EP1808655A2 - Kälteanlage - Google Patents

Kälteanlage Download PDF

Info

Publication number
EP1808655A2
EP1808655A2 EP07000185A EP07000185A EP1808655A2 EP 1808655 A2 EP1808655 A2 EP 1808655A2 EP 07000185 A EP07000185 A EP 07000185A EP 07000185 A EP07000185 A EP 07000185A EP 1808655 A2 EP1808655 A2 EP 1808655A2
Authority
EP
European Patent Office
Prior art keywords
expansion valve
evaporator
heat exchanger
refrigerant
refrigeration system
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.)
Withdrawn
Application number
EP07000185A
Other languages
English (en)
French (fr)
Other versions
EP1808655A3 (de
Inventor
Uwe Dipl.-Ing. Regin
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.)
Guentner GmbH and Co KG
Original Assignee
Guentner GmbH and Co KG
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 Guentner GmbH and Co KG filed Critical Guentner GmbH and Co KG
Publication of EP1808655A2 publication Critical patent/EP1808655A2/de
Publication of EP1808655A3 publication Critical patent/EP1808655A3/de
Withdrawn legal-status Critical Current

Links

Images

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
    • 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
    • F25B41/00—Fluid-circulation arrangements
    • F25B41/30—Expansion means; Dispositions thereof
    • F25B41/31—Expansion valves
    • 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
    • F25B49/00—Arrangement or mounting of control or safety devices
    • F25B49/02—Arrangement or mounting of control or safety devices for compression type machines, plants or systems
    • 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
    • F25B2600/00—Control issues
    • F25B2600/21—Refrigerant outlet evaporator temperature
    • 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
    • F25B2600/00—Control issues
    • F25B2600/25—Control of valves
    • F25B2600/2513—Expansion valves
    • 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
    • F25B2700/2117—Temperatures of an evaporator
    • F25B2700/21175—Temperatures of an evaporator of the refrigerant at the outlet of the evaporator

Definitions

  • the invention relates to a refrigeration system according to the preamble of claim 1.
  • Such a refrigeration system operates on the principle that a gaseous refrigerant is liquefied, wherein the heat occurring is derived, for example by air or water cooling.
  • a gaseous refrigerant When relaxing the refrigerant vaporizes and thereby removes the necessary heat, for example, a refrigerator, in which food is stored.
  • Such refrigeration is therefore based on a cycle with the refrigerant.
  • the refrigerant in such a refrigeration system is capable of absorbing heat by evaporation at low temperature and low pressure, for example, warm air from a space to be cooled, and to give off heat by liquefying at higher temperature and higher pressure.
  • a refrigerant is so to speak, the working fluid in a refrigeration system, also called chiller.
  • a refrigeration system according to the preamble of claim 1 is for example from the DE 203 13 777.9 U1 known.
  • the thermostatic expansion valve described here is a so-called standard expansion valve, which opens only at a static overheating from about 5 K. In this respect, the actual goal of keeping the driving temperature difference as low as possible and of saving energy can hardly be achieved with this refrigeration system.
  • the invention has for its object to provide a refrigeration system of the type mentioned, which is more economical operable.
  • the expansion valve is one with a static superheat ⁇ 2 K and the overheat sensor is arranged in the flow direction of the refrigerant behind the evaporator and in front of the inner heat exchanger, overheating of the refrigerant in the evaporator is largely excluded.
  • the driving temperature difference between the air inlet temperature and the evaporation temperature before the evaporator can thus extremely low, ie be set to about 3 to 4 K. This can be saved directly on the compressor energy, because the efficiency of the refrigeration system is increased, on the other hand, defrost energy can be saved because, for example, less dehumidification and thus less icing of the slats takes place in a refrigerator.
  • this evaporator is particularly suitable for fruit and vegetable cooling, ie for the cooling of fresh food.
  • the overheating of the gaseous refrigerant, also called suction gas thus no longer takes place exclusively in the evaporator but rather in the inner heat exchanger.
  • the evaporator can be dimensioned small, which can be achieved in addition to the energy advantages even lower production costs.
  • the superheating of the gaseous refrigerant ultimately caused by the internal heat exchanger is ensured in such a way that liquid blows in the compressor due to liquid drops still present in the suction gas are excluded.
  • the overheating zone in the evaporator can be kept as small as possible with the refrigeration system according to the invention by the low static overheating on the expansion valve.
  • the expansion valve is designed so that it opens already from a static overheating of 0 or 1 K and at a total or work overheating of about 4 K has a valve performance of 100%. It follows that the valve according to the invention is already fully open at a total or work overheating of about 4 K, whereas a conventional expansion valve starts at a static overheating of about 5 K in the first to open. It also follows that the expansion valve according to the invention has a relatively steep characteristic, thus even at extremely low superheat or already from an overheating of 1 K. It also follows that the valve performance is available quickly even at low driving temperature difference.
  • the expansion valve is a thermostatic or an electronic expansion valve.
  • a thermostatic expansion valve is characterized by a favorable price / performance ratio compared to an electronic expansion valve.
  • a refrigeration system 1 is shown schematically, in which a not-shown refrigerant in a cyclic process, ie in the circuit, is performed.
  • the refrigeration system 1, also called chiller, has an evaporator 2, an evaporator in the flow direction of the gaseous refrigerant (see arrow A) downstream inner heat exchanger 3, a downstream of the inner heat exchanger 3 compressor 4, a compressor downstream condenser 5, in which the gaseous refrigerant is condensed, wherein the condenser 5 in the flow direction of the now liquid refrigerant (see arrow B) turn the inner heat exchanger 3 is followed, and a the inner heat exchanger 3 in the flow direction of the liquid refrigerant (see arrow B) downstream and upstream of the evaporator 2 Expansion valve 6.
  • the aforementioned components are, as previously mentioned, connected to a cyclic process.
  • the expansion valve 6 has an overheating sensor 11.
  • the expansion valve 6 is one with a static superheat ⁇ 2 K and is the superheat sensor 11 in the flow direction of the refrigerant, in this case the gaseous refrigerant (see arrow A), behind the evaporator 2 and in front of the inner heat exchanger 3, thus in the suction gas line 7 between the evaporator 2 and the inner heat exchanger 3 is arranged.
  • the expansion valve 6 is designed according to a particularly preferred embodiment of the invention such that it opens already from a static overheating of 0 or 1 K and causes a valve performance of 100% at a static overheating of about 4 K.
  • the expansion valve 6 is a thermostatic or an electronic expansion valve.
  • valve characteristics of thermostatic expansion valves are schematically shown in a diagram. On the ordinate is plotted the valve performance in%, on the abscissa the superheating in Kelvin is plotted.
  • the inventive expansion valve 6 with a static superheat ⁇ 2 K has, for example, a valve characteristic 12, which is shown in a solid line, or a valve characteristic 13, which is shown in phantom.
  • a conventional thermostatic expansion valve according to the prior art has a valve characteristic 14, which is shown in dashed lines.
  • Fig. 2 illustrates a static overheating 15 with respect to the dashed line valve characteristic 14 of a conventional expansion valve of about 5 K.
  • Fig. 2 for the inventive expansion valve according to the valve characteristic 12 a static overheating of 0 K and the other valve characteristic 13 of a inventive expansion valve, which is shown in phantom in Fig. 2, a static overheating of 1 K.
  • Fig. 2 is shown in each case also the opening superheating 16, which in the case of the valve characteristic 14 about 14 K minus 5 K, ie about 9 K and in the case of the valve characteristic 12 4 K minus 0 K, ie 4 K, and in the case of Valve characteristic 13 4 K minus 1 K, ie 3 K, is.
  • the sum of respective static overheating 15 and opening superheating 16 is then the so-called total or working superheating 17.
  • This is in the case of a conventional expansion valve with the valve characteristic 14 14 K, in the case of an expansion valve according to the invention with the valve characteristic 12 about 5 K and im Case of an expansion valve according to the invention with the valve characteristic curve 13 also about 5 K.
  • the static overheating is reduced from about 5 to 1 or 0 K and the opening superheat 16 at 100% valve power from 7 K (12 K minus 5 K) to 3 K (4 K minus 1 K) in the case of Valve characteristic 13 or 4 K (4 K minus 0 K) in the case of the valve characteristic 12 is reduced.
  • Table 1 for a case A with a constant evaporation temperature t0, individual temperatures are given for a conventional refrigeration system according to the prior art and for a refrigeration system according to the invention.
  • Table 2 also shows, for a case B with a constant air inlet temperature tLe, the resulting temperatures for a prior art refrigeration system and one according to the invention.
  • the subcooling temperature tu1 is that of the liquid refrigerant in the flow direction (see arrow B in FIG. 1) before the inner heat exchanger 3, the subcooling temperature tu2 that of the liquid refrigerant after the inner heat exchanger 3.
  • the evaporation temperature t0 is tapped after the evaporator 2.
  • the inlet temperature of the air into the evaporator 2, denoted tLe, is usually the air to be cooled by the refrigeration system, for example, of a cooling space.
  • the cooled air enters at the temperature tLa, i. with an air outlet temperature, which is lower than the air inlet temperature, from the evaporator 2.
  • the temperature difference ⁇ t1 denotes the difference between the aforementioned temperatures tLe and t0.
  • the amount of heat 20 required by the evaporation of the refrigerant in the evaporator 2 can, for example, be withdrawn from the air of a cooling space. Conversely, the amount of heat 21 is released during the liquefaction of the refrigerant. This is indicated in Fig. 2 by the arrows 20 and 21, respectively.
  • the evaporation temperature t0 in the case of the refrigeration system according to the invention can be selected to be significantly higher than would be possible in a refrigeration system according to the prior art.
  • a higher overall efficiency (COP - called "coefficient of performance”) ultimately allows a more economical operation of the refrigeration system.
  • the dehumidification for example a cooling space is reduced, so that the goods contained therein is not withdrawn as much liquid as in the case of a conventional refrigeration system.
  • Another advantage of the refrigeration system according to the invention is that at an increased compared to the prior art evaporation temperature (according to Table 2 0 ° C in the case of the invention and - 8 ° C in the case of the prior art), the ice build-up and the condensate on reduces the cooling fins of the evaporator.
  • a less strongly iced evaporator has a better heat transfer than a strongly iced evaporator.
  • the defrost energy can also be reduced as a result.

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • Physics & Mathematics (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • Thermal Sciences (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Devices That Are Associated With Refrigeration Equipment (AREA)
  • Compression-Type Refrigeration Machines With Reversible Cycles (AREA)
  • Air-Conditioning For Vehicles (AREA)

Abstract

Die vorliegende Erfindung bezieht sich auf eine Kälteanlage mit folgenden zu einem Kreisprozess für ein Kältemittel verbundenen Komponenten: einem Verdampfer (2), einem diesem in Strömungsrichtung des gasförmigen Kältemittels nachgeordneten inneren Wärmeaustauscher (3), einem Verdichter (4), einem Verflüssiger (5), welchem in Strömungsrichtung des nunmehr flüssigen Kältemittels der innere Wärmeaustauscher (3) nachgeschaltet ist, und einem dem inneren Wärmeaustauscher (3) in Strömungsrichtung des flüssigen Kältemittels nachgeordneten und dem Verdampfer (2) vorgeschalteten Expansionsventil (6), welches einen Überhitzungsfühler (11) aufweist. Die Erfindung ist dadurch gekennzeichnet dass das Expansionsventil (6) ein solches mit einer statischen Überhitzung ≤ 2 K ist und der Überhitzungsfühler (11) in Strömungsrichtung des Kältemittels hinter dem Verdampfer (2) und vor dem inneren Wärmeaustauscher (3) angeordnet ist.

Description

  • Die Erfindung bezieht sich auf eine Kälteanlage nach dem Oberbegriff des Anspruchs 1.
  • Eine solche Kälteanlage arbeitet nach dem Prinzip, dass ein gasförmiges Kältemittel verflüssigt wird, wobei die dabei auftretende Wärme beispielsweise durch Luft- bzw. Wasserkühlung abgeleitet wird. Beim Entspannen verdampft das Kältemittel und entzieht dabei die notwendige Wärme beispielsweise einem Kühlraum, in welchem Lebensmittel gelagert sind. Eine solche Kälteerzeugung beruht daher auf einem Kreisprozess mit dem Kältemittel. Das Kältemittel ist in einem solchen Kälte erzeugenden System in der Lage, durch Verdampfen bei niedriger Temperatur und niedrigem Druck Wärme, beispielsweise warme Luft aus einem zu kühlenden Raum, aufzunehmen und durch Verflüssigen bei höherer Temperatur und höherem Druck Wärme abzugeben. Ein derartiges Kältemittel ist also gewissermaßen der Arbeitsstoff in einer Kälteanlage, auch Kältemaschine genannt.
  • Eine Kälteanlage nach dem Oberbegriff des Anspruchs 1 ist beispielsweise aus der DE 203 13 777.9 U1 bekannt. Das hier beschriebene thermostatische Expansionsventil ist ein sogenanntes Standard-Expansionsventil, welches erst bei einer statischen Überhitzung ab etwa 5 K öffnet. Insofern lässt sich mit dieser Kälteanlage das eigentliche Ziel, die treibende Temperaturdifferenz möglichst gering zu halten und Energie sparen zu können, kaum erreichen.
  • Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, eine Kälteanlage der eingangs erwähnten Art zu schaffen, welche wirtschaftlicher betreibbar ist.
  • Diese Aufgabe wird erfindungsgemäß durch eine Kälteanlage mit den Merkmalen des Anspruchs 1 gelöst.
  • Vorteilhafte Weiterbildungen sind Gegenstand der Unteransprüche.
  • Dadurch, dass das Expansionsventil ein solches mit einer statischen Überhitzung ≤ 2 K ist und der Überhitzungsfühler in Strömungsrichtung des Kältemittels hinter dem Verdampfer und vor dem inneren Wärmeaustauscher angeordnet ist, wird eine Überhitzung des Kältemittels im Verdampfer weitgehend ausgeschlossen. Die treibende Temperaturdifferenz zwischen der Lufteintrittstemperatur und der Verdampfungstemperatur vor dem Verdampfer kann damit äußerst niedrig, d.h. auf etwa 3 bis 4 K eingestellt werden. Damit kann zum einen unmittelbar am Verdichter Energie eingespart werden, weil der Wirkungsgrad der Kälteanlage erhöht ist, zum anderen kann Abtauenergie eingespart werden, weil beispielsweise in einem Kühlraum weniger Entfeuchtung und somit weniger Vereisung der Lamellen stattfindet. Durch die geringe Entfeuchtung eignet sich dieser Verdampfer insbesondere für die Obst- und Gemüsekühlung, also für die Kühlung von frischen Lebensmitteln. Die Überhitzung des gasförmigen Kältemittels, auch Sauggas genannt, findet damit nicht mehr ausschließlich im Verdampfer sondern vielmehr in dem inneren Wärmeaustauscher statt. Dadurch kann der Verdampfer klein dimensioniert sein, wodurch sich zusätzlich zu den energetischen Vorteilen auch noch geringere Herstellungskosten erzielen lassen. Durch die Verlegung der Überhitzungszone weg vom Verdampfer hin zum inneren Wärmeaustauscher lässt sich also das Kosten/Nutzen-Verhältnis der Gesamtanlage positiv beeinflussen. Auf der anderen Seite ist die letztlich vom inneren Wärmeaustauscher herbeigeführte Überhitzung des gasförmigen Kältemittels so gewährleistet, dass Flüssigkeitsschläge im Verdichter infolge von noch im Sauggas vorhandenen Flüssigkeitstropfen ausgeschlossen sind. Insofern kann mit der erfindungsgemäßen Kälteanlage durch die geringe statische Überhitzung am Expansionsventil die Überhitzungszone im Verdampfer möglichst klein gehalten werden.
  • Gemäßs einer besonders bevorzugten Weiterbildng der Erfindung ist das Expansionsventil derart ausgebildet, dass es bereits ab einer statischen Überhitzung von 0 oder 1 K öffnet und bei einer Gesamt- oder Arbeitsüberhitzung von etwa 4 K eine Ventilleistung von 100 % hat. Daraus folgt, dass das erfindungsgemäße Ventil bei einer Gesamt- oder Arbeitsüberhitzung von etwa 4 K bereits vollständig geöffnet ist, wohingegen ein herkömmliches Expansionsventil bei einer statischen Überhitzung von etwa 5 K überhaupt erst zu öffnen beginnt. Daraus folgt ferner, dass das erfindungsgemäße Expansionsventil eine relativ steile Kennlinie hat, mithin also schon bei äußerst geringer Überhitzung oder bereits ab einer Überhitzung von 1 K. Daraus folgt auch, dass die Ventilleistung schon bei geringer treibender Temperaturdifferenz schnell zur Verfügung steht.
  • Vorteilhafterweise ist das Expansionsventil ein thermostatisches oder ein elektronisches Expansionsventil. Ein thermostatisches Expansionsventil zeichnet sich im Vergleich zu einem elektronischen Expansionsventil durch ein günstiges Preis/Leistungsverhältnis aus.
  • Ausführungsbeispiele des Erfindungsgegenstandes werden nachfolgend anhand der Zeichnung näher erläutert, wobei alle beschriebenen und/oder bildlich dargestellten Merkmale für sich oder in beliebiger Kombination den Gegenstand der vorliegenden Erfindung unabhängig von ihrer Zusammenfassung in den Ansprüchen oder deren Rückbeziehung bilden. Es zeigen:
    • Fig. 1
    eine schematische Darstellung einer Kälteanlage mit in einem Kreisprozess geführtem Kältemittel; und
    Fig. 2
    ein schematisches Schaubild mit Ventilkennlinien von Expansionsventilen.
  • In Fig. 1 ist schematisch eine Kälteanlage 1 gezeigt, bei der ein nicht näher dargestelltes Kältemittel in einem Kreisprozess, d.h. im Kreislauf, geführt ist.
  • Die Kälteanlage 1, auch Kältemaschine genannt, hat einen Verdampfer 2, einen dem Verdampfer in Strömungsrichtung des gasförmigen Kältemittels (siehe Pfeil A) nachgeordneten inneren Wärmeaustauscher 3, einen dem inneren Wärmeaustauscher 3 nachgeordneten Verdichter 4, einen dem Verdichter nachgeordneten Verflüssiger 5, in dem das gasförmige Kältemittel kondensiert wird, wobei dem Verflüssiger 5 in Strömungsrichtung des nunmehr flüssigen Kältemittels (siehe Pfeil B) wiederum der innere Wärmeaustauscher 3 nachgeschaltet ist, und ein dem inneren Wärmeaustauscher 3 in Strömungsrichtung des flüssigen Kältemittels (siehe Pfeil B) nachgeordnetes und dem Verdampfer 2 vorgeschaltetes Expansionsventil 6.
  • Die vorgenannten Komponenten sind, wie zuvor erwähnt, zu einem Kreisprozess verbunden. Dazu hat die Kälteanlage 1 vom Verdampfer 2 über den inneren Wärmeaustauscher 3 und zum Verdichter 4 eine Sauggasleitung 7. Ferner hat die Kälteanlage 1 vom Verflüssiger 5 über den inneren Wärmeaustauscher 3 und das Expansionsventil 6 zum Verdampfer 2 hin eine Flüssigkeitsleitung 10, wodurch sich letztlich der in Fig. 1 schematisch dargestellte Kreisprozess ergibt.
  • Das Expansionsventil 6 weist einen Überhitzungsfühler 11 auf.
  • Erfindungsgemäß ist das Expansionsventil 6 ein solches mit einer statischen Überhitzung ≤ 2 K und ist der Überhitzungsfühler 11 in Strömungsrichtung des Kältemittels, in diesem Fall des gasförmigen Kältemittels (siehe Pfeil A), hinter dem Verdampfer 2 und vor dem inneren Wärmeaustauscher 3, mithin also in der Sauggasleitung 7 zwischen dem Verdampfer 2 und dem inneren Wärmeaustauscher 3 angeordnet.
  • Das Expansionsventil 6 ist gemäß einer besonders bevorzugten Ausführungsform der Erfindung derart ausgebildet, dass es bereits ab einer statischen Überhitzung von 0 oder 1 K öffnet und bei einer statischen Überhitzung von etwa 4 K eine Ventilleistung von 100 % bewirkt. Das Expansionsventil 6 ist ein thermostatisches oder ein elektronisches Expansionsventil.
  • In Fig. 2 sind Ventilkennlinien von thermostatischen Expansionsventilen schematisch in einem Schaubild gezeigt. Auf der Ordinate ist aufgetragen die Ventilleistung in %, auf der Abszisse ist die Überhitzung in Kelvin aufgetragen. Das erfindungsgemäße Expansionsventil 6 mit einer statischen Überhitzung ≤ 2 K hat beispielsweise eine Ventilkennlinie 12, welche in einer durchgezogenen Linie dargestellt ist, oder eine Ventilkennlinie 13, welche strichpunktiert dargestellt ist. Ein herkömmliches thermostatisches Expansionsventil nach dem Stand der Technik hat eine Ventilkennlinie 14, welche gestrichelt gezeigt ist.
  • Fig. 2 verdeutlicht eine statische Überhitzung 15 in Bezug auf die gestrichelt dargestellte Ventilkennlinie 14 eines herkömmlichen Expansionsventils von etwa 5 K. Demgegenüber zeigt Fig. 2 für das erfindungsgemäße Expansionsventil gemäß der Ventilkennlinie 12 eine statische Überhitzung von 0 K und bei der anderen Ventilkennlinie 13 eines erfindungsgemäßen Expansionsventils, welche in Fig. 2 strichpunktiert dargestellt ist, eine statische Überhitzung von 1 K.
  • Ferner ist Fig. 2 jeweils auch die Öffnungsüberhitzung 16 zu entnehmen, welche im Fall der Ventilkennlinie 14 etwa 14 K minus 5 K, also etwa 9 K und im Fall der Ventilkennlinie 12 4 K minus 0 K, also 4 K, und im Fall der Ventilkennlinie 13 4 K minus 1 K, also 3 K, beträgt. Die Summe aus jeweiliger statischer Überhitzung 15 und Öffnungsüberhitzung 16 ist dann die sogenannte Gesamt- oder Arbeitsüberhitzung 17. Diese beträgt im Falle eines herkömmlichen Expansionsventils mit der Ventilkennlinie 14 ca. 14 K, im Falle eines erfindungsgemäßen Expansionsventils mit der Ventilkennlinie 12 etwa 5 K und im Falle eines erfindungsgemäßen Expansionsventils mit der Ventilkennlinie 13 ebenfalls etwa 5 K.
  • Daraus folgt, dass die statische Überhitzung von etwa 5 auf 1 bzw. 0 K reduziert wird und dass die Öffnungsüberhitzung 16 bei 100 % Ventilleistung von 7 K (12 K minus 5 K) auf 3 K (4 K minus 1 K) im Falle der Ventilkennlinie 13 bzw. auf 4 K (4 K minus 0 K) im Falle der Ventilkennlinie 12 reduziert wird.
  • In der nachfolgenden Tabelle 1 sind für einen Fall A mit einer konstanten Verdampfungstemperatur t0 beispielhaft einzelne Temperaturen für eine herkömmliche Kälteanlage nach dem Stand der Technik und für eine Kälteanlage gemäß der Erfindung angegeben. In Tabelle 2 sind für einen Fall B mit einer konstanten Lufteintrittstemperatur tLe ebenfalls die sich ergebenden Temperaturen für eine Kälteanlage nach dem Stand der Technik und eine solche nach der Erfindung angegeben.
  • Die einzelnen Temperaturen sind in Fig. 1 angedeutet.
  • Die Unterkühlungstemperatur tu1 ist diejenige des flüssigen Kältemittels in Strömungsrichtung (siehe Pfeil B in Fig. 1) vor dem inneren Wärmeaustauscher 3, die Unterkühlungstemperatur tu2 diejenige des flüssigen Kältemittels nach dem inneren Wärmeaustauscher 3. Die Verdampfungstemperatur t0 wird nach dem Verdampfer 2 abgegriffen. Die Eintrittstemperatur der Luft in den Verdampfer 2, tLe bezeichnet, ist üblicherweise die von der Kälteanlage zu kühlende Luft beispielsweise eines Kühlraums. Die abgekühlte Luft tritt mit der Temperatur tLa, d.h. mit einer Luftaustrittstemperatur, welche niedriger als die Lufteintrittstemperatur ist, aus dem Verdampfer 2 aus.
  • Die Temperaturdifferenz Δt1 bezeichnet die Differenz zwischen den vorgenannten Temperaturen tLe und t0.
  • Die Überhitzungstemperatur toh11 wird in Strömungsrichtung des gasförmigen Kältemittels (siehe Pfeil A) vor dem inneren Wärmeaustauscher 3 und die Temperatur toh22 nach dem inneren Wärmeaustauscher 3 im Bereich der Sauggasleitung 7 abgegriffen. Tabelle 1: Fall A: t0 = const.
    Bezeichnungen Einheiten [°C] Stand der Technik Erfindung
    tu1: Unterkühlungstemp. 26 26
    tu2: Unterkühlungstemp. 21 20
    t0: Verdampfungstemp. 0 0
    t Luft ein (tLe) 12 4
    Δt1: (Eintrittstemp.-diff. tLe - t0) 12 4
    toh11: Überhitzungstemp. 10 3,5
    toh22: Überhitzungstemp. 18 15
    Tabelle 2: Fall B: t Luft ein (tLe) = const.
    Bezeichnungen Einheiten [°C] Stand der Technik Erfindung
    tu1: Unterkühlungstemp. 26 26
    tu2: Unterkühlungstemp. 20 20
    t0: Verdampfungstemp. -8 0
    t Luft ein (tLe) 4 4
    Δt1: (Eintrittstemp.-diff. tLe - t0) 12 4
    toh11: Überhitzungstemp. 2 3,5
    toh22: Überhitzungstemp. 13 15
  • Aus Tabelle 1 folgt, dass es mit der erfindungsgemäßen Kälteanlage möglich ist, beispielsweise Luft aus einem Kühlraum zu kühlen, die sich schon auf einem niedrigeren Temperaturniveau als im Stand der Technik befindet. Mit einer Kälteanlage nach dem Stand der Technik kann Luft mit einer Lufteintrittstemperatur tLe von 4°C und einer Verdampfungstemperatur t0 von 0°C nicht mehr gekühlt werden, da das betreffende herkömmliche Expansionsventil gemäß dessen Ventilkennlinie 14 (siehe Fig. 2) in diesem Fall noch vollständig geschlossen ist. Eine derart geringe Überhitzung des gasförmigen Kältemittels, welche beim Temperaturniveau der Luft erfindungsgemäß zu Grunde gelegt wird, ist nicht in der Lage, die statische Überhitzung eines herkömmlichen Expansionsventils zu erreichen bzw. zu übertreffen. Daher bleibt, wie zuvor erwähnt, das herkömmliche Expansionsventil in diesem Fall geschlossen. Eine Kühlung ist damit unmöglich; die Kälteleistung beträgt 0.
  • Weiter folgt daraus, dass erfindungsgemäß Kälte bei einer treibenden Temperaturdifferenz Δt1 von nur noch 4 K produziert werden kann, was bei einer Kälteanlage nach dem Stand der Technik, wie zuvor erwähnt, nicht möglich ist.
  • Die durch das Verdampfen des Kältemittels im Verdampfer 2 benötigte Wärmemenge 20 kann beispielsweise der Luft eines Kühlraums entzogen werden. Umgekehrt wird beim Verflüssigen des Kältemittels die Wärmemenge 21 abgegeben. Dies ist in Fig. 2 durch die Pfeile 20 bzw. 21 angedeutet.
  • Im Fall der Tabelle 2 kann bei identischen Lufteintrittstemperaturen tLe die Verdampfungstemperatur t0 im Falle der erfindungsgemäßen Kälteanlage deutlich höher gewählt werden, als dies bei einer Kälteanlage nach dem Stand der Technik möglich wäre. Dadurch ergibt sich zum einen der Vorteil eines geringeren Druckverhältnisses am Verdichter 4, so dass dieser im Falle der Erfindung kleiner als bei einer herkömmlichen Kälteanlage dimensioniert werden kann. Letztlich folgt daraus ein höherer Gesamtwirkungsgrad des Kälteprozesses. Ein höherer Gesamtwirkungsgrad (englisch COP - Coefficient of Performance genannt) ermöglicht letztlich ein wirtschaftlicheres Betreiben der Kälteanlage. Ferner ergibt sich der Vorteil, dass die Entfeuchtung beispielsweise eines Kühlraumes reduziert wird, so dass der darin befindlichen Ware nicht so viel Flüssigkeit wie im Falle einer herkömmlichen Kälteanlage entzogen wird. Dadurch bleibt die Qualität und das Gewicht der Ware hoch. Ein weiterer Vorteil der erfindungsgemäßen Kälteanlage besteht darin, dass bei einer im Vergleich zum Stand der Technik erhöhten Verdampfungstemperatur (laut Tabelle 2 0°C im Falle der Erfindung und - 8°C im Falle des Standes der Technik) sich der Eisaufbau und die Kondensatablagerung auf den Kühllamellen des Verdampfers reduziert. Ein weniger stark vereister Verdampfer hat aber einen besseren Wärmeübergang als ein stark vereister Verdampfer. Im Übrigen kann dadurch auch die Abtauenergie verringert werden.
  • Daraus ergibt sich, dass die erfindungsgemäße Kälteanlage äußerst wirtschaftlich betreibbar ist.

Claims (3)

  1. Kälteanlage
    mit folgenden zu einem Kreisprozess für ein Kältemittel verbundenen Komponenten:
    - einem Verdampfer (2),
    - einem diesem in Strömungsrichtung des gasförmigen Kältemittels nachgeordneten inneren Wärmeaustauscher (3),
    - einem Verdichter (4),
    - einem Verflüssiger (5), welchem in Strömungsrichtung des nunmehr flüssigen Kältemittels der innere Wärmeaustauscher (3) nachgeschaltet ist, und
    - einem dem inneren Wärmeaustauscher (3) in Strömungsrichtung des flüssigen Kältemittels nachgeordneten und dem Verdampfer (2) vorgeschalteten Expansionsventil (6), welches einen Überhitzungsfühler (11) aufweist,
    dadurch gekennzeichnet, dass
    das Expansionsventil (6) ein solches mit einer statischen Überhitzung ≤ 2 K ist und der Überhitzungsfühler (11) in Strömungsrichtung des Kältemittels hinter dem Verdampfer (2) und vor dem inneren Wärmeaustauscher (3) angeordnet ist.
  2. Kälteanlage nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass das Expansionsventil (6) derart ausgebildet ist, dass es bereits ab einer statischen Überhitzung von nahezu 0 oder 1 K öffnet und bei einer statischen Überhitzung von etwa 4 K eine Ventilleistung von 100 % hat.
  3. Kälteanlage nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass das Expansionsventil (6) ein thermostatisches oder ein elektronisches Expansionsventil ist.
EP07000185A 2006-01-11 2007-01-05 Kälteanlage Withdrawn EP1808655A3 (de)

Applications Claiming Priority (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
DE202006000385U DE202006000385U1 (de) 2006-01-11 2006-01-11 Kälteanlage

Publications (2)

Publication Number Publication Date
EP1808655A2 true EP1808655A2 (de) 2007-07-18
EP1808655A3 EP1808655A3 (de) 2008-04-02

Family

ID=36062845

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
EP07000185A Withdrawn EP1808655A3 (de) 2006-01-11 2007-01-05 Kälteanlage

Country Status (2)

Country Link
EP (1) EP1808655A3 (de)
DE (1) DE202006000385U1 (de)

Cited By (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
EP4170270A1 (de) 2021-10-22 2023-04-26 Cabero Beteiligungs-GmbH Kühlsystem

Families Citing this family (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE102019001638A1 (de) * 2019-03-08 2020-09-10 Stiebel Eltron Gmbh & Co. Kg Verfahren zum Betreiben einer Wärmepumpe mit einem Dampfkompressionssystem

Family Cites Families (10)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE2749250C3 (de) * 1977-11-03 1980-09-11 Danfoss A/S, Nordborg (Daenemark) Ventil für die Flüssigkeitseinspritzung in einen Kältemittelverdampfer
JPH02166367A (ja) * 1988-12-19 1990-06-27 Fuji Koki Seisakusho:Kk 温度膨張弁
JP4202505B2 (ja) * 1999-01-11 2008-12-24 サンデン株式会社 蒸気圧縮式冷凍サイクル
JP2001108314A (ja) * 1999-10-05 2001-04-20 Zexel Valeo Climate Control Corp 冷凍サイクル制御装置
US6427454B1 (en) * 2000-02-05 2002-08-06 Michael K. West Air conditioner and controller for active dehumidification while using ambient air to prevent overcooling
EP1369648A3 (de) * 2002-06-04 2004-02-04 Sanyo Electric Co., Ltd. Kreislaufanlage mit überkritischem Kältemittel
EP1570215B1 (de) * 2002-12-11 2007-12-05 BMS-Energietechnik AG Verdampfungsprozesssteuerung in der kältetechnik
DE10258524A1 (de) * 2002-12-14 2004-07-15 Volkswagen Ag Kältemittelkreislauf für eine Kfz-Klimaanlage
DE102004005802B4 (de) * 2004-02-06 2006-04-20 Lauda Dr. R. Wobser Gmbh & Co. Kg. Verfahren zur Regelung einer Kältemaschine nach dem Verdampferprinzip sowie Anordnung zur Ausübung des Verfahrens
JP4246189B2 (ja) * 2005-09-07 2009-04-02 株式会社デンソー 冷凍サイクル装置

Cited By (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
EP4170270A1 (de) 2021-10-22 2023-04-26 Cabero Beteiligungs-GmbH Kühlsystem
DE102021127498A1 (de) 2021-10-22 2023-04-27 Cabero Beteiligungs-Gmbh Kühlsystem

Also Published As

Publication number Publication date
EP1808655A3 (de) 2008-04-02
DE202006000385U1 (de) 2006-03-02

Similar Documents

Publication Publication Date Title
DE69318810T2 (de) Kühlanlage
DE69931350T2 (de) Kälteeinrichtung
DE69930732T2 (de) Kälteanlage
EP2906882B1 (de) Kältegerät mit zwei verdampfern
DE3907859C2 (de) Luftgekühltes Kälteaggregat mit einem Kühlmittelkreislauf
EP2297531A2 (de) Kühlgerät mit kühlmittelspeicherung im verflüssiger und entsprechendes verfahren
DE102008043807B4 (de) Kälteanlage
EP1576321A2 (de) K ltemittelkreislauf und k lteanlage
EP2235449A1 (de) Kältegerät
DE10313850A1 (de) Kältemittelkreislauf mit zweistufiger Verdichtung für einen kombinierten Kälteanlagen- und Wärmepumpenbetrieb, insbesondere für Kraftfahrzeuge
DE19920726A1 (de) Kälteanlage
DE10001470A1 (de) Verfahren zum Betreiben einer Klimatisierungseinrichtung für Fahrzeuge und Ausführung des erforderlichen Abscheidesammlers
DE69120376T2 (de) Kühlsystem
EP1498673B1 (de) Heissgasabtauverfahren für Kälteanlagen
DE102005049950B4 (de) Verfahren zur Erzeugung tiefer Temperaturen und eine danach arbeitende Kaskadenkälteanlage
EP1745248B1 (de) Kühlsystem und verfahren zur herstellung einer verdampferplatine für ein tieftemperaturkühlsystem
EP1808655A2 (de) Kälteanlage
DE19832682C2 (de) Abtaueinrichtung für einen Verdampfer einer Wärmepumpe oder eines Klimageräts
EP1980803B1 (de) Verfahren zum Betrieb einer Wärmepumpe
EP2187149A2 (de) Wärmepumpenanlage
DE102007025319B4 (de) Kälteanlage mit als Gaskühler betreibbarem Wärmeübertrager
EP1983276A1 (de) Kälteanlage
DE102015221441A1 (de) Kältegerät mit einem Drosselelement
DE112021007291T5 (de) Wärmequellenmaschine einer Kühlvorrichtung und Kühlvorrichtung einschließlich derselben
DE10322674A1 (de) Kältemaschine und Kältegerät mit unterkühlter Einspritzung

Legal Events

Date Code Title Description
PUAI Public reference made under article 153(3) epc to a published international application that has entered the european phase

Free format text: ORIGINAL CODE: 0009012

AK Designated contracting states

Kind code of ref document: A2

Designated state(s): AT BE BG CH CY CZ DE DK EE ES FI FR GB GR HU IE IS IT LI LT LU LV MC NL PL PT RO SE SI SK TR

AX Request for extension of the european patent

Extension state: AL BA HR MK YU

17P Request for examination filed

Effective date: 20070816

PUAL Search report despatched

Free format text: ORIGINAL CODE: 0009013

AK Designated contracting states

Kind code of ref document: A3

Designated state(s): AT BE BG CH CY CZ DE DK EE ES FI FR GB GR HU IE IS IT LI LT LU LV MC NL PL PT RO SE SI SK TR

AX Request for extension of the european patent

Extension state: AL BA HR MK YU

RIC1 Information provided on ipc code assigned before grant

Ipc: F25B 49/02 20060101ALI20080226BHEP

Ipc: F25B 41/06 20060101ALI20080226BHEP

Ipc: F25B 40/00 20060101AFI20070510BHEP

STAA Information on the status of an ep patent application or granted ep patent

Free format text: STATUS: THE APPLICATION HAS BEEN WITHDRAWN

18W Application withdrawn

Effective date: 20080411