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EP2215412A1 - Anlage für die kälte-, heiz- oder klimatechnik, insbesondere kälteanlagen - Google Patents

Anlage für die kälte-, heiz- oder klimatechnik, insbesondere kälteanlagen

Info

Publication number
EP2215412A1
EP2215412A1 EP07816266A EP07816266A EP2215412A1 EP 2215412 A1 EP2215412 A1 EP 2215412A1 EP 07816266 A EP07816266 A EP 07816266A EP 07816266 A EP07816266 A EP 07816266A EP 2215412 A1 EP2215412 A1 EP 2215412A1
Authority
EP
European Patent Office
Prior art keywords
evaporator
heat exchanger
expansion valve
working medium
refrigerant
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Ceased
Application number
EP07816266A
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
Remo Meister
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Individual
Original Assignee
Individual
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Individual filed Critical Individual
Publication of EP2215412A1 publication Critical patent/EP2215412A1/de
Ceased legal-status Critical Current

Links

Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B29/00—Combined heating and refrigeration systems, e.g. operating alternately or simultaneously
    • F25B29/003—Combined heating and refrigeration systems, e.g. operating alternately or simultaneously of the compression type system
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B40/00—Subcoolers, desuperheaters or superheaters
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B2400/00—General features or devices for refrigeration machines, plants or systems, combined heating and refrigeration systems or heat-pump systems, i.e. not limited to a particular subgroup of F25B
    • F25B2400/05—Compression system with heat exchange between particular parts of the system
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B2700/00—Sensing or detecting of parameters; Sensors therefor
    • F25B2700/21—Temperatures
    • F25B2700/2116—Temperatures of a condenser
    • F25B2700/21163—Temperatures of a condenser of the refrigerant at the outlet of the condenser
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B5/00—Compression machines, plants or systems, with several evaporator circuits, e.g. for varying refrigerating capacity
    • F25B5/04—Compression machines, plants or systems, with several evaporator circuits, e.g. for varying refrigerating capacity arranged in series

Definitions

  • the present invention relates to the field of thermodynamic cycle based refrigeration and air conditioning including heat pump systems. It relates to a system for refrigeration, heating or air conditioning according to the preamble of claim 1 and a method for operating such a system.
  • the dry expansion operation in which the working medium or refrigerant undergoes a pressure reduction via an injection valve and passes from the liquid state into a liquid / vapor mixture, completely evaporated in the following evaporator, then with slightly superheated steam Leave evaporator and so by heat absorption, a second medium (eg a brine) cools down.
  • a second medium eg a brine
  • thermosyphon operation in which the refrigerant from a compensation and separation vessel is supplied to the evaporator either by gravity or by means of a pump as a liquid.
  • liquid fractions may still be contained in the vapor, so that, as a rule, no overheating of the refrigerant at the evaporator outlet occurs.
  • the known refrigeration system 10 of FIG. 1 comprises a refrigerant circuit in which a compressor 1 2, a condenser 1 1, a heat exchanger 1 3 an expansion or injection valve 1 5 and an evaporator 14 are arranged one behind the other in the flow direction.
  • the condenser 1 1 the compressed refrigerant is liquefied by heat exchange with a via the connecting lines 16 and 17 supply or discharged medium.
  • air is also considered, which flows through the condenser 1 1.
  • the liquefied in the condenser 1 1 refrigerant is subcooled by heat exchange with the suction steam flowing to the compressor 12, while the suction steam is in turn overheated.
  • the pressurized liquid, supercooled refrigerant is controlled in the expansion valve 1 5 relaxed, the volume flow of the refrigerant is controlled.
  • the expanded liquid / vapor mixture evaporates in the evaporator 14 and thereby cools a secondary medium supplied or removed by connecting lines 18, 19.
  • the evaporative cooling can also be delivered directly via a cold surface for cooling a room.
  • the vaporized refrigerant leaves the evaporator 14 slightly overheated.
  • the (internal) subcooling of the liquid refrigerant before expansion in the expansion valve 15 increases the efficiency of the refrigeration system.
  • the Applicant has proposed in WO-A1- 2004/020918 to use modular refrigeration systems with variable-speed compressors in which individual modules are switched on or off depending on the required refrigerating capacity or individually changed in their performance in order to compensate for the performance jumps caused by the switching on and off of entire modules.
  • the modular design of the refrigeration system results in particularly favorable, small refrigerant fillings per individual module.
  • a redundancy is achieved with the alternating use of several modules, which helps prevent interruptions in the process processes dependent on the refrigeration.
  • the individual modules have the structure of a refrigeration system 30 shown in FIG Two-stage evaporator 22, which comprises a first evaporator stage 23 and a downstream second evaporator stage 24 in the form of an internal heat exchanger (IWT).
  • IWT internal heat exchanger
  • dry expansion systems have the advantage of simple construction and small refrigerants contents.
  • the plant efficiency is essentially influenced by the smallest possible evaporation overheating and the highest possible evaporation temperature. But this is disadvantageous for the compressor and it requires a correspondingly high overheating (improved delivery, lubrication, etc.).
  • the intersection of these two opposing requirements small overheating for the evaporator, large overheating for the compressor gives the optimum system characteristic (most economical operation).
  • the main factors for these fluctuations are, on the one hand, the entry vapor content in the evaporator, which changes with the changed temperature of the refrigerant, which has effects on the injection valve and evaporator performance as well as the control behavior of the injection valve and its output, respectively the delivered refrigerant mass flow.
  • the entry vapor content in the evaporator which changes with the changed temperature of the refrigerant, which has effects on the injection valve and evaporator performance as well as the control behavior of the injection valve and its output, respectively the delivered refrigerant mass flow.
  • the temperature of the refrigerant is kept constant in front of the compressor to a defined temperature range
  • the first three measures are operated with a dry expansion valve control conventionally MSS (minimum stable signal) with or without IWT (internal heat exchanger).
  • MSS minimum stable signal
  • IWT internal heat exchanger
  • the present invention is therefore an object of the invention to provide a system for refrigeration, heating or air conditioning, in particular a refrigeration system, in which stable operating conditions can be achieved in a particularly simple manner, and to provide a method for their operation.
  • the object is solved by the entirety of the features of claims 1 and 8.
  • An essential point of the invention is that, to keep the temperature of the liquid working medium or refrigerant constant before the expansion valve, means are provided which thermally couple the liquid working medium flowing to the expansion valve to the working medium flowing from the expansion valve to the evaporator.
  • a preferred embodiment of the invention is characterized in that the means for keeping constant the temperature of the liquid working medium in front of the expansion valve comprise a stabilizer in the form of a heat exchanger, which is flowed through on one side by the working medium flowing from the expansion valve to the evaporator and on the other Side is flowed through by the liquid working medium flowing to the expansion valve.
  • the stabilizer is flowed through by the working medium in cocurrent or countercurrent.
  • Other types of management of the streams of the working medium in the stabilizer are also conceivable.
  • the evaporator is followed by an internal heat exchanger in which the working medium coming from the evaporator is vaporized and / or superheated on one side and the working medium coming from the condenser on the other side before entering the stabilizer is subcooled.
  • the internal heat exchanger is designed as a thermally long heat exchanger.
  • the performance of the system can be increased by the fact that between the condenser and the internal heat exchanger, an external subcooler is inserted and / or that a waste heat recovery exchanger is arranged between the compressor and the condenser.
  • the heat energy recovered in the waste heat recovery heat exchanger is usually a second one Process benefit as (eg service water, heating).
  • the internal heat exchanger is operated depending on the inlet temperature of the liquid working medium in the internal heat exchanger optionally exclusively as a superheater for the working medium flowing to the compressor or as a further evaporator stage. It is particularly economical if in the system with the lowest possible mass flow the greatest possible power in the evaporator is transferred to a secondary medium.
  • FIG. 1 shows a refrigeration system according to the prior art for dry expansion operation with subsequent overheating / supercooling
  • FIG. 2 shows a refrigeration system, which is based on FIG. 1 and known from the prior art, with additional subcooling integrated in the evaporator;
  • FIG. 3 shows a refrigeration system according to the prior art with a two-stage evaporator
  • FIG. 4 shows a refrigeration system according to a first exemplary embodiment of the invention with a stabilizer arranged directly on the expansion valve;
  • Fig. 5 is a building on Fig. 4 refrigeration system according to a second embodiment of the invention with additional waste heat recovery and external subcooler
  • FIG. 6 shows in the pressure-enthalpy diagram a cyclic process with a plant according to FIG. 5, in which the internal heat exchanger (26) operates as a pure superheater; and Fig. 7 in the pressure-enthalpy diagram a driven with a plant of FIG. 5 cycle process in which the internal heat exchanger (26) operates as a third evaporator stage.
  • the refrigeration system 40 has a working medium or refrigerant circuit in which a compressor 12, a condenser 1 1, an expansion valve 1 5 and an evaporator 14 are arranged in succession in the flow direction of the working medium or refrigerant.
  • the refrigerant eg of the type Rl 34a
  • the refrigerant is compressed in the usual manner in the compressor 12, then liquefied in the condenser by heat exchange with an external medium (air, water or the like) and then fed to the (usually controllable) expansion valve 15 where it is controlled relaxed.
  • the expanded liquid refrigerant which may already have vapor content here, is fed to the evaporator 14, where it absorbs heat from a secondary medium which is fed in and out via connecting lines 18, 19 or cools this medium.
  • a stabilizer 25 is inserted in the form of a heat exchanger according to FIG. 4 between the expansion valve 15 and the evaporator, which thermally couples the refrigerant flow to the expansion valve 15 to the flow of refrigerant from the expansion valve 15 to the evaporator 14.
  • the operating behavior of the refrigeration system 40 is particularly favorable when the evaporator 14 is followed by an internal heat exchanger (IWT) 26 which serves as the second or third evaporator. or pure superheater (Fig. 6) can work.
  • IWT internal heat exchanger
  • the coming from the evaporator 14 refrigerant (vapor or liquid-vapor mixture with a low liquid content) is sent on one side by the internal heat exchanger 26 to the compressor 1 2.
  • condensed refrigerant Pond sst to the stabilizer 25 and is thereby supercooled in the internal heat exchanger 26.
  • process step A the superheated refrigerant exiting from the internal heat exchanger 26 is compressed.
  • process step B the compressed refrigerant is de-condensed, condensed, supercooled externally and internally, and finally further lowered in temperature in the stabilizer 25.
  • process step C the liquid refrigerant is expanded.
  • the expanded refrigerant is partially evaporated in the stabilizer 25, completely evaporated in the evaporator 14 and slightly overheated, and further overheated in the internal heat exchanger 26, and then returned to the compressor.
  • the internal heat exchanger 26 acts as a third evaporator stage with correspondingly less overheating, which leads to a shift of the process steps A 1 and B '.
  • the stabilizer 25 is to a certain extent the first evaporator stage and always in operation and cools the refrigerant liquid practically depending on the quality of exchange ("thermal length") down to the evaporation temperature (the "thermal length" of the heat exchanger is a measure for the approach of the outlet temperatures the primary or secondary side of the heat exchanger to the respective inlet temperatures of the (opposite) secondary or primary side; in the case of a heat exchanger with a large thermal length, these two temperatures are approx. almost equal).
  • the second evaporator stage is formed by the evaporator 14 itself.
  • a third evaporator stage results when the IWT 26 is used to evaporate residual liquid, as shown in the diagram of FIG.
  • the stabilizer 25 By the stabilizer 25, the refrigerant flow to the expansion valve 15 when entering the first evaporator stage (stabilizer 25) interspersed with virtually no or only a small proportion of vapor. This circumstance also brings advantages in terms of maldistribution in e.g. Platten Anlagen (2004)em,
  • this type of stabilization is not limited to systems with two-stage evaporation (with the IWT 26 as the second evaporation stage), but also provides in all conventional evaporation processes such as e.g. the dry expansion advantages.
  • the second evaporation stage the actual evaporator 14, which cools down a secondary medium (water, brine, air, etc.), becomes so with a varying proportion of already evaporated refrigerant (about 0-45%, depending on the refrigerant ) approached.
  • the exit conditions of the refrigerant from this second stage may vary depending on the refrigerant liquid inlet temperature in the IWT 26: the exiting Refrigerant may be superheated in gaseous form (FIG. 6) or in the form of wet steam (FIG. 7).
  • this second evaporator stage 14 It is desirable to leave this second evaporator stage 14 with a minimum overheating (1 - 8K), if not to pay attention to the smallest temperature differences of the secondary medium (brine, etc.) and therefore the evaporation temperature is not lowered (otherwise is on the border line the evaporator 14 leaked with about saturated steam without overheating).
  • the third stage, the IWT 26, then serves exclusively to overheat the working medium or refrigerant (FIG. 6).
  • the refrigerant must leave the second evaporator stage (evaporator 14) with a proportion of liquid which evaporates in the third stage and so the Sauggaseintrittstemperatur of the refrigerant in the compressor 12 to a permissible Value limited (Fig. 7).
  • the internal heat exchanger 26 now forms a two-stage evaporator (ZSV) together with the actual evaporator 14. Together with the stabilizer 25 as a further evaporator stage results in a total of a three-stage evaporator 25, 14, 26.
  • the proportion of liquid refrigerant in the last evaporator stage, the IWT 26, is in any case a loss, since this proportion of the evaporator power not the secondary medium to be cooled ( Brine etc.) comes to good.
  • the operation of the system with stabilizer 25 and pure overheating internal heat exchanger IWT or third evaporation stage 26 can be described as follows: In the first evaporator stage (stabilizer 25) refrigerant is evaporated to cool the refrigerant liquid down to near the evaporation temperature and so on to maintain stable operation. In the second evaporator stage (evaporator 14), refrigerant is then evaporated to transfer the highest possible power with the smallest possible mass flow (defined by a process in which the same mass flow flows through all the conduits), thereby a thermally long internal heat exchanger 26 is used to cool the refrigerant liquid through the cold suction gas as low as possible.
  • the suction gases are excessively high, this heating being limited by a residual evaporation of the refrigerant on the suction side in the heat exchanger 26 (FIG. 7), which has an influence on the refrigerant liquid temperature, which is lowered more than without this residual evaporation, but also the suction gas temperature limited and in the process compared to a pure Saugdampfionathitzung without limiting the suction gas temperature means a loss of cooling capacity. Since the stabilization already takes place through the stabilizer 25, the system can be operated in both operating modes (FIG. 6 or FIG. 7). Depending on the requirements, the heat exchanger 26 can be operated as a "dry" superheater or as an additional third evaporation stage.
  • Whether the first or second mode is present is determined only by the refrigerant liquid inlet temperatures in the heat exchanger 26 and the Sauggasaustrittstemperatur (application limits of the compressor, oil, hot gas temperature) and can therefore, for example, during the day and / or year and also at an operating point change (eg from brine once at 0 0 C and once at -25 ° C).
  • the plant built from a plurality of individual, substantially identical modules on ⁇ , one can to freezing temperatures drive (compressor with a powerful motor, electronic injection valve, correct determination of the heat exchanger) and virtually every power spectrum with the same module, a temperature regime of heat pump, air-conditioning cover through the frequency control and the number of existing or switched on modules and this with the same technology (similar modules).
  • a particularly high economic efficiency can be achieved in that in each of the modules with the smallest possible mass flow on the cold side, the greatest possible power in the evaporator 14 is transferred to the secondary medium.
  • the refrigeration system can be expanded by additional components, as shown in FIG. 5 for the refrigeration system 40 'by way of example. is shown.
  • a waste heat utilization exchanger 27 is additionally inserted between the compressor 12 and the condenser 1 1, which dissipates a portion of the heat of compression by heat exchange with an external medium via the connecting lines 29 and 31 and led away.
  • an external subcooler 28 may be inserted, which causes a first subcooling of the condensed refrigerant by heat exchange with an external medium via the connecting lines 32 and 33 and led away.
  • this multi-stage sub-cooling opens up the possibility of limiting the suction gas temperature as safety. Any further cooling of the refrigerant liquid to the condenser 1 1 and before the IWT 26 by one or more external subcooler 28 is in any case a gain in performance and should - if possible - be provided.
  • the lower limits are in turn determined by the application limits of the compressor 1 2. In extreme cases too little overall overheating could occur and the compressor 12 could be destroyed by liquid hammer. Furthermore, the lowest possible condensation temperatures should always be sought,
  • the outside temperature determined in air-cooled condensers of the condensing pressure (temperature) and the refrigerant liquid temperature in the IWT 26.
  • the suction gas can have a high value reached (Begren ⁇ wetting by the external sub-cooler 28, or evaporation in the IWT 26 as the third stage of evaporation; at these high suction gas an external subcooler 28 is the most effective).
  • the air temperature drops during the night or in the winter can or should be driven with lower condensation temperatures, which automatically results in lower refrigerant liquid temperature in the IWT 26, so that the suction gas temperature does not have to be limited and the IWT 26 functions as a heat exchanger without evaporation.
  • the external subcooler 28 can still cause an increase in performance, but never more in the mass as in summer. This evaporates in the stabilizer 25 depending on summer or winter, day or night operation, with or without external subcooler 28, different amounts of refrigerant.
  • the invention results in a highly efficient thermodynamic system with particularly stable operating behavior, which is characterized by a very simple structure.

Landscapes

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  • Air Conditioning Control Device (AREA)

Abstract

Die Erfindung betrifft eine Anlage für die Kälte-, Heiz- oder Klimatechnik, insbesondere Kälteanlage (40), mit einem Arbeitsmediumkreislauf, welcher in Strömungsrichtung hintereinander einen Verdichter (12), einen Kondensator (11), eine Expansionsventil (15) und einen Verdampfer (14) umfasst. Ein besonders stabiles Betriebsverhalten der Anlage wird auf einfache Weise dadurch erreicht, dass zum Konstanthalten der Temperatur des flüssigen Arbeitsmediums vor dem Expansionsventil (15) Mittel (25) vorgesehen sind, welche das zum Expansionsventil (15) strömende flüssige Arbeitsmedium thermisch an das vom Expansionsventil (15) zum Verdampfer (14) strömende Arbeitsmedium ankoppeln.

Description

Anlage für die Kälte-, Heiz- oder Klimatechnik, insbesondere Kälteanlage
Die vorliegende Erfindung bezieht sich auf das Gebiet der auf einem thermodynamischen Kreisprozess beruhenden Kältetechnik und Klimatechnik einschliesslich Wärmepumpensystemen. Sie betrifft eine Anlage für die Kälte-, Heiz- oder Klimatechnik gemäss dem Oberbeg- riff des Anspruchs 1 sowie ein Verfahren zum Betrieb einer solchen Anlage.
Bekannt ist in der Kältetechnik zum Einen der Trockenexpansionsbetrieb, bei dem das Arbeitsmedium bzw. Kältemittel über ein Einspritzventil eine Druckreduktion erfährt und vom flüssigen Zustand in ein Flüssigkeits-/Dampf-Cemisch übergeht, im nachfolgenden Verdampfer vollständig verdampft, um dann mit leicht überhitztem Dampf den Verdampfer zu verlassen und so durch Wärmeaufnahme ein zweites Medium (z.B. eine Sole) herunterkühlt.
Zum anderen kennt man den Thermosiphonbetrieb, bei dem das Kältemittel aus einem Ausgleichs- und Abscheidegefäss dem Verdampfer entweder mittels Schwerkraft oder mit Hilfe einer Pumpe als Flüssigkeit zugeführt wird. Beim Austritt aus dem Verdampfer können durchaus noch Flüssigkeitsanteile im Dampf enthalten sein, so dass in der Regel keine D- berhitzung des Kältemittels am Verdampferaustritt entsteht.
Aus der US-A-5,243,837 ist weiterhin eine Kälteanlage bekannt (siehe die dortige Fig. 1 ), deren grundsätzlicher Aufbau in Fig. 1 wiedergegeben ist. Die bekannte Kälteanlage 10 der Fig. 1 umfasst einen Kältemittelkreislauf, in dem in Strömungsrichtung hintereinander ein Verdichter 1 2, ein Kondensator 1 1 , ein Wärmetauscher 1 3 ein Expansions- bzw. Einspritz- ventil 1 5 und ein Verdampfer 14 angeordnet sind. Im Kondensator 1 1 wird das verdichtete Kältemittel durch Wärmeaustausch mit einem über die Verbindungsleitungen 16 und 17 zu- bzw. abgeführten Medium verflüssigt. Als Medium kommt auch Luft in Betracht, die durch den Kondensator 1 1 strömt. Im Wärmetauscher 13 wird das im Kondensator 1 1 verflüssigte Kältemittel durch Wärmeaustausch mit dem zum Verdichter 12 strömenden Saugdampf unterkühlt, während der Saugdampf seinerseits überhitzt wird. Das unter Druck stehende flüssige, unterkühlte Kältemittel wird im Expansionsventil 1 5 kontrolliert entspannt, wobei der Volumenstrom des Kältemittels geregelt wird. Das entspannte Flüssig/Dampf-Gemisch verdampft im Verdampfer 14 und kühlt dabei ein durch Verbindungsleitungen 18, 19 zu- bzw. abgeführtes Sekundärmedium ab. Die Verdampfungskälte kann aber auch direkt über eine Kaltfläche zur Kühlung eines Raumes abgegeben werden. Das verdampfte Kältemittel verlässt den Verdampfer 14 leicht überhitzt. Die (interne) Unterkühlung des flüssigen Kältemittels vor der Expansion im Expansionsventil 15 steigert den Wirkungsgrad der Kälteanlage. Die damit verbundene nachfolgende grosse Überhitzung des verdampften Kältemittels im Wärmetauscher 13 wirkt sich jedoch negativ auf die Effizienz des Verdichtungsprozesses aus.
In der genannten US-A-5,243,837 ist deshalb vorgeschlagen worden (siehe die dortige Fig. 2), eine weitere Unterkühlung des flüssigen Kältemitteis direkt im Verdampfer vorzunehmen, der einen integrierten Unterkühler aufweist. Eine solche Lösung ist in Fig. 2 wiedergegeben, wo in der Kälteanlage 20 der Verdampfer 21 zusätzlich mit einem internen Unterkühler ausgestattet ist.
Zur Erhöhung der Wirtschaftlichkeit derartiger Kälteanlagen ist in der WO-Al- 2004/020918 vom Anmelder vorgeschlagen worden, modular aufgebaute Kältesysteme mit drehzahlveränderlichen Verdichtern einzusetzen, bei denen je nach angeforderter Kälteleistung einzelne Module zu- oder abgeschaltet werden bzw. individuell in ihrer Leistung verändert werden, um die durch das Zu- und Abschalten ganzer Module bedingten Leistungssprünge auszugleichen. Durch den modularen Aufbau des Kältesystems ergeben sich pro einzelnem Modul besonders günstige, kleine Kältemittelfüllungen. Darüber hinaus wird mit dem wechselnden Einsatz mehrerer Module eine Redundanz erreicht, die Unterbrüche in den auf die Kälteerzeugung angewiesenen Verfahrensprozessen vermeiden hilft. Die einzel- nen Module haben dabei den in Fig. 3 gezeigten Aufbau einer Kälteanlage 30 mit einem Zweistufen-Verdampfer 22, der eine erste Verdampferstufe 23 und eine nachgeschaltete zweite Verdampferstufe 24 in Form eines Internen Wärmetauschers (IWT) umfasst.
Allen diesen Systemen haften unter Praxisbedingungen mehr oder weniger grosse Nachteile an: Trockenexpansionssysteme haben den Vorteil der einfachen Bauart und kleinen Kälte- mittelinhalte. Der Anlagenwirkungsgrad wird im Wesentlichen beeinflusst durch eine möglichst kleine Verdampfungsüberhitzung und eine möglichst hohe Verdampfungstemperatur. Für den Verdichter ist dies aber von Nachteil und er verlangt eine entsprechend hohe Überhitzung (Liefergradverbesserung, Schmierung, etc.). Der Schnittpunkt dieser beiden gegenläufigen Forderungen (kleine Überhitzung für den Verdampfer, grosse Überhitzung für den Verdichter) gibt die optimale Anlagenkennlinie (wirtschaftlichster Betrieb).
Es ist nun in der WO-Al -2005/073645 vom Anmelder vorgeschlagen worden, diese Abhängigkeit zwischen kleinster Überhitzung für den Verdampfer und grosser Überhitzung für den Verdichter zu durchbrechen. Dabei wird versucht, den Prozess für eine gegebene Kälteleistung Q0 mit dem dafür benötigten kleinsten physikalisch möglichen Massenstrom zu fahren, was zu erheblichen wirtschaftlichen und energetischen Vorteilen führt. Die dort vorgeschlagene Lösung kann sowohl bei Trockenexpaπsionssystemen mit nachgeschaltetem Internen Wärmeaustauscher (gemäss Fig. 1 ), also mit einem Wärmeaustausch (1 3) zwischen Kältemittelflüssigkeitsleitung vor dem Expansionsventil 15 einerseits und dem Saugdampf nach dem Verdampfer 14 andererseits, als auch bei Zweistufenverdampfungssystemen ge- mäss Fig. 3 eingesetzt werden.
Allen herkömmlichen Systemen sind aber je nach Betriebsbedingungen kältemittelseitig relativ grosse Temperaturschwankungen vor dem Expansionsventil (Einspritzventil) 15 und vor dem Verdichter 1 2 eigen. Diese Temperaturen des Kältemittels (vor dem Einspritzventil 15 und vor dem Verdichter 12) wurden bis anhin nicht konstant gehalten oder exakt gere- gelt. Oft wurde, wenn überhaupt, nur der Hoch- oder Saugdruck geregelt und/oder konstant gehalten. Dies führte zu mehr oder weniger grossen Schwankungen und Rückkoppelungen (Aufschaukeln) des Kältesystems und somit zu unstabilen Regelkreisen und Verlusten im Wirkungsgrad. Die hauptsächlichen Faktoren für diese Schwankungen sind einerseits der sich mit der veränderten Temperatur des Kältemittels veränderte Eintrittsdampfgehalt in den Verdampfer, welcher Auswirkungen auf die Einspritzventil- und Verdampferleistung sowie das Regelverhalten des Einspritzventils und dessen Leistung, respektive den geförderten Kältemittelmassenstrom hat. Andererseits ergeben sich auch Wirkungen beim Saugdampf am Eintritt in den Verdichter 12, wo die veränderte Temperatur wegen des der jeweiligen Temperatur (und dem jeweiligen Druck) zugeordneten spezifischen Volumens einen Einfluss auf das Fördervolumen des Verdichters 12, also wiederum des geförderten Massenstroms, hat. Diese sich infolge der Temperaturänderungen ständig verändernden Massenströme bringen mehr oder weniger grosse Störfaktoren in den Regelkreis der Kälteanlage ein, was zu Schwankungen im Prozess und somit zu Leistungsverminderungen führt.
Ein stabiler Betrieb der Anlage wird in der WO-AI -2005/073645 dadurch erreicht, dass:
- Die Temperatur des Kältemittels vor dem Einspritzventil 15 auf einen definierten
Temperaturwert konstant gehalten wird; oder
die Temperatur des Kältemittels vor dem Verdichter auf einen definierten Temperaturweit konstant gehalten wird; wobei
- diese beiden Massnahmen für sich alleine oder in Kombination miteinander einge- setzt werden.
Die drei ersten Massnahmen mit einer Trockenexpansionsventilsteuerung herkömmlich nach MSS (minimalstem stabilem Signal) mit oder ohne IWT (interner Wärmeaustauscher) betrieben werden. Das Einspritzventil 1 2 mit der Temperatur zwischen Flüssigkeitsleitung vor dem Einspritzventil 1 2 und Druckmessung nach dem Einspritzventil 12, der so genannten Zweistufenverdampferregelung (gemäss der WO-AI -2004/020918), geregelt wird.
Diese Massnahmen wie Kältemittelflüssigkeitstemperaturkonstanthaltung vor dem Einspritz- ventil 12, Saugdampftemperaturkonstanthaltung vor dem Verdichter 1 2, Zweistufenver- dampferprozess (mit entsprechender Regelung des Einspritzventils 1 2) führen alleine oder in beliebiger Kombination zu einem stabilen Betrieb der Kälteanlagen (auch bei grossen Leistungsänderungen). Kommt dabei gemäss Fig. 3 ein Zweistufen-Verdampfer 22 zum Einsatz, können zusätzlich kleinste Temperaturdifferenzen zwischen dem zu kühlenden Medium ei- nerseits und der Verdampfungstemperatur T0 (bei Saugdruck) andererseits erzielt werden. Diese Temperaturdifferenz kann in jedem Fall kleiner sein, als wenn das Kältemittel bei Tro- ckenexpansionsbetrieb den Verdampfer 14 „überhitzt" verlässt.
Durch den gewonnenen stabileren Betrieb ergeben sich Energie- und Kostenersparnisse und es wird möglich, speziell in Kombination mit der Zweistufenverdampfungstechnik (Fig. 3) Prozesse mit wesentlich kleineren Temperaturdifferenzen der zu kühlenden Medien zu den jeweiligen Verdampfungstemperaturen, zu fahren. Dadurch können Prozesse auf einfache und kostengünstige Weise gefahren werden, welche heute in dieser Art nicht möglich sind.
Die bekannte Lösung zur Stabilisierung des Kältesystems erlaubt eine deutliche Verbesserung des Betriebsverhaltens und der Effizienz, stellt aber zugleich auch Anforderungen an die Regelung des Systems.
Der vorliegenden Erfindung liegt daher die Aufgabe zugrunde, eine Anlage für die Kälte-, Heiz- oder Klimatechnik, insbesondere eine Kälteanlage, zu schaffen, bei der auf besonders einfache Weise stabile Betriebsverhältnisse erreicht werden können, sowie ein Verfahren zu deren Betrieb anzugeben. Die Aufgabe wird durch die Gesamtheit der Merkmale der Ansprüche 1 und 8 gelöst. Ein wesentlicher Punkt der Erfindung besteht darin, dass zum Konstanthalten der Temperatur des flüssigen Arbeitsmediums bzw. Kältemittels vor dem Expansionsventil Mittel vorgesehen sind, welche das zum Expansionsventil strömende flüssige Arbeitsmedium thermisch an das vom Expansionsventil zum Verdampfer strömende Arbeitsmedium ankoppeln.
Eine bevorzugte Ausgestaltung der Erfindung zeichnet sich dadurch aus, dass die Mittel zum Konstanthalten der Temperatur des flüssigen Arbeitsmediums vor dem Expansionsventil einen Stabilisator in Form eines Wärmetauschers umfassen, welcher auf der einen Seite von dem vom Expansionsventil zum Verdampfer strömenden Arbeitsmedium durchströmt wird und auf der anderen Seite von dem zum Expansionsventil strömenden flüssigen Arbeitsmedium durchströmt wird. Insbesondere wird der Stabilisator von dem Arbeitsmedium im Gleichstrom oder Gegenstrom durchströmt. Andere Arten der Führung der Ströme des Arbeitsmediums im Stabilisator sind aber ebenfalls denkbar.
Gemäss einer anderen Ausgestaltung der Erfindung ist dem Verdampfer ein Interner Wärme- tauscher nachgeschaltet, in welchem auf der einen Seite das aus dem Verdampfer kommende Arbeitsmedium nachverdampft und/oder überhitzt wird, und auf der anderen Seite das aus dem Kondensator kommende Arbeitsmedium vor dem Eintritt in den Stabilisator unterkühlt wird. Insbesondere ist der Interne Wärmetauscher als thermisch langer Wärmetauscher ausgebildet.
Die Leistung der Anlage lässt sich dadurch erhöhen, dass zwischen dem Kondensator und dem Internen Wärmetauscher ein externer Unterkühler eingefügt ist und/oder dass zwischen dem Verdichter und dem Kondensator ein Abwärmen utzungstauscher angeordnet ist, Die im Abwärmenutzungstauscher gewonnene Wärmeenergie kommt dabei in der Regel einem zweiten Prozess zugute wie (z.B. Brauchwasser, Heizung). Gemäss einer bevorzugten Ausgestaltung des Verfahrens nach der Erfindung wird der Interne Wärmetauscher in Abhängigkeit von der Eintrittstemperatur des flüssigen Arbeitsmediums in den Internen Wärmetauscher wahlweise ausschliesslich als Überhitzer für das zum Verdichter strömende Arbeitsmedium oder als weitere Verdampferstufe betrieben. Besonders wirtschaftlich ist, wenn dabei in der Anlage mit dem kieinstmöglichen Massenstrom kältesei- tig die grösstmögliche Leistung im Verdampfer an ein Sekundärmedium übertragen wird.
Die Erfindung soll nachfolgend anhand von Ausführungsbeispielen im Zusammenhang mit der Zeichnung näher erläutert werden. Es zeigen
Fig. 1 eine Kälteanlage nach dem Stand der Technik für Trockenexpansionsbe- trieb mit nachfolgender Überhitzung/Unterkühlung;
Fig. 2 eine auf Fig. 1 aufbauende, aus dem Stand der Technik bekannte Kälteanlage mit im Verdampfer integrierter zusätzlicher Unterkühlung;
Fig. 3 eine Kälteanlage nach dem Stand der Technik mit Zweistufen-Verdampfer;
Fig. 4 eine Kälteanlage gemäss einem ersten Ausführungsbeispiel der Erfindung mit einem direkt am Expansionsventil angeordneten Stabilisator;
Fig. 5 eine auf Fig. 4 aufbauende Kälteanlage gemäss einem zweiten Ausführungsbeispiel der Erfindung mit zusätzlichem Abwärmenutzungstauscher und externem Unterkühler
Fig. 6 im Druck-Enthalpie-Diagramm ein mit einer Anlage nach Fig. 5 gefahre- ner Kreisprozess, bei dem der Interne Wärmetauscher (26) als reiner Überhitzer arbeitet; und Fig. 7 im Druck-Enthalpie-Diagramm ein mit einer Anlage nach Fig. 5 gefahrener Kreisprozess, bei dem der Interne Wärmetauscher (26) als dritte Verdampferstufe arbeitet.
In Fig. 4 ist eine Kälteanlage gemäss einem ersten Ausführungsbeispiel der Erfindung in einem stark vereinfachten Schema wiedergegeben. Die Kälteanlage 40 hat einen Arbeitsmedium- bzw. Kältemittelkreis, in dem in Strömungsrichtung des Arbeitsmediums bzw. Kältemittels hintereinander ein Verdichter 12, ein Kondensator 1 1 , ein Expansionsventil 1 5 und ein Verdampfer 14 angeordnet sind. Das Kältemittel (z.B. vom Typ Rl 34a) wird in üblicher Weise im Verdichter 12 komprimiert, dann im Kondensator durch Wärmeaustausch mit ei- nem externen Medium (Luft, Wasser oder dgl.) verflüssigt und dann zum (in der Regel steuerbaren) Expansionsventil 15 geführt, wo es kontrolliert entspannt wird. Das entspannte flüssige Kältemittel, das hier bereits Dampfanteile aufweisen kann, wird dem Verdampfer 14 zugeführt, wo es durch Verdampfung Wärme von einem über Verbindungsleitungen 18, 19 zu- und weggeführten Sekundärmedium aufnimmt bzw. dieses Medium abkühlt.
Da sich nach dem Entspannen des Kältemittels im Expansionsventil 15 die relativ konstante Verdampfungstemperatur des Kältemittels bei dem dort herrschenden Druck einstellt, kann diese Temperatur herangezogen werden, um die Temperatur des Kältemittels vor dem Expansionsventil 1 5 zu stabilisieren. Hierzu wird gemäss Fig. 4 zwischen Expansionsventil 15 und dem Verdampfer ein Stabilisator 25 in Form eines Wärmetauschers eingefügt, der den Kältemittelstrom zum Expansionsventil 15 thermisch an den vom Expansionsventil 15 zum Verdampfer 14 geführten Kältemittelstrom ankoppelt. Durch diese stabilisierende Ankoppe- lung können die im System andernfalls auftretenden Regelschwankungen auf einfache Weise weitgehend vermieden werden.
Besonders günstig ist das Betriebsverhalten der Kälteanlage 40, wenn dem Verdampfer 14 ein Interner Wärmetauscher (IWT) 26 nachgeschaltet ist, der als zweite bzw. dritte Verdamp- fungsstufe (Fig. 7) oder reiner Überhitzer (Fig. 6) arbeiten kann. Das aus dem Verdampfer 14 kommende Kältemittel (Dampf oder Flüssigkeits-Dampf-Gemisch mit niedrigem Flüssigkeitsanteil) wird auf der einen Seite durch den Internen Wärmetauscher 26 zum Verdichter 1 2 geschickt. Auf der anderen Seite des Internen Wärmetauschers 26 füesst kondensiertes Kältemittel zum Stabilisator 25 und wird dabei im Internen Wärmetauscher 26 unterkühlt.
Im Druck(p)-Enthalpie(h)-Diagramm der Fig. 6, in dem die Phasengrenzkurve eines beispielhaften Kältemittels und (gestrichelt) eine typische Kurve konstanter Temperatur eingezeichnet sind, ergeben sich für den zugehörigen Kreisprozess A-B-C-D die folgenden Schritte: Im Prozessschritt A wird das aus dem Internen Wärmetauscher 26 austretende überhitzte Kältemittel verdichtet. Im Prozessschritt B wird das verdichtete Kältemittel enthitzt, kondensiert, extern und intern unterkühlt und zuletzt im Stabilisator 25 in der Temperatur noch weiter abgesenkt. Im Prozessschritt C wird das flüssige Kältemittel expandiert. Im letzten Prozessschritt D wird das expandierte Kältemittel im Stabilisator 25 teilverdampft, im Verdampfer 14 vollständig verdampft und leicht überhitzt, und im Internen Wärmetauscher 26 weiter überhitzt, um dann wieder zum Verdichter zu gelangen.
Im vergleichbaren Druck-Enthalpie-Diagramm der Fig. 7 wirkt der Interne Wärmetauscher 26 demgegenüber als dritte Verdampferstufe mit entsprechend geringerer Überhitzung, was zu einer Verschiebung der Prozessschritte A1 und B' führt.
Der Stabilisator 25 ist gewissermassen die erste Verdampferstufe und immer in Be- trieb und kühlt die Kältemittelflüssigkeit je nach Tauschergüte („thermischer Länge") praktisch herunter bis zur Verdampfungstemperatur (die „thermische Länge" des Wärmetauschers ist dabei ein Mass für die Annäherung der Ausgangstemperaturen auf der Primär- bzw. Sekundärseite des Wärmetauschers an die jeweiligen Eintrittstemperaturen der (entgegengesetzten) Sekundär- bzw. Primärseite; bei einem Wärmetau- scher mit einer grossen thermischen Länge sind diese beiden Temperaturen annä- hernd gleich). Die zweite Verdampferstufe wird durch den Verdampfer 14 selbst gebildet. Eine dritte Verdampferstufe ergibt sich, wenn der IWT 26 zur Verdampfung von Restflüssigkeit eingesetzt wird, wie dies im Diagramm der Fig. 7 gezeigt ist.
Durch den Stabilisator 25 ist der Kältemittelstrom nach dem Expansionsventil 15 beim Eintritt in die erste Verdampferstufe (Stabilisator 25) praktisch ohne oder nur mit geringfügigem Dampfanteil durchsetzt. Dieser Umstand bringt auch Vorteile in Bezug auf eine Fehlverteilung bei z.B. Plattenwärmetauschem,
Je nach Eintrittstemperatur der Kältemittelflüssigkeit in diese erste Verdampferstufe (abhängig vom vorangehenden Prozess, resp. der Eintrittstemperatur in den IWT bzw. die dritte Verdampferstufe 26, der Güte des Wärmetauschers, etc.) wird mehr oder weniger Flüssigkeit für die Stabilisierung verdampft. Dieser Verdampfungsprozess bringt keine direkte Leistungssteigerung der Anlage und dient nur der Konstanthaltung des Prozesses (indirekte Leistungssteigerung), welcher sonst durch den Einsatz eines thermisch langen Wärmetau¬ schers als IWT sehr unstabil und kaum beherrschbar wird, speziell wenn in dieser Stufe verdampft wird (dritte Verdampfungsstufe; Fig. 7).
Selbstverständlich ist diese Art der Stabilisierung nicht auf Systeme mit Zweistufenverdampfung (mit dem IWT 26 als zweite Verdampfungsstufe) beschränkt, sondern bietet auch bei allen herkömmlichen Verdampfungsprozessen wie z.B. der Trockenexpansion Vorteile.
Die zweite Verdampfungsstufe, der eigentliche Verdampfer 14, welcher ein Sekundärmedi- um (Wasser, Sole, Luft, etc.) herunterkühlt, wird so mit einem je nach Prozess variierenden Anteil an bereits verdampftem Kältemittel (ca. 0-45%, je nach Kältemittel) angefahren. Die Austrittsbedingungen des Kältemittels aus dieser zweiten Stufe können je nach Käl- temittelflüssigkeits-Eintrittstemperatur in den IWT 26 unterschiedlich sein: Das austretende Kältemittel kann gasförmig überhitzt sein (Fig. 6) oder in Form von Nassdampf vorliegen (Fig. 7).
Es wird angestrebt, diese zweite Verdampferstufe 14 mit einer minimalen Überhitzung (1 - 8K) zu verlassen, wenn nicht auf kleinste Temperaturdifferenzen des Sekundärmediums (Sole etc.) zu achten ist und deshalb auch die Verdampfungstemperatur nicht gesenkt wird (andernfalls wird auf der Grenzlinie aus dem Verdampfer 14 ausgetreten mit ca. Sattdampf ohne Überhitzung). Die dritte Stufe, der IWT 26, dient dann ausschliesslich der Überhitzung des Arbeitsmediums bzw. Kältemittels (Fig. 6).
Geht dies wegen der vorgängig erwähnten Einsatzbedingungen der Verdichter oder zu hoher Heissgastemperaturen nicht, muss das Kältemittel die zweite Verdampferstufe (Verdampfer 14) mit einem Anteil Flüssigkeit verlassen, welcher in der dritten Stufe verdampft und so die Sauggaseintrittstemperatur des Kältemittels in den Verdichter 12 auf einen zulässigen Wert begrenzt (Fig. 7). Der Interne Wärmeaustauscher 26 bildet jetzt zusammen mit dem eigentlichen Verdampfer 14 einen Zweistufenverdampfer (ZSV). Zusammen mit dem Stabilisator 25 als weiterer Verdampferstufe ergibt sich insgesamt ein Dreistufenverdampfer 25, 14, 26. Der Anteil flüssigen Kältemittels in der letzten Verdampferstufe, dem IWT 26, ist dabei in jedem Fall ein Verlust, da dieser Anteil der Verdampferleistung nicht dem abzukühlenden Sekundärmedium (Sole etc.) zu gute kommt.
Der Betrieb der Anlage mit Stabilisator 25 und rein überhitzendem Internem Wärmetauscher IWT bzw. dritter Verdampfungsstufe 26 lässt sich wie folgt beschreiben: In der ersten Verdampferstufe (Stabilisator 25) wird Kältemittel verdampft, um die Kältemittelflüssigkeit bis nahe an die Verdampfungstemperatur herunter zu kühlen und so einen stabilen Betrieb zu erhalten. In der zweiten Verdampferstufe (Verdampfer 14) wird dann Kältemittel verdampft, um mit dem kleinstmöglichen Massenstrom die grösstmögliche Leistung zu übertragen (definiert durch einen Prozess, bei welchem der gleiche Massenstrom durch alle Leitungen fliesst), Dabei wird ein thermisch langer Interner Wärmetauscher 26 benutzt, um die Kältemittelflüssigkeit durch die kalten Sauggase möglichst tief hinunter zu kühlen.
Erwärmen sich dabei die Sauggase unzulässig hoch, wird diese Erwärmung begrenzt durch eine Restverdampfung des Kältemittels auf der Saugseite im Wärmetauscher 26 (Fig. 7), was einen Einfluss auf die Kältemittelflüssigkeitstemperatur hat, welche stärker abgesenkt wird als ohne diese Restverdampfung, jedoch auch die Sauggastemperatur begrenzt und im Prozess gegenüber einer reinen Saugdampfüberhitzung ohne Begrenzung der Sauggastemperatur einen Verlust an Kälteleistung bedeutet. Da die Stabilisierung bereits durch den Stabilisator 25 erfolgt, kann die Anlage in beiden Betriebsarten (Fig. 6 oder Fig. 7) ge- fahren werden: Je nach Anforderung kann der Wärmetauscher 26 als „trockener" Überhitzer oder als zusätzliche dritte Verdampfungsstufe betrieben werden. Ob die erste oder zweite Betriebsart vorliegt, wird nur durch die Kältemittelflüssigkeitseintrittstemperaturen in den Wärmetauscher 26 und die Sauggasaustrittstemperatur (Einsatzgrenzen der Verdichter, Öl, Heissgastemperatur) bestimmt und kann sich deshalb z.B. im Tages- und/oder Jahresverlauf und ebenso bei einer Betriebspunktumschaltung (z.B. Bedarf von Sole einmal bei 00C und einmal bei -25°C) ständig ändern.
Wird zusätzlich die Anlage aus mehreren einzelnen, weitgehend gleichartigen Modulen auf¬ gebaut, kann man mit demselben Modul ein Temperaturregime von Wärmepumpen-, Klima- bis Tiefkühltemperaturen fahren (Verdichter mit starkem Motor, elektronischem Einspritzventil, richtiger Bestimmung der Wärmetauscher) und praktisch jedes Leistungsspektrum abdecken durch die Frequenzregelung und die Anzahl der vorhandenen bzw. eingeschalteten Module und dies mit der immer gleichen Technik (gleichartigen Modulen). Eine besonders hohe Wirtschaftlichkeit lässt sich dabei dadurch erreichen, dass in jedem der Module mit dem kleinstmöglichen Massenstrom kälteseitig die grösstmögliche Leistung im Verdampfer 14 an das Sekundärmedium übertragen wird. Selbstverständlich kann die Kälteanlage durch zusätzliche Komponenten erweitert werden, wie dies in Fig. 5 für die Kälteanlage 40' beispiel- haft dargestellt ist. in diesem Ausführungsbeispiel ist zwischen dem Verdichter 12 und dem Kondensator 1 1 zusätzlich ein Abwärmenutzungstauscher 27 eingefügt, der durch Wärmeaustausch mit einem über die Verbindungsleitungen 29 und 31 zu- und weggeführten externen Medium einen Teil der Kompressionswärme abführt. Desgleichen kann zwischen dem Kondensator 1 1 und dem Internen Wärmetauscher 26 ein externer Unterkühler 28 eingefügt sein, der durch Wärmeaustausch mit einem über die Verbindungsleitungen 32 und 33 zu- und weggeführten externen Medium eine erste Unterkühlung des kondensierten Kältemittels bewirkt.
Diese Mehrstufenunterkühlung eröffnet durch eine externe Begrenzung der Sauggastemperaturen die Möglichkeit, die Sauggastemperatur als Sicherheit zu begrenzen. Jede weitere Abkühlung der Kältemittelflüssigkeit nach dem Kondensator 1 1 und vor dem IWT 26 durch einen oder mehrere externe Unterkühler 28 ist in jedem Fall ein Leistungsgewinn und sollte - wenn möglich - vorgesehen werden. Die unteren Grenzen werden wiederum durch die Einsatzgrenzen der Verdichter 1 2 bestimmt. In Extremfällen könnte eine zu ge- ringe Gesamtüberhitzung erfolgen und der Verdichter 12 könnte durch Flüssigkeitsschläge zerstört werden. Weiterhin sind auch immer die tiefstmöglichen Kondensationstemperaturen anzustreben,
Geht man von einem Betrieb im Sommer aus, so wird oft an den heissesten Tagen die gröss- te Kälteleistung benötigt. Die Aussentemperatur bestimmt bei luftgekühlten Verflüssigern den Verflüssigungsdruck (Temperatur) und die Kältemittelflüssigkeitstemperatur in dem IWT 26. Dabei können die Sauggastemperaturen einen zu hohen Wert erreichen (Begren¬ zung durch den externen Unterkühler 28 oder Verdampfung im IWT 26 als dritter Verdampfungsstufe; bei diesen hohen Sauggastemperaturen ist ein externer Unterkühler 28 am wirkungsvollsten). Sinkt die Lufttemperatur in der Nacht oder im Winter, kann oder soll mit tieferen Kondensationstemperaturen gefahren werden, was automatisch tiefere Kältemittelflüssigkeitstemperatur in dem IWT 26 zur Folge hat, so dass die Sauggastemperatur nicht mehr begrenzt werden muss und der IWT 26 als Wärmetauscher ohne Verdampfung funktioniert. Auch der externe Unterkühler 28 kann hier noch eine Leistungssteigerung bewirken, jedoch nie mehr in dem Masse wie im Sommer. Dabei verdampft im Stabilisator 25 je nach Sommer- oder Winter-, Tag- oder Nachtbetrieb, mit oder ohne externen Unterkühler 28, unterschiedlich viel Kältemittel.
Es versteht sich von selbst, dass sich die vorstehenden Erläuterungen zwar nur auf eine Käl- teanlage bezogen haben, dass sich die dargestellten Lösungsprinzipien im Rahmen der Erfindung jedoch ohne weiteres auf andere thermodynamische Anlage der Klima- und Heiztechnik anwenden lassen. Die Bauarten der eingesetzten Wärmetauscher können dabei beliebig sein (z.B. Plattenwärmeaustauscher oder andere).
Insgesamt ergibt sich mit der Erfindung eine hocheffiziente thermodynamische Anlage mit besonders stabilem Betriebsverhalten, die sich durch einen sehr einfachen Aufbau auszeichnet.
Bezugszeichenliste
10,20,30,40,40' Kälteanlage
1 1 Kondensator
12 Verdichter
13 Wärmetauscher
14 Verdampfer
15 Expansionsventil (Einspritzventil)
16,17 Verbindungsleitung
18,19 Verbindungsleitung
21 Verdampfer
22 Zweistufen-Verdampfer
23 erste Verdampferstufe
24 zweite Verdampferstufe
25 Stabilisator
26 interner Wärmetauscher (IWT)
27 Abwärmenutzungstauscher
28 externer Unterkühler
29,31 Verbindungsleitung
32,33 Verbindungsleitung

Claims

Patentansprüche
1. Anlage für die Kälte-, Heiz- oder Klimatechnik, insbesondere Kälteanlage (40, 40'), mit einem Arbeitsmediumkreislauf, welcher in Strömungsrichtung hintereinander einen Verdichter (12), einen Kondensator (1 1 ), ein Expansionsventil (1 5) und einen Verdampfer (14) umfasst, dadurch gekennzeichnet, dass zum Konstanthalten der Temperatur des flüssigen Arbeitsmediums vor dem Expansionsventil (1 5) Mittel (25) vorgesehen sind, welche das zum Expansionsventil (1 5) strömende flüssige Arbeitsmedium thermisch an das vom Expansionsventil (15) zum Verdampfer (14) strömende Ar- beitsmedium ankoppeln.
2. Anlage nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass die Mittel zum Konstanthalten der Temperatur des flüssigen Arbeitsmediums vor dem Expansionsventil (1 5) einen Stabilisator (25) in Form eines Wärmetauschers umfassen, welcher auf der einen Seite von dem vom Expansionsventil (15) zum Verdampfer (14) strömenden Arbeits- medium durchströmt wird und auf der anderen Seite von dem zum Expansionsventil
(15) strömenden flüssigen Arbeitsmedium durchströmt wird.
3. Anlage nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, dass der Stabilisator (25) von dem Arbeitsmedium im Gleichstrom oder Gegenstrom durchströmt wird.
4. Anlage nach Anspruch 2 oder 3, dadurch gekennzeichnet, dass dem Verdampfer (14) ein Interner Wärmetauscher (26) nachgeschaltet ist, in welchem auf der einen Seite das aus dem Verdampfer (14) kommende Arbeitsmedium nachverdampft und/oder überhitzt wird, und auf der anderen Seite das aus dem Kondensator (1 1) kommende Arbeitsmedium vor dem Eintritt in den Stabilisator (25) unterkühlt wird.
5. Anlage nach Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet, dass der Interne Wärmetauscher (26) als thermisch langer Wärmetauscher ausgebildet ist.
6. Anlage nach Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet, dass zwischen dem Kondensator (1 1 ) und dem Internen Wärmetauscher (26) ein externer Unterkühler (28) eingefügt ist.
7. Anlage nach Anspruch 4 oder 5, dadurch gekennzeichnet, dass zwischen dem Verdichter (12) und dem Kondensator (11 ) ein Abwärmenutzungstauscher (27) angeordnet ist.
8. Verfahren zum Betrieb einer Anlage nach einem der Ansprüche 4 bis 7, dadurch ge- kennzeichnet, dass der Interne Wärmetauscher (26) wahlweise ausschliesslich als Überhitzer für das zum Verdichter (12) strömende Arbeitsmedium oder als weitere Verdampferstufe betrieben wird.
9. Verfahren nach Anspruch 8, dadurch gekennzeichnet, dass der Interne Wärmetauscher (26) in Abhängigkeit von der Eintrittstemperatur des flüssigen Arbeitsmediums in den Internen Wärmetauscher (26) wahlweise ausschliesslich als Überhitzer für das zum
Verdichter (12) strömende Arbeitsmedium oder als weitere Verdampferstufe betrieben wird.
10. Verfahren nach Anspruch 8 oder 9, dadurch gekennzeichnet, dass in der Anlage (40, 40') mit dem kleinstmöglichen Massenstrom kälteseitig die grösstmögliche Leistung im Verdampfer 14 an ein Sekundärmedium übertragen wird.
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