungsbehälter vorgesehen sein, dass ein
Druckausgleichsrohr durch diesen Lösungsbehälter führt, wobei sich oben oder seitlich an diesem Rohr aber noch im Lösungsbehälter eine kleine Öffnung befindet, deren Durchmesser deutlich kleiner als der Durchmesser des Heberrohrs ist und dessen unteres Ende in die
Vorrichtung zum Bewegen der Lösung in mündet.
Dadurch wird ohne äußere Steuerungsorgane der Austreibvorgang gestartet, sobald der
Absorptionsvorgang beendet ist.
Für die Druckerhöhungseinheit nach Anspruch 19 kann in besonderer Ausgestaltung der
Erfindung vorgesehen sein, dass sie jeweils einen eigenen Füllstutzen zum Evakuieren der
Luft und zum Befallen mit Lösung hat.
Das ist für einen schnellen und unkomplizierten Füllvorgang vorteilhaft.
Für die Kältemaschine oder Wärmepumpe kann derart weitergebildet werden, dass ein durchgehender Kältemittelfluss mit intermittierenden Zyklen vorgesehen ist und dass das dritte Absperrmittel als Drossel ausgeführt ist.
Die Drossel ist einfacher und billiger als geregelte Absperrmittel.
Insbesondere kann vorgesehen sein, dass pro Stufe nur ein gemeinsamer Wärmetauscher für
Absorption und Austreibung verwendet wird, an welchen auf der kälteren Seite ein
Pumpgefäß angeschlossen ist und an der wärmeren Seite ein Gasabscheider, wobei das
Kältemittel im Gegenstrom zum Wärmeträgermedium, welches pro Zyklus zwei mal seine
Flussrichtung wechselt, abwechselnd vom Pumpgefäß durch den Wärmetauscher in den
Gasabscheider gedrückt wird oder vom Gasabscheider her im ausgegasten Zustand durch den
Wärmetauscher angesaugt wird, weil das Pumpgefäß in Form eines Wärmetauschers mit dem
Wärmeträgermedium ausgeführt ist, dessen Sekundärseite mit dem pumpgefäßseitigen
Anschluss des Wärmeträgermediums des gemeinsamen Wärmetauschers verbunden ist und dadurch seine Temperatur ebenfalls zweimal pro Zyklus ändert, wobei in gleichen Momenten in aufeinander folgenden Stufen die Richtung des Wärmeträgermediumsflusses jeweils umgekehrt verläuft, sodass sich immer der Reihe nach abwechselnd eine Stufe im
Absorptionsmodus und die darauf folgende im Austreibmodus befindet. Lösung wird synchron zum Wärmeträgermedium bewegt, dadurch sehr guter
Wärmeübergang, gute Absorption, keine Regelung von außen nötig.
Die Erfindung kann insbesondere derart ausgelegt sein, dass in jeder Stufe das Kältemittel abwechselnd vom Pumpgefaß durch den Wärmetauscher und ein Rückschlagventil in den
Gasabscheider gedrückt werden kann oder vom Gasabscheider her im ausgegasten Zustand zur Druckminderung durch eine Drossel und dann durch den Wärmetauscher angesaugt werden kann.
Rückschlagventil und Drossel garantieren den optimalen Druckunterschied zwischen
Absorption und Austreibung, sodass ein optimaler Wirkungsgrad gewährleistet ist.
In besonderer Ausgestaltung der Erfindung kann vorgesehen sein, dass anstelle des
Pumpgefäßes eine mechanische (elektrische) Lösungspumpe verwendet wird.
Dadurch noch präzisere Kontrolle des Lösungsflusses möglich und noch besserer
Wirkungsgrad.
In Weiterführung der Erfindung kann vorgesehen sein, dass der vom Gasabscheider zur nächsten Stufe oder zum Kondensator fließende Kältemitteldampf durch einen Rektifikator läuft, der von der heißeren zur kühleren Seite durch den Wärmetauscher geführt wird, wobei das entstehende Kondensat über eine Drossel zurück in den jeweiligen Lösungsbehälter geführt wird.
Bei Verwendung eines flüchtigen Absorptionsmittels muss verhindert werden, dass
Absorptionsmitteldampf von einem zum nächsten Abschnitt oder durch den Kondensator in den Verdampfer gelangt, da dies die Verdampfung behindern würde. Da der Rektifikator hier in den Wärmetauscher eingebaut ist wird die Rektifikationswärme zum Austreiben verwendet, wodurch keine Wärmeverluste entstehen.
Schließlich kann vorgesehen sein, dass der Kältemitteldampf beim Absorptionsvorgang des
Kältemittels durch eine mit Poren oder Einspritzdüsen versehene Leitung der die absorbierende Lösung führenden Seite des Wärmetauschers an mehreren Punkten entlang ihres Weges durch einen Absorptionswärmetauscher zugeführt wird.
Dadurch erfolgt der Absorptionsvorgang gleichmäßig entlang des ganzen Wärmetauschers, sodass die entstehende Wärme optimal durch das Wärmeträgermedium aufgesammelt werden kann. Die Erfindung wird unter Bezugnahme auf die beigeschlossenen Zeichnungen, in welchen
Ausführungsformen dargestellt sind, näher beschrieben. Dabei zeigt:
Fig. 1 eine schematische Darstellung der Grundform der erfindungsgemäßen Kältemaschine oder Wärmepumpe mit einem Verdampfer, einem Kondensator und einer von einem
Wärmeträgermedium umströmten Druckerhöhungseinheit,
Fig. 2 eine Kältemaschine oder Wärmepumpe gemäß Fig. 1 mit einer in Unterabschnitte unterteilten Druckerhöhungseinheit,
Fig. 3 eine besondere Ausführungsform einer Kältemaschine oder Wärmepumpe gemäß Fig.
2,
Fig. 4 eine Kältemaschine oder Wärmepumpe mit parallelgeschalteten
Druckerhöhungseinheiten,
Fig. 5 eine Kältemaschine oder Wärmepumpe gemäß Fig. 4 mit geschlossenem
Wärmeträgermediumskreislauf,
Fig. 6a und 6b das Grundprinzip einer Kältemaschine oder Wärmepumpe mit zyklischer
Pumpfünktion, wobei Fig. 6a den ersten Teil eines Zyklus darstellt und Fig. 6b den zweiten,
Fig. 7 eine andere Ausführungsform einer Kältemaschine oder Wärmepumpe gemäß Fig. 6a und 6b,
Fig. 8a und 8b eine andere Ausführungsform für eine Absorptionskältemaschine gemäß Fig.
6a, 6b oder 7 die Hintereinanderschaltung mehrerer Druckerhöhungseinheiten, wobei Fig. 8a den ersten Teil eines Zyklus darstellt und Fig. 8b den zweiten,
Fig. 9 die Grundelemente einer praktisch ausführbaren Druckerhöhungseinheit mit Pumpe,
Fig. 10 zeigt eine Druckerhöhungseinheit mit Blasenpumpe und mit selbsttätiger
Synchronisierung für das Zusammenspiel mit den anderen Druckerhöhungseinheiten,
Fig. 11a und 11b den Absorptionszyklus im Temperatur-Druck Diagramm für eine herkömmliche Absorptionskältemaschine und für eine mehrstufige Absorptionskältemaschine mit durchgehendem Kältemittelfluss,
Fig. 12a und 12b ein Schema einer zweistufigen Kältemaschine oder Wärmepumpe mit durchgehendem Kältemittelfluss und mit intermittierenden Zyklen, Darstellung der beiden
Zyklushälften, und
Fig. 13 ein Ausführungsbeispiel einer zweistufigen Kältemaschine oder Wärmepumpe mit durchgehendem Kältemittelfluss und mit intermittierenden Zyklen. In den Figuren werden Bezugszeichen verwendet wie folgt:
1 Verdampfer
2 Kondensator
3 Druckerhöhungseinheit
3 a Verbindungsleitung der Druckerhöhungseinheit
4 Leitung f. WT (= Wärmeträgermedium)
5 beheizter Bereich bzw. Heizung oder Heizungswärmetauscher für WT
6 gekühlter Bereich bzw. Rückkühlungswärmetauscher für WT
7 Hauptwärmespeicher für WT
7a 1. Hauptwärmespeicher für WT
7b 2. Hauptwärmespeicher für WT
8 Rektifikator
9 Rohr für Kältemitteldampf
10 Kondensatsammler
11 Kondensatleitung
12 Lösungsreservebehälter
13 Lösungsreservebehälter
14 Lösungspumpe
15 Lösungsheberrohr
16 Lösungsheberrohr
17 nach oben offene Schale
18 nach unten offene Schale
19 Druckausgleichsrohr 0 Öffnung am Druckausgleichsrohr 1 Druckausgleichsrohr 2 Öffnung am Druckausgleichsrohr 3 Rohrausweitung 4 Blasenpumpe 1 bis 35: Druckerhöhungsabschnitte Stufe 1 bis 5 1 w bis 34w Wärmetauscher der Druckerhöhungsabschnitte für Stufe 1 bis 4 1 1. Zwischen Wärmespeicher 2 2. Zwischenwärmespeicher 3 3. Zwischenwärmespeicher 81 Rektifikator, 1. Stufe
82 Rektifikator, 2. Stufe lw erster Wärmetauscher des Verdampfers
2w zweiter Wärmetauscher des Kondensators
31a bis 34a: heiße Zonen der Druckerhöhungsabschnitte Stufe 1 bis 4, 31b bis 34b: kalte Zone der Druckerhöhungsabschnitte, Stufe 1 bis 4,
3w dritter Wärmetauscher der Druckerhöhungseinheit
3wa .... oberer Wärmetauscher der Druckerhöhungseinheit bei Parallelschaltung 3 wb.... unterer Wärmetauscher der Druckerhöhungseinheit bei Parallelschaltung
Dl drittes Absperrmittel oder Drossel zwischen Kondensator und Verdampfer
D2 Absperrmittel oder Drossel zwischen Rektifikator und Druckerhöhungseinheit
D31 .... Drossel zwischen Gasabscheider und Wärmetauscher 31, 1.Stufe D32.... Drossel zwischen Gasabscheider und Wärmetauscher 32, 2. Stufe D41 .... Drossel nach dem Rektifikator, 1. Stufe D42.... Drossel nach dem Rektifikator, 2. Stufe
Gl Gasabscheider 1.Stufe
G2 Gasabscheider 2. Stufe
KL1 ... Kältemittelzuführungsleitung 1. Stufe KL2 ...Kältemittelzuführungsleitung 2. Stufe
Ll Lösung aus Absorptionsmittel und Kältemittel in der 1. Stufe der
Druckerhöhungseinheit
L2 Lösung aus Absorptionsmittel und Kältemittel in der 2. Stufe der
Druckerhöhungseinheit
L3 Lösung aus Absorptionsmittel und Kältemittel in der 3. Stufe der
Druckerhöhungseinheit
L4 Lösung aus Absorptionsmittel und Kältemittel in der 4. Stufe der
Druckerhöhungseinheit Pl Pumpgefäß 1. Stufe
Plw. .. Wärmetauscher zum Pumpgefäß 1. Stufe
P2 ... ..Pumpgefäß 2. Stufe
P2w. .. Wärmetauscher zum Pumpgefäß 2. Stufe
TH1 ..Heiztemperatur Vorlauf
TH2 .. Heiztemperatur Rücklauf TK1 ... Kühltemperatur Vorlauf TK2 ... Kühltemperatur Rücklauf TR1.... Rückkühltemperatur Vorlauf TR2.... Rückkühl temperatur Rücklauf
V0 erstes Absperrmittel zwischen Verdampfer und Druckerhöhungseinheit
VK zweites Absperrmittel zwischen Druckerhöhungseinheit und Kondensator
VI bis V5: viertes Absperrmittel zwischen zwei Stufen bzw. Druckerhöhungsabschnitten der
Druckerhöhungseinheit
Vgl .... Absperrmittel bzw. Rückschlagventil im Gasabscheider 1. Stufe
Vg2.... Absperrmittel bzw. Rückschlagventil im Gasabscheider 2. Stufe
Vhl .... Rückschlagventil für WT im Heizbereich
Vh2.... Rückschlagventil für WT im Heizbereich
Vh3.... Rückschlagventil für WT im Heizbereich
Vh4.... Rückschlagventil für WT im Heizbereich
Vrl .... Rückschlagventil für WT im Rückkühlbereich
Vr2 .... Rückschlagventil für WT im Rückkühlbereich
Vr3 ....Rückschlagventil für WT im Rückkühlbereich
Vr4 .... Rückschlagventil für WT im Rückkühlbereich
WT .... Wärmeträgermedium oder Wärmeträgermedium
WTP1 1. Pumpe des WT
WTP2 2. Pumpe des WT
Fig. 1 zeigt eine schematische Darstellung der Grundform der erfindungsgemäßen Kältemaschine oder Wärmepumpe mit einem Verdampfer 1 beliebiger Form, dem durch einen geeigneten ersten Wärmetauscher lw die bei der Verdampfung verbrauchte Wärme über ein gasförmiges oder flüssiges Medium als Kühlleistung zugeführt werden kann. Diese Maschine hat außerdem einen Kondensator 2 beliebiger Form, dem durch einen geeigneten zweiten Wärmetauscher 2w die entstehende Wärme über ein gasförmiges oder flüssiges Medium abgenommen werden kann. Zwischen dem Ausgang des Verdampfers 1 und dem Eingang des Kondensators 2 ist die Druckerhöhungseinheit 3 positioniert, die über einen geeigneten dritten Wärmetauscher 3w mit dem Wärmeträgermedium in Kontakt steht. Der Verdampfer 1 ist so im Raum positioniert, dass sich der entstehende Dampf an seinem oberen Ende sammelt, wo der Verdampfer 1 über ein erstes Absperrmittel VO mit dem heißeren Ende der Druckerhöhungseinheit 3 verbunden ist. Der Kondensator 2 ist so über ein zweites Absperrmittel VK mit der Druckerhöhungseinheit 3 verbunden und räumlich so gestaltet und orientiert, dass das kondensierte Kältemittel in Folge der Schwerkraft nach unten und wegen des im Kondensator 2 herrschenden Überdrucks durch ein drittes Absperrmittel Dl in den Verdampfer 1 gelangen kann. Vorteilhaft für die Absperrmittel VO und VK sind Rückschlagventile, elektrisch gesteuerte Magnetventile mit geeignetem Sensor oder über ein zentrales Regelsystem gesteuerte Ventile. Das dritte Absperrmittel Dl ist erfindungsgemäß so gesteuert, dass es nur dann öffnet, wenn sich bereits flüssiges Kältemittel am unteren Ausgang des Kondensators 2 staut. Das dritte Absperrmittel Dl ist vorteilhaft ein Schwimmerventil oder ein elektrisch gesteuertes Magnetventil mit geeignetem Sensor oder ein über ein zentrales Regelsystem gesteuertes Ventil, kann aber auch als Drossel ausgeführt sein. Über eine Leitung 4 ist das Wärmeträgermedium WT mit einem beheizten Bereich 5 und einem gekühlten Bereich 6 verbunden. Zwischen dem beheizten Bereich 5 und dem dritten Wärmetauscher 3w der Druckerhöhungseinheit 3 ist ein Hauptwärmespeicher 7 eingebaut, welcher ein Körper beliebiger Form aus gut wärmeleitendem Material und großer Kontaktfläche zum Wärmeträgermedium hin sein soll, welcher nach außen hin wärmeisoliert ist.
Fig. 2 zeigt eine Maschine mit analogem Aufbau wie der von Fig. 1, jedoch mit einer Druckerhöhungseinheit, die in mehrere Druckerhöhungsabschnitte 31 bis 34 geteilt ist. In dieser Version ist auch der Wärmetauscher der Druckerhöhungseinheit in Wärmetauscherabschnitte 31w bis 34w geteilt. Die Wärmetauscherabschnitte 31w bis 34w der Druckerhöhungseinheit sind durch vierte Absperrmittel VI bis V3 voneinander getrennt. Vorteilhaft für solche vierte Absperrmittel VI bis V3 sind Rückschlagventile, elektrisch gesteuerte Magnetventile mit geeignetem Sensor oder über ein zentrales Regelsystem gesteuerte Ventile. Zusätzlich sind in dieser Version Zwischenwärmespeicher 71 bis 73 in die Verbindungsleitung 4 zwischen den einzelnen Wärmetauscherabschnitten 31w bis 34w der Druckerhöhungsabschnitte 31 bis 34 eingebaut.
Fig. 3 zeigt eine Maschine, die eine besondere, vereinfachte Bauform der Version von Fig.2 darstellt, die vorteilhaft dann zur Anwendung kommen wird, wenn das Absorptionsmedium flüssig ist. Dabei ist der dritte Wärmetauscher 3w oder das Wärmeträgermedium der Druckerhöhungseinheit über die in einem serpentinförmig oder spiralig gebogenen Rohr untergebrachten Teilabschnitte der Druckerhöhungsabschnitte 31 bis 35 gezogen. Die vierten Absperrmittel VI bis V5, die diese Druckerhöhungsabschnitte 31 bis 35 voneinander trennen, sind in dieser Version erfindungsgemäß Rückschlagventile, die ebenfalls in das serpentinförmig oder spiralig gebogenen Rohr, vorteilhaft jeweils vor einem unteren Scheitel - in Flussrichtung des Kältemittels gesehen - eingebaut sind. Die Lösung von Absorptionsmedium und Kältemittel staut sich dann hinter dem vierten Absperrmittel VI bis V4, während sich über der Lösung eine Gasblase bildet, die bis zum nächsten vierten Absperrmittel V2 bis V5 reicht. Für den Fall, dass mit dieser Bauversion ein flüchtiges Absorptionsmittel verwendet wird, ist zwischen dem letzten Abschnitt V5 der Druckerhöhungseinheit vor dem Kondensator 2 und dem Kondensator 2 selbst ein Rektifikator 8 eingebaut, der Absorptionsmitteldampf zurückhalten soll. Das Kondensat aus dem Rektifikator 8 sammelt sich in einem darunter befindlichen Behälter 10, von wo es über die Kondensatleitung 11 in die in den ersten Druckerhöhungsabschnitt VI zurückgeführt werden kann, sobald das fünfte Absperrmittel D2 zwischen Rektifikator 8 und ersten Druckerhöhungsabschnitt VI geöffnet ist. Erfindungsgemäß kann das fünfte Absperrmittel D2 ein händisch oder ein über ein zentrales Regelsystem gesteuertes Ventil sein. Das fünfte Absperrmittel D2 kann aber auch die Form einer dauernd sehr schwach geöffneten Drossel haben.
Fig. 4 zeigt eine Maschine mit zwei Druckerhöhungseinheiten 3 in Parallelschaltung. Dabei ist es vorteilhaft, wenn die ersten Absperrmittel VO und zweiten Absperrmittel VK ebenfalls verdoppelt werden. In analoger Weise können weitere Druckerhöhungseinheiten 3 parallel dazugeschaltet werden.
Fig.5 zeigt eine Maschine mit geschlossenem Wärmeträgermediumskreislauf. Der Aufbau ist analog wie der von der Version in Fig. 4, mit dem Unterschied, dass durch den geschlossenen Wärmeträgermediumskreis die Verbindungsleitung 4 so gelegt werden muss, dass das Wärmeträgermedium aus der Sicht des Betrachters im oberen Wärmetauscher 3wa von links nach rechts fließt, wenn es im unteren Wärmetauscher 3wb von rechts nach links fließt. Umgekehrt muss es aus der Sicht des Betrachters im oberen Wärmetauscher 3wa von rechts nach links fließen, wenn es im unteren Wärmetauscher 3wb von links nach rechts fließt. Da sowohl für den oberen Wärmetauscher 3wa als auch für den unteren Wärmetauscher 3wb ein eigener Temperaturgradient gebildet werden muss, hat jeder der beiden Zweige des Wärmeträgermediumskreises seinen eigenen Hauptwärmespeicher 7a bzw. 7b. In einer realen erfindungsgemäßen Maschine sind die hier verwendeten Beziehungen oben, unten, links und rechts gegenstandslos, da die gegenseitige Lage der parallel geschalteten Druckerhöhungseinheiten 3 im Raum ohne Bedeutung für das Funktionieren der Erfindung ist.
Wird in der Druckerhöhungseinheit 3 ein Adsorptionsmittel verwendet, so wird dieses erfindungsgemäß an der Trennwand zum Wärmeträgermedium wärmeleitend aufgebracht, wobei im Inneren der Druckerhöhungseinheit 3 ein durchgehender Kanal oder Hohlraum für das vom Verdampfer 1 zum Kondensator 2 strömende Kältemittel frei bleibt. Wird in der Druckerhöhungseinheit 3 ein flüssiges Absorptionsmittel verwendet, so wird dieses erfindungsgemäß durch die Form der Druckerhöhungseinheit oder durch geeignete Einbauten in Zellen getrennt, die zwar für das Kältemittel aber nicht für das Absorptionsmittel durchlässig sind. Vorzugsweise geschieht dies, indem im Inneren der Druckerhöhungseinheit die Trennwand zum Wärmeträgermedium mit einem porösen Material ausgekleidet ist, das mit dem Absorptionsmittel getränkt ist. Eine andere erfindungsgemäße Möglichkeit, das Absorptionsmittel in getrennte Abschnitte zu teilen, besteht darin, die Druckerhöhungseinheit 3 als spiral- oder serpentinenförmiges Rohr auszubilden. Das Absorptionsmittel sammelt sich dann in den nach unten gekrümmten Rohrabschnitten, wodurch jede Rohrwindung eine abgetrennte Zelle bildet. Das Kältemittel kann aber in Form von Gasblasen durch diese Zellen durchgedrückt werden.
Wesentlich für eine teilweise Wiederverwendung der beim Adsorptions- oder Absorptionsprozess entstehenden Abwärme ist, dass ein Teil dieser Wärme bei einer Temperatur anfallen muss die wenigstens teilweise über der zum Austreiben benötigten Heiztemperatur liegt.
Dies wird erfindungsgemäß dadurch erreicht, dass entlang der Druckerhöhungseinheit 3 ein Temperaturgradient besteht. Die Kältemittelkonzentration passt sich dabei so an die lokale Temperatur an, dass an allen Punkten entlang der Druckerhöhungseinheit das Adsorptionsoder Absorptionsmittel mit Kältemittel gesättigt ist, gleichzeitig aber ein Konzentrationsanstieg vom Verdampfer 1 zum Kondensator 2 hin entsteht. Ein Erhitzen der Druckerhöhungseinheit entspricht einem Verschieben der Flanke des Temperaturgradienten von der heißen zur kalten Seite hin und führt zum Austreiben des Ammoniaks entlang der gesamten Druckerhöhungseinheit. Ein Abkühlen der Druckerhöhungseinheit 3 entspricht einem Verschieben der Flanke des Temperaturgradienten von der kalten zur heißen Seite und führt zur Absorption oder Adsorption neuen Ammoniakdampfes entlang der ganzen Länge der Druckerhöhungseinheit. Diese Temperaturänderungen werden erfindungs gemäß so erreicht, dass es ein gasförmiges oder flüssiges Wärmeträgermedium gibt, welches mittels Wärmetauscher 3w auf die Druckerhöhungseinheit 3 wirkt und zwischen einem beheizten Bereich 5 und einem gekühlten Bereich 6 hin- und her bewegt wird, wofür sich jedes zweckmäßige mechanische Mittel eignet, wodurch sich entlang des Weges dieses Wärmeträgermediums durch den Wärmetauscher 3w der Druckerhöhungseinheit 3 ein Temperaturgefälle ausbildet, dessen Flanke zwischen dem Heizbereich 5 und dem Kühlbereich 6 hin und her geschoben wird. Dadurch bildet sich in der Druckerhöhungseinheit 3 ebenfalls der gewünschte Temperaturgradient aus, der im gleichen Rhythmus wie das Wärmeträgermedium hin und her geschoben wird.
Die Flussrichtung des Wärmeträgermediums wird erfindungsgemäß immer dann umgeschaltet, wenn die Temperatur des Wärmeträgermediums, das in den gekühlten Bereich 6 einfließt, einen vorgegebenen Maximalwert überschreitet bzw. wenn die Temperatur des Wärmeträgermediums, die in den beheizten Bereich 5 einfließt, einen vorgegebenen Minimalwert unterschreitet.
Erfindungsgemäß sammelt das oszillierende Wärmeträgermedium die bei der Absorption entstehenden Wärmemengen ein, wobei ein Wärmeübergang genau zu den Zeitpunkten und an den Orten der Druckerhöhungseinheit 3 stattfindet, wo die lokale Temperatur höher ist als die Temperatur des Wärmeträgermediums. Bei weiterer Bewegung des Wärmeträgermediums transportiert dieses die aufgenommene Wärme an andere Stellen der Druckerhöhungseinheit, wo niedrigere Temperatur herrscht und wo diese Wärme für den nachfolgenden Austreibprozess verwendet wird. Natürlich gelingt dieses Verfahren nur für den Anteil der Absorptionswärme, der mit relativ hoher Temperatur anfallt. Der Rest wird in den Kühler abgeleitet. Diese Wiederverwendung von Abwärme führt erfindungsgemäß zu einer bedeutenden Steigerung der Wärmezahl.
Erfindungsgemäß geht die Strömungsrichtung des Temperierungsmittels in der Austreibphase von der heißen Seite 5 der Druckerhöhungseinheit 3 zur kalten Seite 6 hin, was der Richtung vom Verdampfer 1 zum Kondensator 2 hin entspricht. In dieser Phase steigt der Druck des Kältemittels in der Druckerhöhungseinheit 3 und es öffnet sich das Absperrmittel VK zwischen Druckerhöhungseinheit 3 und Kondensator 2 - vorteilhaft ein Rückschlagventil oder ein elektronisch gesteuertes Magnetventil - und lässt Kältemitteldampf in diesen eintreten. Da dem Kondensator 2 in üblicher Weise durch Luft oder eine Flüssigkeit Wärme entzogen wird, verflüssigt sich der Kältemitteldampf im Kondensator 2. Das Absperrmittel Dl zwischen Kondensator 2 und Verdampfer 1 - vorteilhaft ein Schwimmerventil, ein elektronisch gesteuertes Magnetventil oder eine Drossel - lässt nur flüssiges Kältemittel aber keinen Dampf in den Verdampfer 1 strömen. Dieser Fluss findet selbständig statt, da im Kondensator 2 immer ein höherer Druck herrscht als im Verdampfer 1.
Beim Rückströmen des Wärmeträgermediums von der kalten zur warmen Seite hin sinkt entlang der ganzen Druckerhöhungseinheit 3 die Temperatur und damit auch der Druck. Das Absperrmittel VO zwischen Verdampfer 1 und Druckerhöhungseinheit 3 - vorteilhaft ein Rückschlagventil oder ein elektronisch gesteuertes Magnetventil - öffnet sich, Kältemitteldampf strömt vom Verdampfer 1 in die Druckerhöhungseinheit 3, während flüssiges Kältemittel im Verdampfer 1 verdampft und diesen kühlt. Gleichzeitig findet der Absorptions- oder Adsorptionsprozess in der Druckerhöhungseinheit 3 statt. Wenn die Kältemaschine sehr tiefe Kühltemperaturen erreichen soll, wird der Druckunterschied zwischen Verdampfer 1 und Kondensator 2 entsprechend größer. Dies kann bei niedriger Beheizungstemperatur dazu führen, dass der Unterschied zwischen minimaler und maximaler Temperatur des Wärmeträgermediums nicht mehr ausreicht, um den Druckunterschied zu überbrücken.
Erfindungsgemäß ist es daher vorteilhaft, die Druckerhöhungseinheit 3 in mehrere Unterabschnitte 31 bis 35 zu teilen, die durch Absperrmittel VI bis V5 - vorteilhaft Rückschlagventile oder elektronisch gesteuerte Magnetventile -voneinander getrennt sind (siehe Fig. 2). Dadurch wird die Druckdifferenz zwischen Verdampfer 1 und Kondensator 2 in kleinere Druckintervalle zerlegt und zusätzlich zum Temperaturgradienten der Druckerhöhungseinheit 3 entsteht ein Druckgradient und zwar erfindungsgemäß so, dass der niedrigste Druck in dem Abschnitt herrscht, der dem Verdampfer 1 zugewendet ist während der höchste Druck in jenem Abschnitt herrscht, der dem Kondensator 2 zugewendet ist. Ein steilerer Temperaturgradient des Temperierungsmittels ermöglicht eine tiefere Kühltemperatur, gleichzeitig verschlechtert sich aber die Wärmezahl der Kältemaschine. Um die optimale Neigung des Temperaturgradienten im Wärmeträgermedium zu gewährleisten ist es erfindungsgemäß vorteilhaft, zwischen der Heizvorrichtung 5 und dem Wärmetauscher 3w der Druckerhöhungseinheit einen Hauptwärmespeicher 7 zu installieren, welcher ein Körper beliebiger Form aus gut wärmeleitendem Material und großer Kontaktfläche zum Wärmeträgermedium hin sein soll, welcher nach außen hin Wärme isoliert ist. Erfindungsgemäß kann es zur Erreichung einer optimalen Neigung des Temperaturgradienten im Wärmeträgermedium vorteilhaft sein, zwischen den Wärmetauschern 31 w bis 34w der einzelnen Abschnitte 31 bis 34 der Druckerhöhungseinheit Zwischenwärmespeicher 71 bis 73 nach Art des Hauptwärmespeichers 7 zu installieren (siehe Fig. 2).
Absorptionsmittel von Kältemaschinen können flüssig und auch flüchtig sein. Erfindungsgemäß ist es dann vorteilhaft, zwischen Druckerhöhungseinheit 3 und Kondensator 2 einen Rektifikator 8, in der Art, wie es bei Destillationsapparaten üblich ist, einzuschalten, um verdampftes Absorptionsmittel daran zu hindern, in den Kondensator 2 einzudringen (siehe Fig. 3). Kondensiertes Absorptionsmittel soll in die Druckerhöhungseinheit 3 zurückgeführt werden. Erfindungsgemäß kann dies dadurch bewerkstelligt werden, dass in gewissen zweckmäßigen Zeitabständen das Kondensat aus dem Rektifikator 8 in die Druckerhöhungseinheit 3 - oder, wenn diese in Unterabschnitte 31 bis 34 geteilt ist - in den vom Verdampfer 1 aus gesehen ersten Teilabschnitt 31 entleert wird. Eine andere erfindungsgemäße Lösung dieses Problems besteht darin, durch eine Drossel D2 ständig einen ganz kleinen Fluss des Kondensats aus dem Rektifikator 8 zum ersten Teilabschnitt 31 der Druckerhöhungseinheit zuzulassen.
Wegen der Vorteile industrieller Massenfertigung ist es vorteilhaft, nur ein einziges Modell der Druckerhöhungseinheit 3 zu bauen. Erfindungsgemäß können dann Kältemaschinen mit größerer Leistung so gebaut werden, dass es mehrere parallel geschaltete Druckerhöhungseinheiten 3, die von nur einem Wärmeträgermedium erhitzt oder gekühlt werden gibt, für die zusammen es nur jeweils einen Verdampfer 1, einen Kondensator 2 und höchstens einen Hauptwärmespeicher 7 und auch nicht mehr als einen Rektifikator 8 gibt (siehe Fig. 4).
Um Wärmeverluste an den beiden äußeren Enden des Wärmeträgermediums möglichst klein zu halten ist es erfindungsgemäß vorteilhaft, dass das Wärmeträgermedium einen in sich geschlossenen Kreislauf darstellt, dessen Strömungsrichtung sich in periodischen Zeitintervallen ändert und wo die parallel geschalteten Druckerhöhungseinheiten 3 in zwei Gruppen angeordnet sind, so dass immer die eine der beiden Gruppen beheizt wird, während die andere gekühlt wird (siehe Fig 5).
Fig. 6a zeigt eine Absorptions- oder Adsorptionskältemaschine bestehend aus einem Verdampfer 1, einem Kondensator 2 und einer Druckerhöhungseinheit 3, in der sich ein beheizter Bereich 31a und ein gekühlter Bereich 31b befinden, wobei das Wärmeträgermedium aus Absorptionsmedium und Kältemittel gerade durch den beheizten Bereich 31a strömt. In dieser Zyklusphase ist das erste Absperrmittel VO, vorzugsweise ein Rückschlagventil, geschlossen und das zweite Absperrmittel VK, vorzugsweise ein Rückschlagventil, ist geöffnet und lässt Kältemitteldampf in den Kondensator 2. Das dritte Absperrmittel Dl wird so geregelt, vorteilhaft durch einen Schwimmer, dass es nur flüssiges Kältemittel vom Kondensator 2 in den Verdampfer 1 fließen lässt. Weniger effektiv aber einfacher kann das dritte Absperrmittel Dl auch als eine Drossel oder Kapillare ausgeführt sein. Die Beheizung des Wärmeträgermediums erfolgt über den Wärmetauscher 5, die Rückkühlung des Wärmeträgermediums erfolgt über den Wärmetauscher 6. Fig.6b zeigt die gleiche Maschine wie Fig. la in der Zyklusphase wo Wärmeträgermedium aus Absorptionsmedium und Kältemittel gerade durch den gekühlten Bereich 31b strömt. In dieser Zyklusphase ist das erste Absperrmittel VO geöffnet, wobei Kältemitteldampf aus dem Verdampfer 1 in die Druckerhöhungseinheit 3 einströmt, und das zweite Absperrmittel VK geschlossen ist.
Fig. 7 zeigt eine andere Ausführung der Maschine, bei der Eingang und Ausgang der Druckerhöhungseinheit 3 für den Kältemitteldampf in einer einzigen Leitung 3 a zusammengefasst sind. Diese Ausführung der Druckerhöhungseinheit 3 ist besonders dann aus Platzgründen vorteilhaft, wenn man mehrere Druckerhöhungseinheiten 3 hintereinander schaltet. Die Position dieser Leitung 3 a wird vorteilhaft so gewählt, dass der in dem beheizten Bereich 31a entstehende Kältemitteldampf durch den gekühlten Bereich 31b passieren muss, bevor er durch die Leitung 3a in den nächsten Abschnitt gelangt. Dadurch ergibt sich eine Art Rektifikationseffekt, da mitverdampftes Absorptionsmittel in der gekühlte Bereich 6 kondensiert.
Fig. 8a und Fig. 8b zeigen eine mögliche Zusammenfassung von vier Druckerhöhungseinheiten 31 bis 34 hintereinander, mit der Beheizung durch den Wärmetauscher 5 und der Rückkühlung durch den Wärmetauscher 6, den beheizten Zonen 31a bis 34a, den gekühlten Zonen 31b bis 34b und den Absperrmitteln VO bis V3. Dabei zeigt Fig. 8a den ersten Teil eines Arbeitszyklus, in dem sich in der ersten Druckerhöhungseinheit 31 die Lösung Ll aus Absorptionsmittel und Kältemittel im beheizten Bereich 31a befindet, in der zweiten Druckerhöhungseinheit 32 die Lösung L2 aus Absorptionsmittel und Kältemittel im gekühlten Bereich 32b befindet, in der dritten Druckerhöhungseinheit 33 die Lösung L3 aus Absorptionsmittel und Kältemittel in der erwärmten Zone 33a befindet und in der vierten Druckerhöhungseinheit 34 die Lösung L4 aus Absorptionsmittel und Kältemittel in der gekühlten Zone 34b befindet. Die Absperrmittel VO und V2 sind geschlossen, während die Absperrmittel VI und V3 geöffnet sind. Kältemitteldampf strömt von der Druckerhöhungseinheit 31 in die Druckerhöhungseinheit 32 und von Druckerhöhungseinheit 33 in die Druckerhöhungseinheit 34.
Fig. 8b zeigt den zweiten Teil eines Arbeitszyklus, in dem sich in der ersten Druckerhöhungseinheit 31 die Lösung Ll aus Absorptionsmittel und Kältemittel im gekühlten Bereich 31b befindet, in der zweiten Druckerhöhungseinheit 32 die Lösung L2 aus Absorptionsmittel und Kältemittel in der erwärmten Zone 32a befindet, in der dritten Druckerhöhungseinheit 33 die Lösung L3 aus Absorptionsmittel und Kältemittel in der gekühlten Zone 33b befindet und in der vierten Druckerhöhungseinheit 34 die Lösung L4 aus Absorptionsmittel und Kältemittel in der erwärmten Zone 34a befindet. Die Absperrmittel VO, V2 und VK sind geöffnet, während die Absperrmittel VI und V3 geschlossen sind. Kältemitteldampf strömt vom Verdampfer 1 in die Druckerhöhungseinheit 31, von Druckerhöhungseinheit 32 in die Druckerhöhungseinheit 33 und von Druckerhöhungseinheit 34 in den Kondensator 2.
Fig. 9 zeigt eine mögliche Ausführungsform einer Druckerhöhungseinheit 31 (analog zu 32 bis 34) mit beheiztem Bereich 31a und gekühltem Bereich 31b, erstem 12 und zweitem 13 Lösungsreservebehälter und einer Lösungspumpe 14. Ein Flüssigkeitsheberrohr 15 gewährleistet, dass Lösung aus dem ersten Lösungsbehälter 12 erst dann in den gekühlten Wärmetauscher fließt, wenn der erste Lösungsbehälter 12 sich bis zu einem Niveau gefüllt hat, das über dem oberen Scheitelpunkt des Hebers 15 liegt. Alternativ kann der Heber 15 auch durch ein Absperrmittel oder durch eine zweite Lösungspumpe ersetzt werden. Fig. 10 zeigt eine andere mögliche Ausführungsform einer Druckerhöhungseinheit 31 (analog zu 32 bis 34) mit beheiztem 31a und gekühltem 31b Bereich bzw. Wärmetauscher, erstem 12 und zweitem 13 Lösungsreservebehälter, wobei zur Bewegung der Lösung eine Blasenpumpe 24 verwendet wird. Der Anschluss zu den benachbarten Einheiten erfolgt durch das Rohr 3a und die Absperrmittel VO und VK. Zur selbsttätigen Synchronisation der Lösungsbewegung in aufeinanderfolgenden Druckerhöhungseinheiten sind die Heber 15 und 16 so ausgelegt, dass sie auf Druckschwankungen im System reagieren: Der Scheitel von Heber 15 füllt sich, sobald der Druck in der Druckerhöhungseinheit 31 (analog 32 bis 34) abfällt, und der Scheitel von Heber 16 füllt sich, sobald der Druck in der Druckerhöhungseinheit 31 (analog 32 bis 34) steigt. Im ersten Lösungsreservebehälter 12 mündet der beheizte Bereich 31a bzw. Wärmetauscher in eine nach oben offene Schale 17 oder Rohrbogen, die von einer weiteren nach unten offenen Schale 18 oder Rohrbogen bedeckt wird. Beim langsamen Befüllen des Behälters mit Lösung bildet sich zwischen diesen beiden Schalen oder Rohrbögen eine Gasblase, die nicht von selbst abziehen kann, solange der Behälter mit Lösung gefüllt ist. Am Druckausgleichsrohr 19 befindet sich eine kleine Öffnung 20 durch die, sobald Behälter 12 fast gefüllt ist, ein ganz kleiner Lösungsfluss in den gekühltem Bereich 31b bzw. Wärmetauscher stattfindet. Solange aber noch der Hauptlösungsfluss Ll (analog L2 bis L4) vom Lösungsbehälter 13 durch den beheiztem Bereich 31a bzw. Wärmetauscher in den Lösungsbehälter 12 im Gange ist, verdampft so viel Kältemittel, dass der kleine Fluss durch Öffnung 20 in den gekühltem Bereich 31b bzw. Wärmetauscher den Druck in der Druckerhöhungseinheit 31 nicht senken kann. Sobald aber der Hauptfluss Ll bis L4 beendet ist, weil Lösungsbehälter 13 leer ist, sinkt der Druck in der Druckerhöhungseinheit 31 ab. Dadurch dehnt sich einerseits die Gasblase zwischen den Schalen 17, 18 aus, andererseits wird zusätzliches Kältemittel spontan verdampft, das sich zum Teil ebenfalls zwischen den Schalen 17, 18 sammelt. Dadurch steigt der Flüssigkeitsspiegel in Behälter 12 bis zu einem Niveau an, das über dem oberen Scheitelpunkt des Hebers 15 liegt, sodass dieser nun den Hauptfluss der Lösung Ll bis L4 in den gekühltem Bereich 31b bzw. Wärmetauscher leitet. Analog dazu funktioniert die Steuerung des Lösungshebers 16 des zweiten Lösungsbehälters 13. Am Druckausgleichsrohr 21 befindet sich eine kleine Öffnung 22 durch die, sobald Behälter 13 fast gefüllt ist, ein ganz kleiner Lösungsfluss in die Blasenpumpe 24 stattfindet. Solange aber noch der Hauptlösungsfluss Ll vom Lösungsbehälter 12 durch den gekühltem Bereich 31b bzw. Wärmetauscher in den Lösungsbehälter 13 im Gange ist, wird so viel Kältemittel, das über die Verbindung 3a einströmt, absorbiert, dass der kleine Fluss durch Öffnung 22 in die Blasenpumpe 24 den Druck in der Druckerhöhungseinheit 31 nicht erhöhen kann. Sobald aber der Hauptfluss Ll beendet ist, weil Lösungsbehälter 12 leer ist, steigt der Druck in der Druckerhöhungseinheit 31 an. Dadurch wird die Gasblase, die sich in der Rohrausweitung 23 gebildet hatte, zusammengedrückt, Lösung strömt in den oberen Scheitelpunkt des Hebers 16, sodass dieser nun den Hauptfluss der Lösung Ll in die Blasenpumpe 24 leitet.
Die Synchronisation mit der nachfolgenden Druckerhöhungseinheit 32 erfolgt so, dass die Blasenpumpe 24 zunächst nur für einen kurzen Moment anspringt, da sich bei steigendem Druck die Verdampfung des Kältemittels und damit die Blasenbildung verringert. Erst wenn in der nächsthöheren Druckerhöhungseinheit 32 die Lösung durch den dortigen gekühlten Bereich 32b bzw. Wärmetauscher fließt und dadurch der dort herrschende Druck sinkt, öffnet sich das Absperrmittel VI, vorzugsweise ein Rückschlagventil und Kältemitteldampf strömt über das Rohr 3a und das Absperrmittel VI in die nächsthöhere Einheit 32. Dadurch kann in der Blasenpumpe 24 neuer Kältemitteldampf gebildet werden und Lösung wird in den beheizten Bereich oder Wärmetauscher 32a gepumpt. Es kann aber immer nur soviel Lösung gepumpt werden, als dem durch Rohr 3 a abziehenden Dampf entspricht, weil andernfalls der Druck in der Blasenpumpe 24 anstiege und die Blasenbildung zum Stillstand käme.
Erfindungsgemäß wird der energetische Wirkungsgrad eines solchen Kühlsystems besonders hoch, wenn mehrere, vorzugsweise vier Druckerhöhungseinheiten 31 bis 34 hintereinandergeschaltet sind, die durch Absperrmittel VI bis V3 getrennt sind. Es ist dabei notwendig, dass die Lösungen in allen Einheiten im gleichen Takt bewegt werden, und zwar so, dass wenn die Lösung in einer Druckerhöhungseinheit gerade erwärmt wird, die Lösung der darauf folgenden Einheit gleichzeitig gekühlt wird beziehungsweise wenn die Lösung in einer Druckerhöhungseinheit gerade gekühlt wird, die Lösung der darauf folgenden Einheit gleichzeitig erwärmt wird. Dabei übernimmt die erste Druckerhöhungseinheit 31 den Kältemitteldampf vom Verdampfer 1 und gibt ihn im nächsten Zyklus mit erhöhtem Druck an die nächste Druckerhöhungseinheit 32 weiter. Die letzte Druckerhöhungseinheit 34 drückt schließlich den Kältemitteldampf in den Kondensator 2.
Erfindungsgemäß lassen sich durch Kombination einer entsprechenden Anzahl von Druckerhöhungseinheiten 31, 32, 33, ... praktisch alle gewünschten Heiztemperaturen mit den praktisch vorkommenden Rückkühltemperaturen und den üblichen gewünschten Kühltemperaturen kombinieren.
Erfindungsgemäß erfolgt die Beheizung und Kühlung dieser Druckerhöhungseinheiten vorzugsweise so, dass das Wärmeträgermedium von einem beheizten Wärmetauscher 5 ausgehend hintereinander die zu erwärmenden Zonen 31a, 32a, 33a, etc. der einzelnen Druckerhöhungseinheiten durchströmt, wobei die Reihenfolge für das Funktionieren des Systems nicht ausschlaggebend ist. Anschließend läuft das Wärmeträgermedium durch einen vom Rückkühlmedium gekühlten Wärmetauscher 6 und schließlich zurück und zwar hintereinander durch die zu kühlenden Zonen 34b, 33b, 32b, etc. der einzelnen Druckerhöhungseinheiten zum Ausgangspunkt. Der Kondensator 2 kann entweder direkt vom Rückkühlmedium gekühlt werden oder in den Kreislauf des Wärmeträgermediums einbezogen werden, vorzugsweise an seinem kältesten Punkt also unmittelbar nach dem vom Rückkühlmedium gekühlten Wärmetauscher. Im Wärmeträgermedium sinkt beim Durchströmen der zu beheizenden Zonen 31a, 32a, 33a, etc. die Temperatur, steigt aber am Rückweg durch die zu kühlenden Zonen 31b, 32b, 33b, etc. wieder an, sodass die gesamte Absorptionswärme des Systems wiedergewonnen wird. Die Abwärme der Druckerhöhungseinheiten besteht lediglich aus dem Energiebetrag, der sich aus der Rückkühlung des Wärmeträgermediums ergibt, welche notwendig ist, um eine zum Erzielen der gewünschten Druckdifferenz ausreichende Temperaturdifferenz zwischen beheizten und gekühlten Zonen der Druckerhöhungseinheiten zu gewährleisten. Damit liegt der Wirkungsgrad eines solchen Kühlsystems, wenn es optimal dimensioniert ist, sehr nahe beim theoretischen Carnot- Wirkungsgrad.
Erfindungsgemäß kann die Bewegung der Lösung aus Absorptionsmittel und Kühlmittel mechanisch über eine Lösungspumpe oder durch ein Kippen oder Drehen der Druckerhöhungseinheiten, was die Synchronisierung mehrerer solcher Einheiten erleichtert, bewerkstelligt werden. Erfindungsgemäß ist es aber auch möglich, unter Vermeidung beweglicher Teile die Lösung durch Verdampfung von Kältemittel zu bewegen, vorteilhaft durch eine Blasenpumpe 24. In beiden Fällen ist es erfindungsgemäß vorteilhaft, zwischen beheizter 31a und gekühlter 31b Zone jeder Druckerhöhungseinheit zwei Lösungsreservegefäße 12, 13 anzubringen, so dass die Lösung Ll zum Erwärmen und zum Abkühlen zwischen diesen beiden Reservegefäßen hin und her pendelt. Erfindungsgemäß ist es vorteilhaft, in jeder Druckerhöhungseinheit einen Wärmetauscher mit großer Wärmespeicherkapazität so einzubauen, dass die Lösung nach dem Aufheizvorgang dort ihre Wärme deponiert und dieser Wärmebetrag der Lösung vor dem nächsten Aufheizvorgang wieder zugeführt wird.
Technisch ausgereifte Kühlmaschinen, die für ihren Antrieb Wärme verwenden, sind vor allem die Absorptionsmaschinen. Im Gegensatz zu Kompressorkältemaschinen haben Absorptionskältemaschinen aber deutliche Beschränkungen bei ihrem Einsatzbereich. Zum einen ist die erforderliche Heiztemperatur an die von Umgebungsbedingungen definierte Rückkühlungstemperatur und an die erwünschte Kühltemperatur gekoppelt. Je höher die Rückkühltemperatur ist, desto heißer muss die Heiztemperatur sein. Praktisch bedeutet das, dass gerade in heißen feuchten Klimazonen die erforderlichen Heiztemperaturen viel höher liegen, als die Temperatur der zur Verfügung stehenden Niedertemperaturabwärme. Damit kommt es zum Wärmestau und der Kühlprozess kommt zum Erliegen. Zum anderen ist der energetische Wirkungsgrad solcher Anlagen deutlich niedriger, als es nach dem 2. Hauptsatz der Wärmelehre zu erwarten wäre. Die Wärmezahl, definiert als Quotient aus Kühlleistung und der dafür benötigten Heizleistung liegt in der Regel knapp unter 1 und kann ohne Wärmerückgewinnung nicht wesentlich größer sein. Dies kann man am Beispiel einer Ammoniak- Wasser Abso tionskältemaschine veranschaulichen (siehe Fig. 11): Gegeben sei eine Kältemaschine die bei einer Verdampfertemperatur von 0°C und einer Mindestabwärmetemperatur von 30°C arbeiten soll. Der Verdampferdruck liegt dann bei 4 bar absolut und der Kondensatordruck bei 12 bar. Der Prozess geht in 4 Schritten:
1. Man lässt dazu eine Wasser- Ammoniak-Lösung den Dampf bei einem Druck von 4 bar aufnehmen. Geschieht dies bei konstantem Druck, muss dabei die Absorbertemperatur gleichzeitig fallen, da die Konzentration steigt. Dies geschehe im Temperaturintervall von 54°C - 30°C.
2. Die mit Ammoniak angereicherte Lösung wird bei gleich bleibender Konzentration erwärmt, wobei der Druck steigt. Um den Mindestdruck für Kondensation, nämlich 12 bar zu erreichen ist eine Temperatur von 63 °C nötig.
3. Um eine signifikante Ammoniakmenge auszutreiben muss die Lösung auf ca. 90°C erhitzt werden.
4. Die abgereicherte ausgedampfte Lösung wird bei konstanter Konzentration wieder abgekühlt und erreicht den Druck des Verdampfers, also 4 bar, bei einer Temperatur von 54°C, dies war die obere Grenze des Temperaturintervalls von Schritt 1.
Bedeutende Wärmeumsätze finden nur in den Schritten 1 und 3 statt. Die Energien für Aufwärmen und Abkühlen der Lösung ohne Konzentrationsänderung Schritte 2 und 4 machen nur wenige Prozent der Austreibungs- bzw. Absorptionswärme aus. Dazu kommt, dass Austreibungs- und Absorptionsenergie ebenso wie die Kondensations- und die Verdampfungswärme alle von der gleichen Größenordnung sind. Dadurch wird die gesamte Abwärme, die Summe aus Absorption und Kondensation, immer mindestens doppelt so groß sein, wie die Heizwärme, woraus folgt, dass die theoretische Wärmezahl nicht größer als 1 sein kann, in realen Maschinen aber deutlich darunter liegt.
Aus diesem Beispiel folgen die grundsätzlichen Nachteile herkömmlicher Absorptionskältemaschinen:
Die maximal mögliche Wärmezahl ist durch die Art des Kreisprozesses selbst definiert und verglichen mit Kompressionskältemaschinen sehr niedrig. Der angegebene Kreisprozess lässt eine teilweise Wiederverwertung der Abwärme nicht zu, da sowohl Absorptions- wie auch Kondensationswärme unterhalb der minimalen Heiztemperatur 63 °C anfallen
Auch wenn die minimale Heiztemperatur mit 65 °C genannt wurde, ist für einen quantitativ interessanten Ammoniakumsatz eine deutlich höhere Heiztemperatur nötig, in unserem Beispiel 90°C.
Heizte man stattdessen mit 150°C so würde die Lösung so sehr abgereichert, dass sie nach dem Abkühlen bis zum Verdampferdruck immerhin noch eine Temperatur von 108°C hätte. Das heißt man könnte einen Teil der entstehenden Absorptionswärme zum Austreiben von Ammoniak verwenden, also rund 40% der verbrauchten Austreibungswärme zurück gewinnen. Dem steht allerdings entgegen, dass zwar in der heutigen Praxis viele Absorptionskältemaschinen mit 150°C beheizt werden, dass dies aber nicht mit „billiger Abwärme" möglich ist. Will man dagegen mit Heiztemperaturen von 60-80°C arbeiten, so ist dieser Weg der Wärmerückgewinnung nicht gangbar.
Sowohl für Sonnenkollektoren als auch für Abwärme liegt der billige Temperaturbereich zwischen 60°C und 80°C. In diesem Bereich lässt sich die Wärmezahl herkömmlicher Absorptionskältemaschinen nicht mehr steigern. Dadurch wird sogar ein Betrieb mit „kostenloser" Solarenergie problematisch, weil schon ein relativ kleiner Kühlbedarf sehr große Sonnenkollektorflächen erfordert, deren Anschaffung teuer ist. Es wird zwar manchmal versucht, in mehrstufigen Absorptionskälteanlagen die Abwärme einer Maschine zum Betrieb einer anderen Maschine zu nutzen, das Ganze eventuell auch noch in Kaskaden, doch sind diesem Verfahren durch die Wärmetauscher, die dieses Recycling von Energie bewerkstelligen sollen, Grenzen gesetzt. Zusätzlich führt die Kombination mehrerer Kältemaschinen zu sehr großen, komplizierten und schweren Systemen. Es ist dabei anzumerken, dass bei den heute üblichen mehrstufigen Absorptionskältemaschinen die Mehrstufigkeit nur um eine äußere Kombination mit Wärmeübergabe zwischen den Stufen handelt, während die Kältemittelkreisläufe der einzelnen Stufen voneinander getrennt sind.
Fig.l 1 im Detail: Absorptionszyklus im Temperatur-Druck Diagramm für eine herkömmliche Absorptionskältemaschine und für eine mehrstufige Absoφtionskältemaschine mit durchgehendem Kältemittelfluss. Da in einem maßstabgetreuen Temperatur-Druck Diagramm einer H2O-NH3 Lösung die Linien gleicher Konzentration als exponentielle Kurven dargestellt werden wurde zur einfacheren Darstellung eine Koordinatentransformation angewendet, die diese Kurven zu parallelen Geraden transformiert. Dabei zeigt die Abszisse die Werte von -1/T, T in °K und die Ordinate die Werte für logP, P in absoluten bar. Für die leichtere Lesbarkeit dieses Diagramms wurden auf der rechten Seite die realen Druckwerte in bar und oben die realen Temperaturwerte in °C hinzugefügt. Die Drucklinie für reinen Ammoniak NH3 ist stark ausgezogen dargestellt. Die Drucklinien für den Zyklus der Ammoniak- Wasser-Lösung NH3-H2O sind dünn ausgezogen dargestellt. Strichherte Linien sind Ordinaten zum leichteren Vergleich von Temperaturen und Drücken. Fig.l la zeigt den in der Einleitung beschriebenen herkömmlichen Absoφtionszyklus. Schritt 1, die Absoφtion, erfolgt zwischen den Punkten Pia und P2a, Schritt 2, die Erwärmung bei konstanter Konzentration erfolgt zwischen den Punkten P2a und P3a, Schritt 3, die Austreibung erfolgt zwischen den Punkten P3a und P4a, Schritt 4, die Abkühlung bei konstanter Konzentration erfolgt zwischen den Punkten P4a und Pia. Da dieser Zyklus die Form eines Parallelogramms hat, ist klar zu erkennen, dass eine Wärmerückführung von der Absoφtion zur Austreibung, die nur im Überlappungsbereich der Temperaturintervalle von Pla-P2a und P3a-P4a möglich ist nur bei sehr hohen Heiztemperaturen geschehen könnte. In dem vorliegenden konkreten Beispiel, das sich auf eine Niedertemperaturbeheizung bezieht, kann keine Rückgewinnung der Wärme erfolgen.
Fig.l lb zeigt den Zyklus für eine erfindungsgemäße zweistufige Absoφtionskältemaschine mit durchgehendem Kältemittelfluss. Durch die Aufspaltung des Zyklusparallelogramms von Fig.la in Unterzyklen ergibt sich nicht nur eine Reduktion des Drucks pro Stufe sondern auch die Temperaturbeziehungen verändern sich vorteilhaft: Der Überlappungsbereich P3b-Plb der Temperaturintervalle von Plb-P2b und P3b-P4b ist sogar größer als das Temperaturintervall von Plb-P4b, was bedeutet, dass in diesem konkreten Beispiel mehr als die Hälfte der Absoφtionswärme dem Austreibungsprozess zugeführt werden könnte. Da für 3 oder mehr Stufen die Zyklusparallelogramme noch flacher werden, ergibt sich für jene Fälle sogar eine noch bedeutend größere Wärmerückführungsmöglichkeit. Allerdings werden dabei auch die Maschinen größer und schwerer.
Fig.12 zeigt das Schema einer erfindungsgemäßen zweistufigen Absoφtionskältemaschine mit durchgehendem Kältemittelfluss und mit intermittierenden Zyklen, und zum besseren Verständnis der Funktion die Darstellung der beiden Zyklushälften in getrennten Figuren. Ausgezogene dünne Linien beziehen sich dabei auf Kältemittel-Dampfleitungen, ausgezogene mittelstarke Linien auf Leitungen für Kältemittel-Lösung, ausgezogene sehr starke Linien auf Wärmetauscher und Gefäße und punktierte Linien auf Leitungen von Wärmeträgermedium, vorzugsweise Wasser, Wasser mit Frostschutz oder gegebenenfalls auch Luft. Fig.12a zeigt den ersten Teil eines Zyklus. Die erste Stufe befindet sich auf dem Druckniveau des Verdampfers 1. Es wird Kältemitteldampf, der vom Verdampfer 1 kommt über die mit Poren oder Einspritzdüsen versehene Leitung KL1 der Primärseite des Wärmetauschers von 31 zugeführt, durch welche die von der Drossel D31 kommende schwache Kältemittellösung zum Pumpgefäß Plw fließt. Die dabei entstehende Wärme erwärmt das Wärmeträgermedium, welches im Gegenstrom zur Kältemittel-Lösung fließt von der Temperatur TR1 auf TH2. Die zweite Stufe befindet sich auf dem Druckniveau des Kondensators 2. Das Absperrmittel VI verhindert ein Übertreten von Dampf von der zweiten Stufe zur ersten. In der zweiten Stufe wird Lösung aus dem Pumpgefäß P2w durch die Primärseite des Wärmetauschers 32 und das Rückschlagventil Vg2 in den Gasabscheider G2 gedrückt und es entsteht ein Gemisch aus Lösung und Kältemitteldampf. Die dabei verbrauchte Wärme kühlt das Wärmeträgermedium, welches im Gegenstrom zur Kältemittel-Lösung fließt von der Temperatur TH1 auf TR2. Der im Gasabscheider G2 abgetrennte Dampf geht durch das Absperrmittel VK zum Kondensator 2.
Fig.12b zeigt den zweiten Teil eines Zyklus. Die Wärmeträgermedien in den beiden Stufen haben nun ihre Flussrichtung geändert. Dadurch wird nun das Pumpgefäß Plw wärmer als in der ersten Zyklushälfte, Pumpgefäß P2w wird dagegen kälter. Da sich in den PumpgefaLßen immer Lösung und eine Gasblase befinden, bedeutet Erwärmung eine Vergrößerung der Gasblase oder eine Erhöhung des Drucks, da Dampf aus der Lösung freigesetzt wird. Umgekehrt bedeutet Abkühlung eine Verkleinerung der Gasblase oder eine Verringerung des Drucks, da Dampf in der Lösung kondensiert. Damit ändert sich mit der Flussrichtung des Wärmeträgermediums auch die Flussrichtung der Kältemittel Lösung. Die erste Stufe befindet sich nun auf dem mittleren Druckniveau zwischen Verdampfer und Kondensator. Das Absperrmittel VO verhindert ein Übertreten von Dampf von der ersten Stufe 31 zum Verdampfer 1. In der ersten Stufe wird Lösung aus dem Pumpgefäß Plw durch die Primärseite des Wärmetauschers 31 und das Rückschlagventil Vgl in den Gasabscheider Gl gedrückt und es entsteht ein Gemisch aus Lösung und Kältemitteldampf. Die dabei verbrauchte Wärme kühlt das Wärmeträgermedium, welches im Gegenstrom zur Kältemittel- Lösung fließt von der Temperatur TH1 auf TR2. Der im Gasabscheider Gl abgetrennte Dampf geht durch das Absperrmittel VI zur zweiten Stufe 32. Die zweite Stufe befindet sich auf dem gleichen Druckniveau wie die erste Stufe. Es wird Kältemitteldampf, der von der ersten Stufe kommt über die mit Poren oder Einspritzdüsen versehene Leitung KL2 der Primärseite des Wärmetauschers 32 zugeführt, durch welche die von der Drossel D32 kommende schwache Kältemittellösung zum Pumpgefäß P2w fließt. Die dabei entstehende Wärme erwärmt das Wärmeträgermedium, welches im Gegenstrom zur Kältemittel-Lösung fließt von der Temperatur TRl auf TH2. Absperrmittel VK verhindert ein Rückfließen von Dampfaus dem Kondensator 2 zur zweiten Stufe 32.
Werden mehr als zwei Stufen verwendet, so befindet sich immer der Reihe nach abwechselnd eine Stufe im Absoφtionsmodus und die darauffolgende im Austreibmodus.
Fig.13 zeigt ein Ausführungsbeispiel einer zweistufigen Absoφtionskältemaschine mit durchgehendem Kältemittelfluss und mit intermittierenden Zyklen. Dabei sind Verdampfer 1 und Kondensator 2 und auch die Wärmetauscher 31w und 32w als Röhrenwärmetauscher ausgeführt und im Schnitt gezeichnet. Selbstverständlich könnte das gleiche Prinzip auch mit
Plattenwärmetauschern realisiert werden. Wegen der möglichen Komplikationen bei der
Installation des abwechselnd hin und her fließenden Wärmeträgermediums ist dieses hier auch voll beschrieben. Zusätzlich zu den schon bei den vorherigen Figuren beschriebenen Ziffern und Buchstabenkennzeichen bedeuten:
Pl Reservegefaß für starke Lösung der 1. Stufe in dem sich zusätzlich eine Dampfblase befindet,
P2 Reservegefäß für starke Lösung der 2. Stufe in dem sich zusätzlich eine Dampfblase befindet,
14a Rohrkanal der 1. Stufe, in dem sich die Lösung bewegt,
14b Rohrkanal der 2. Stufe, in dem sich die Lösung bewegt,
81 Dampfrohr und Rektifikator der 1. Stufe,
82 Dampfrohr und Rektifikator der 2. Stufe,
WTP1 und WTP2 Pumpen des Wärmeträgermediums, wobei während des ersten Halbzyklus
Fig.12a nur die Pumpe WTP1 läuft aber die zweite Pumpe den Fluss nicht sperrt z.B.
Zentrifugalpumpe und während des zweiten Halbzyklus Fig.12b nur die Pumpe WTP2 läuft aber die erste Pumpe den Fluss nicht sperrt z.B. Zentrifugalpumpe,
17a Drossel zur Rückführung von Kondensat der Rektifikation der 1. Stufe,
17b Drossel zur Rückführung von Kondensat der Rektifikation der 2. Stufe,
6 Rückkühler, z.B. ein Kühlturm, ein Gebläse oder Ähnliches, Vrl, Vr2, Vr3 und Vr4 Rückschlagventile, die gewährleisten sollen, dass das
Wärmeträgermedium immer in der gleichen Richtung durch den Kühler 6 fließt,
5 Heizung, z.B. Sonnekollektor oder Wärmeübernahmestation eines Fernwärmesystems,
Vhl, Vh2, Vh3 und Vh4 Rückschlagventile, die gewährleisten sollen, dass das
Wärmeträgermedium immer in der gleichen Richtung durch die Heizung 5 fließt,
31 w Wärmeträgermantel der 1. Stufe,
32w Wärmeträgermantel der 2. Stufe,
Fig.13 zeigt insbesondere die erfindungsgemäße Rektifikation des Kühlmitteldampfs im Rohr 81 bzw. 82 welches der Länge nach durch den Wärmetauscher 31 w bzw. 32w geführt wird und dabei seine Rektifikationswärme an den Austreibeprozess abgibt. Das dabei gebildete Kondensat läuft durch eine Kapillare zurück in das Lösungsreservegefäß Pl bzw. P2. Erfindungsgemäß wird diese Aufgabe mit intermittierenden Zyklen so gelöst, dass pro Stufe nur ein gemeinsamer Wärmetauscher für Absoφtion und Austreibung verwendet wird an welchen auf der einen Seite ein Pumpgefäß angeschlossen ist und auf der gegenüberliegenden Seite ein Gasabscheider, wobei dann die Lösung vom Pumpgefäß aus abwechselnd durch diesen Wärmetauscher in den Gasabscheider gedrückt wird oder von diesem her angesaugt wird. Eine zusätzliche vorteilhafte Option besteht darin, dass die ausgegaste Lösung auf dem Rückweg vom Gasabscheider zum Wärmetauscher durch eine Drossel, um ihren Druck zu verringern läuft. Gleichzeitig und im gleichen Takt mit dieser Lösungsbewegung muss dann aber das Wärmeträgermedium jeweils im Gegenstrom zur Lösung seine Flussrichtung wechseln. Erfindungsgemäß entsteht diese Synchronisierung selbsttätig, wenn das Pumpgefäß in Form eines Wärmetauschers ausgeführt wird, dessen Sekundärseite mit dem pumpgefäßseitigen Anschluss des Wärmeträgermediums des gemeinsamen Wärmetauschers verbunden wird.
Erfindungsgemäß kann der große Temperaturgradient entlang des Austreiberwärmetauschers dazu genützt werden, den vom Gasabscheider kommenden Kältemitteldampf im Gegenstrom zur Lösung abzukühlen und dadurch vor dem Verlassen der jeweiligen Stufe zu rektifizieren, wobei auch diese Rektifikationswärme dem Austreibungsprozess zugeführt wird. Das Kondensat muss dann über eine Drossel zurück in die Lösung der gleichen Stufe geführt werden.
Erfindungsgemäß wird der Kältemitteldampf beim Absoφtionsvorgang der Lösung an mehreren Punkten entlang ihres Weges durch den Absoφtionswärmetauscher zugeführt, um eine gleichmäßige Wärmeentwicklung und einen gleichförmigen Temperaturanstieg des kühlenden Wärmeträgermediums zu gewährleisten.
Erfindungsgemäß kann das Pumpgefaß auch durch eine mechanische, vorzugsweise elektrisch betriebene Pumpe ersetzt werden.
Durch die erfindungsgemäße Anordnung von nur jeweils einem Wärmetauscher pro Stufe mit einem Pumpgefäß an dessen einem Ende und einem Gasabscheider an dessen anderem Ende wird eine sehr kompakte und einfache Bauform ermöglicht. Das Pumpgefaß funktioniert so, dass sich, sobald der jeweiligen Stufe nach dem abgeschlossenen Absoφtionsvorgang heißes Wärmeträgermedium zugeführt wird, sich im Pumpgefäß nach Abschluss der Erwärmung der angereicherten Lösung aus dieser Gas bildet, welches Lösung durch den Wärmetauscher in den Gasabscheider hineindrückt, bzw. nach beendetem Austreibvorgang, nach Abschluss der Abkühlung der verbliebenen Reste der Lösung im Pumpgefäß in dieser Kältemitteldampf kondensiert, wodurch in diesem Pumpgefäß der Druck im Verhältnis zum Gasabscheider sinkt und Lösung aus dem Gasabscheider durch den Wärmetauscher in das Pumpgefäß gesaugt wird. Durch diesen Druck und Saugvorgang wird die Lösung hinlänglich beschleunigt, um einen guten Wärmeübergang im Wärmetauscher zu gewährleisten. Der große Vorteil dieser Version liegt darin, dass keine explizite Lösungspumpe benötigt wird. Die Leistung der Maschine ist optimiert, weil in aufeinander folgenden Stufen in gleichen Momenten jeweils Absoφtions- und Austreibvorgang einander abwechseln und weil die Lösung dabei bewegt wird. Die Lösung wird hier nicht bloß durch Schwerkraft bewegt, was in den Wärmetauschern einen wesentlich besseren Wärmeübergangswiderstand ermöglicht. Ein weiterer Vorteil besteht darin, dass jeder Stufe der volle Temperaturunterschied zwischen Heiztemperatur und Rückkühltemperatur zu gute kommt, was das Material/Leistungsverhältnis deutlich verbessert. Ein weiterer Vorteil besteht darin, dass die vom Gasabscheider kommende ausgegaste Lösung über eine Drossel läuft, um den Druck vor dem Absoφtionsprozess zu verringern, was ebenfalls den Wirkungsgrad optimiert. Die erfindungsgemäße Rektifikation des Kältemitteldampfs soll in erster Linie verhindern, dass Lösungsmittel von einer Stufe zur nächsten weitergeschleppt wird, was den Gesamtwirkungsgrad des Systems verringern würde. Die Abkühlung des Lösungsmitteldampfes vor dem Eintritt in die nächste höhere Stufe bringt eine zusätzliche Verbesserung des Wirkungsgrades. Der erfindungsgemäße Transport der Lösung durch eine elektrische Pumpe ist zwar konstruktiv mit bedeutenden Komplikationen verbunden, speziell bei der Verwendung von Ammoniak als Kältemittel, aber der Energiebedarf einer elektrischen Pumpe ist bedeutend kleiner als der einer Dampfpumpe nach der hier beschriebenen Bauart.
Weitere erfindungsgemäße Ausführungsformen weisen lediglich einen Teil der beschriebenen Merkmale auf, wobei jede Merkmalskombination, insbesondere auch von verschiedenen beschriebenen Ausführungsformen, vorgesehen sein kann.

Claims

P A T E N T A N S P R Ü C H E
1. Thermische Kältemaschine oder Wärmepumpe mit teilweiser Wiederverwendung von Abwärme, umfassend einen Verdampfer (1), der vorzugsweise mit einem ersten Wärmetauscher (lw) thermisch gekoppelt ist, einen Kondensator (2), der vorzugsweise mit einem zweiten Wärmetauscher (2w) thermisch gekoppelt ist, dadurch gekennzeichnet, dass eine das flüssige Adsoφtions- oder Absoφtionsmittel enthaltende und vom Kältemittel durchströmte Druckerhöhungseinheit (3) vorgesehen ist, welche Verdampfer (1) mit Kondensator (2) verbindet und durch einen Behälter beliebiger Form gebildet ist, welche Druckerhöhungseinheit (3) an einen dritten Wärmetauscher (3w) thermisch gekoppelt ist, der von einem gasförmigen oder flüssigen Wärmeträgermedium (4) durchströmt wird, das abwechselnd durch einem beheizten (5) und einem gekühlten (6) Bereich bewegt wird.
2. Kältemaschine oder Wärmepumpe gemäß Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass der beheizte Bereich (5) auf der Seite der Druckererhöhungseinheit (3) liegt, wo diese an den Verdampfer (1) grenzt, während der gekühlte Bereich (6) auf der Seite der Druckererhöhungseinheit (3) liegt, wo diese an den Kondensator (2) grenzt.
3. Kältemaschine oder Wärmepumpe gemäß Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass Verdampfer (1), Kondensator (2) und Druckerhöhungseinheit (3) jeweils durch eine mit einem ersten (VO), zweiten (VK) bzw. dritten (Dl) Absperrmittel versehene Leitung verbunden sind.
4. Kältemaschine oder Wärmepumpe gemäß Anspruch 1, 2 oder 3, dadurch gekennzeichnet, dass die Druckerhöhungseinheit (3) in zwei oder mehr Druckerhöhungsabschnitte (31 bis 35) geteilt ist, die durch vierte Absperrmittel (VI, V2, V3, V4, V5, ...) vorzugsweise Rückschlagventile, voneinander getrennt sind.
5. Kältemaschine oder Wärmepumpe gemäß Anspruch 3 oder 4, dadurch gekennzeichnet, dass zwischen Verdampfer (1) und Druckerhöhungseinheit (3) das erste Absperrmittel (VO) angeordnet ist, vorteilhaft ein Rückschlagventil, elektrisch gesteuertes Magnetventil mit geeignetem Sensor oder ein über ein zentrales Regelsystem gesteuertes Ventil.
6. Kältemaschine oder Wärmepumpe gemäß Anspruch 3, 4 oder 5, dadurch gekennzeichnet, dass zwischen Druckerhöhungseinheit (3) und Kondensator (2) das zweite Absperrmittel (VK) angeordnet ist, vorteilhaft ein Rückschlagventil, elektrisch gesteuertes Magnetventil mit geeignetem Sensor oder ein über ein zentrales Regelsystem gesteuertes Ventil.
7. Kältemaschine oder Wärmepumpe gemäß Anspruch 3, 4, 5 oder 6, dadurch gekennzeichnet, dass zwischen Kondensator (2) und Verdampfer (1) das dritte Absperrmittel (Dl) angeordnet ist, vorteilhaft ein Schwimmerventil, elektrisch gesteuertes Magnetventil mit geeignetem Sensor oder ein über ein zentrales Regelsystem gesteuertes Ventil.
8. Kältemaschine oder Wärmepumpe gemäß einem der Ansprüche 1 bis 7, dadurch gekennzeichnet, dass zwischen dem beheizten Bereich (5) des Wärmeträgermediums und dem dritten Wärmetauscher (3w) der Druckerhöhungseinheit (3) ein Hauptwärmespeicher (7) angeordnet ist.
9. Kältemaschine oder Wärmepumpe gemäß einem der Ansprüche 1 bis 8, dadurch gekennzeichnet, dass das Absoφtionsmittel in der Druckerhöhungseinheit (3) eine flüchtige Substanz ist, und dass zwischen Druckerhöhungseinheit (3) und Kondensator (2) ein Rektifikator (8) angeordnet ist.
10. Kältemaschine oder Wärmepumpe gemäß einem der Ansprüche 4 bis 9, dadurch gekennzeichnet, dass in der Verbindungsleitung für das Wärmeträgermedium (4) jeweils zwischen den Wärmetauschern (31w, 32w, 33w, 34w ...) der einzelnen Druckerhöhungsabschnitte (31, 32, 33, 34..) Zwischenwärmespeicher (71, 72, 73, ...) eingebaut sind.
11. Kältemaschine oder Wärmepumpe gemäß einem der Ansprüche 4 bis 10, dadurch gekennzeichnet, dass die Druckerhöhungseinheit (3) in Form einer Rohrschlange oder Rohrspirale ausgebildet ist, wobei gegebenenfalls in jeder Windung ein viertes Absperrmittel (VI, V2, V3, V4, V5, ...), vorzugsweise ein Rückschlagventil, angeordnet ist und wobei sich der dritte Wärmetauscher (3w) mit dem Wärmeträgermedium (4) in einem Stück über alle Druckerhöhungsabschnitte (31, 32, 33, 34, 35, ...) erstreckt.
12. Kältemaschine oder Wärmepumpe gemäß einem der Ansprüche 1 bis 11, dadurch gekennzeichnet, dass mehrere parallel geschaltete Druckerhöhungseinheiten (3) vorgesehen sind, die von nur einem dritten Wärmetauscher (3w) mit Wärmeträgermedium (4) erhitzt oder gekühlt werden, für die zusammen es nur jeweils ein Verdampfer (1), ein Kondensator (2), höchstens ein Hauptwärmespeicher (7) und auch lediglich ein Rektifikator (8) vorgesehen ist.
13. Kältemaschine oder Wärmepumpe gemäß Anspruch 12, dadurch gekennzeichnet, dass der dritte Wärmetauscher (3w) mit Wärmeträgermedium (4) einen in sich geschlossenen Kreislauf bildet, dessen Strömungsrichtung sich in periodischen Zeitintervallen ändert und wobei die parallel geschalteten Druckerhöhungseinheiten (3) in zwei Gruppen angeordnet sind, so dass immer die eine der beiden Gruppen beheizt wird, während die andere gekühlt wird.
14. Kältemaschine oder Wärmepumpe gemäß einem der Ansprüche 1 bis 13, dadurch gekennzeichnet, dass sie als Wärmepumpe ausgelegt ist, bei der dem ersten Wärmetauscher (lw) des Verdampfers (1) Wärme bei Umgebungstemperatur zugeführt wird, während die Abwärme des Wärmetauschers des gekühlten Bereichs (6) bei einer Temperatur abgegeben wird, die für Heizzwecke geeignet ist.
15. Kältemaschine oder Wärmepumpe nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, dass in der Druckerhöhungseinheit (3) beliebiger Form zwei Bereiche oder zwei Wärmetauscher (3wa, 3wb) unterschiedlicher Temperatur vorgesehen sind, ein beheizter Bereich (5) und ein gekühlter Bereich (6), die derart ausgelegt sind, dass zwischen diesen zwei Bereichen (5, 6) eine Lösung (Ll, L2, L3, L4, ...), vorzugsweise aus Absoφtionsmittel und Kältemittel, so hin und her bewegt wird, dass sich wesentliche Mengen der Lösung (Ll, L2, L3, L4, ...) zumeist entweder im beheizten (31a) oder im gekühlten (31b) Bereich befinden, aber nur wesentlich seltener in beiden Bereichen (31a, 31b) gleichzeitig.
16. Kältemaschine oder Wärmepumpe nach Anspruch 15, dadurch gekennzeichnet, dass mehrere Druckerhöhungseinheiten (31, 32, 33, 34, ...) hintereinandergeschaltet sind, die durch Absperrmittel (VI, V2, V3, V4, V5, ...), vorzugsweise Rückschlagventile, voneinander getrennt sind.
17. Kältemaschine oder Wärmepumpe nach Anspruch 16, dadurch gekennzeichnet, dass die Lösungen (Ll, L2, L3, L4, ...) in aufeinanderfolgenden Druckerhöhungseinheiten (31, 32, 33, 34, ...) simultan so bewegbar sind, dass wenn in einer Einheit die Lösung sich gerade im beheizten Bereich (31a und 33 a, oder 32a und 34a) befindet, sich die Lösung in der darauf folgenden Einheit im dortigen gekühlten Bereich (31b und 33b, oder 32b und 34b) befindet und umgekehrt.
18. Kältemaschine oder Wärmepumpe nach Anspruch 17, dadurch gekennzeichnet, dass sie derart ausgelegt ist, dass das Wärmeträgermedium (4) von einem beheizten Wärmetauscher (5) ausgehend die beheizten Bereiche (31a, 32a, 33a, 34a, ...) der einzelnen Druckerhöhungseinheiten (31, 32, 33, 34, ...) in beliebiger Reihenfolge durchströmt, dann einen gekühlten Bereich (6) passiert und schließlich in beliebiger Reihenfolge durch die gekühlten Bereiche (31b, 32b, 33b, 34b, ...) der einzelnen Druckerhöhungseinheiten (31, 32, 33, 34,) zum Ausgangspunkt, dem beheizten Wärmetauscher (5), zurückfließt.
19. Druckerhöhungseinheit (31, 32, 33, 34, ...) für eine Kältemaschine oder Wärmepumpe nach einem der Ansprüche 3 bis 18, gekennzeichnet durch ein ringförmig geschlossenes System aus beheiztem Bereich (31a) oder Wärmetauscher, erstem Lösungsbehälter (12), gekühltem Bereich (31b) oder Wärmetauscher und einem zweiten Lösungsbehälter (13), sowie eine Vorrichtung (14, 24) zum Bewegen der Lösung, wobei die Wärmetauscher beliebiger Art sein können und von einem Druckausgleichsrohr (19) verbunden sein können, die Lösungsbehälter (12, 13) von beliebiger Form sein können und die Vorrichtung (14, 24) zum Bewegen der Lösung entweder mechanisch, vorzugsweise durch eine Pumpe (14) mit Motor, oder thermodynamisch, durch die Verdampfung von Kältemittel, vorzugsweise durch eine Blasenpumpe (24), ausgeführt werden kann, und zwar so, dass in einer Teilphase eines Kühlzyklus Lösung aus dem ersten Lösungsbehälter (12) durch den gekühlten Bereich (31b) oder Wärmetauscher in den zweiten Lösungsbehälter (13) läuft und in der anderen Teilphase dieses Kühlzyklus die Lösung vom zweiten Lösungsbehälter (13) durch den beheizten Bereich (31a) oder Wärmetauscher zum ersten Lösungsbehälter (12) läuft.
20. Erster Lösungsbehälter (12) für eine Kältemaschine oder Wärmepumpe nach einem der Ansprüche 3 bis 18, dadurch gekennzeichnet, dass er einen Zufluss vom beheizten Wärmetauscher (31a) her hat, dessen Mündung im Inneren des Behälters (12) in eine nach oben offene Schale (17) oder Rohrbogen führt, die von einer weiteren nach unten offenen Schale (18) oder Rohrbogen bedeckt wird, wodurch sich beim Befüllen des Behälters (12) mit Lösung zwischen diesen beiden Schalen oder Rohrbögen eine Gasblase bildet, die nicht von selbst abziehen kann, solange der Behälter (12) mit Lösung gefüllt ist, und dass außerdem vom unteren Ende des Behälters (12) ein Flüssigkeitsheber (31) in Form eines nach oben strebenden und dann nach unten gebogenen Rohres seinen Ausgang nimmt, dessen Scheitelpunkt oberhalb des Flüssigkeitsspiegels liegt, wenn der Behälter (12) mit Lösung gefüllt ist und dessen anderes Ende in den darunter liegenden gekühlten Wärmetauscher (31b) mündet.
21. Erster Lösungsbehälter (12) nach Anspruch 20, dadurch gekennzeichnet, dass ein Druckausgleichsrohr (19) durch diesen Lösungsbehälter (12) führt, wobei sich oben oder seitlich an diesem Rohr aber noch im Lösungsbehälter (12) eine kleine Öffnung (20) befindet, deren Durchmesser deutlich kleiner als der Durchmesser des Heberrohrs (31) ist und dessen unteres Ende in den gekühlten Wärmetauscher (31b) mündet.
22. Zweiter Lösungsbehälter (13) für eine Kältemaschine oder Wärmepumpe nach einem der Ansprüche 3 bis 18, dadurch gekennzeichnet, dass vom unteren Ende des Behälters (13) ein Flüssigkeitsheber (16) in Form eines nach oben strebenden und dann nach unten gebogenen Rohres seinen Ausgang nimmt, dessen Scheitelpunkt oberhalb des Flüssigkeitsspiegels liegt, wenn der Behälter (13) mit Lösung gefüllt ist und dessen anderes unteres Ende eine Rohrausweitung (23) hat und anschließend in die Vorrichtung (14, 24) zum Bewegen der Lösung in mündet.
23. Zweiter Lösungsbehälter (13) nach Anspruch 22, dadurch gekennzeichnet, dass ein Druckausgleichsrohr (21) durch diesen Lösungsbehälter (13) fuhrt, wobei sich oben oder seitlich an diesem Rohr aber noch im Lösungsbehälter (13) eine kleine Öffnung (40) befindet, deren Durchmesser deutlich kleiner als der Durchmesser des Heberrohrs (16) ist und dessen unteres Ende in die Vorrichtung (24) zum Bewegen der Lösung in mündet.
24. Druckerhöhungseinheit (31, 32, 33, 34, ...) nach Anspruch 19, dadurch gekennzeichnet, dass sie jeweils einen eigenen Füllstutzen zum Evakuieren der Luft und zum Befüllen mit Lösung hat.
25. Kältemaschine oder Wärmepumpe nach einem der Ansprüche 4 bis 18, dadurch gekennzeichnet, dass ein durchgehender Kältemittelfluss mit intermittierenden Zyklen vorgesehen ist und dass das dritte Absperrmittel (Dl) als Drossel ausgeführt ist.
26. Kältemaschine oder Wärmepumpe nach Anspruch 25, dadurch gekennzeichnet, dass pro Stufe nur ein gemeinsamer Wärmetauscher (31w und 32w) für Absoφtion und Austreibung verwendet wird, an welchen auf der kälteren Seite ein Pumpgefäß (Plw und P2w) angeschlossen ist und an der wärmeren Seite ein Gasabscheider (Gl und G2), wobei das Kältemittel im Gegenstrom zum Wärmeträgermedium bzw. Wärmeträgermedium, welches pro Zyklus zwei mal seine Flussrichtung wechselt, abwechselnd vom Pumpgefäß (Plw und P2w) durch den Wärmetauscher (31w und 32w) in den Gasabscheider (Gl und G2) gedrückt wird oder vom Gasabscheider (Gl und G2) her im ausgegasten Zustand durch den Wärmetauscher (31w und 32w) angesaugt wird, weil das Pumpgefäß (Plw und P2w) in Form eines Wärmetauschers mit dem Wärmeträgermedium ausgeführt ist, dessen Sekundärseite mit dem pumpgefäßseitigen Anschluss des Wärmeträgermediums des gemeinsamen Wärmetauschers (31w und 32w) verbunden ist und dadurch seine Temperatur ebenfalls zweimal pro Zyklus ändert, wobei in gleichen Momenten in aufeinander folgenden Stufen die Richtung des Wärmeträgermediumsflusses jeweils umgekehrt verläuft, sodass sich immer der Reihe nach abwechselnd eine Stufe im Absoφtionsmodus und die darauf folgende im Austreibmodus befindet.
27. Kältemaschine oder Wärmepumpe nach Anspruch 26, dadurch gekennzeichnet, sie derart ausgelegt ist, dass in jeder Stufe das Kältemittel abwechselnd vom Pumpgefaß (Plw und P2w) durch den Wärmetauscher (31w und 32w) und ein Rückschlagventil (12a und 12b) in den Gasabscheider (Gl und G2) gedrückt werden kann oder vom Gasabscheider (Gl und G2) her im ausgegasten Zustand zur Druckminderung durch eine Drossel (D32 und D32) und dann durch den Wärmetauscher (31w und 32w) angesaugt werden kann.
28. Kältemaschine oder Wärmepumpe nach Anspruch 26 oder 27, dadurch gekennzeichnet, dass anstelle des Pumpgefäßes (Plw und P2w) eine mechanische (elektrische) Lösungspumpe verwendet wird.
29. Kältemaschine oder Wärmepumpe nach Anspruch 26, 27 oder 28, dadurch gekennzeichnet, dass der vom Gasabscheider (Gl und G2) zur nächsten Stufe oder zum Kondensator (2) fließende Kältemitteldampf durch einen Rektifikator (81 und 82) läuft, der von der heißeren zur kühleren Seite durch den Wärmetauscher (31w und 32w) geführt wird, wobei das entstehende Kondensat über eine Drossel (17a und 17b) zurück in den jeweiligen Lösungsbehälter geführt wird.
30. Kältemaschine oder Wärmepumpe nach Anspruch 29, dadurch gekennzeichnet, dass der Kältemitteldampf beim Absoφtionsvorgang des Kältemittels durch eine mit Poren oder Einspritzdüsen versehene Leitung (KL1 und KL2) der die absorbierende Lösung führenden Seite des Wärmetauschers (31w und 32w) an mehreren Punkten entlang ihres Weges durch einen Absoφtionswärmetauscher zugeführt wird.
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