EP3922932A1 - Verfahren zum betreiben einer kompressionskälteanlage und kompressionskälteanlage - Google Patents

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EP3922932A1
EP3922932A1 EP21177576.2A EP21177576A EP3922932A1 EP 3922932 A1 EP3922932 A1 EP 3922932A1 EP 21177576 A EP21177576 A EP 21177576A EP 3922932 A1 EP3922932 A1 EP 3922932A1
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EP
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refrigerant
temperature
compressor
evaporator
overheating
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Stiebel Eltron GmbH and Co KG
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    • 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 method for operating a compression refrigeration system and an associated compression refrigeration system with a refrigerant, an evaporator, a compressor, a condenser, a throttle element and a control unit.
  • Such compression refrigeration systems for example in the form of heat pumps, with a vapor compression system in which a gaseous refrigerant is compressed from a low pressure to a high pressure by a compressor controlled by means of the control unit, which for example has a regulator, are known.
  • the refrigerant is driven through the condenser, in which it gives off heat to a heating medium located in a heat sink system.
  • Internal heat is transferred in an optional internal heat exchanger, for example in the form of a recuperator, between the refrigerant flowing under high pressure from the condenser to the expansion valve and the refrigerant flowing from the evaporator to the compressor under low pressure.
  • the refrigerant is guided further in a high-pressure flow direction to an expansion valve controlled by the regulator, in which the refrigerant is expanded from high pressure to low pressure as a function of a control value.
  • the refrigerant at the low pressure evaporates in the evaporator when it absorbs source heat.
  • recuperator in a refrigeration machine, in particular in a heat pump, which is intended to increase the heating power in a structurally simple manner at low outside temperatures.
  • the recuperator is dimensioned in such a way that it is at least approximately at low evaporation temperatures Transferring 15% of the heat pump's heating capacity from the liquid refrigerant to the gaseous refrigerant.
  • An injection valve injects liquid refrigerant into the compressor so that the compression end temperature remains below 120 ° C.
  • a heat pump system with a refrigerant circuit is off DE 10 2005 061 480 B3 known. It is equipped with a compressor, a first heat exchanger, a throttle element, an evaporator and a 4-2-way valve unit for switching between a first (heating) and a second operating mode (cooling).
  • a direction of flow of the refrigerant in the refrigerant circuit can be switched so that the first heat exchanger is used to liquefy the refrigerant in the first operating mode and to evaporate the refrigerant in the second operating mode, and the second heat exchanger in the first operating mode to evaporate the refrigerant and in the second operating mode is used to liquefy the refrigerant, the first heat exchanger in the refrigerant circuit being connected in such a way that it works as a countercurrent heat exchanger in the two operating modes heating and cooling.
  • the regulation of the compression refrigeration system has to meet various requirements, for example it is required that a coefficient of performance is as high as possible in order to allow the most energy-efficient operation possible. But it is also crucial that the operating limits of the components are observed.
  • the coefficient of performance depends largely on the correct amount of refrigerant that circulates through the refrigeration circuit. For example, excess refrigerant can be collected in a refrigerant collector so that the correct amount of refrigerant circulates. If there is too little refrigerant that can circulate through the refrigeration circuit, the efficiency of the compression refrigeration system is poor. Such a refrigerant shortage situation can have various causes that require different reactions.
  • a method for operating a compression refrigeration system is proposed with a refrigerant that has a temperature glide, an evaporator, a compressor, a condenser, a throttle element, an internal heat exchanger, the internal heat exchanger for transferring thermal energy of the refrigerant before it enters the throttle element the refrigerant is formed before entering the compressor, and a control unit, wherein the control unit is designed a) to detect overheating of the refrigerant after exiting the evaporator and to detect overheating of the refrigerant when entering the compressor and b) to regulate the Throttle member is formed, wherein the regulation of the throttle member with the aid of a control variable based on both overheating and c) for detecting a lack of refrigerant is formed at least in the condenser.
  • the method includes calculating a temperature difference between the dew point temperature and the boiling point temperature, called a temperature glide, of the refrigerant at the current operating point of the compression refrigeration system on the basis of a detected low pressure of the refrigerant.
  • the temperature glide depends on the current pressure to which it is related. According to the invention, the one in the low-pressure path of the refrigerant is relevant.
  • the temperature glide can be determined on the basis of a characteristic curve known for the refrigerant used.
  • Refrigerants that have a temperature glide are usually mixtures of two or more refrigerant components.
  • a correction of the known characteristic curve based on deviations in the mixing ratio is particularly preferably provided.
  • the method further comprises calculating a temperature difference limit value relative to the calculated temperature glide of the detected low pressure of the refrigerant at the current operating point.
  • the method further includes evaluating the current evaporator outlet overheating for undershooting the temperature difference limit value.
  • the temperature glide in typical working ranges for typical refrigerants such as R454C can be in a range from 5 K to 15 K, in particular between 7 and 8 K.
  • the temperature difference limit value can now stipulate that the prerequisite for the presence of a refrigerant shortage situation is fulfilled if the refrigerant exits the evaporator at a temperature lower than -4 or -5 K after the evaporation has ended.
  • the method further comprises providing a setpoint value for superheating, which is defined as a difference between the temperature of the refrigerant and the dew point temperature, when entering the compressor, called compressor inlet superheating,
  • the method further comprises evaluating the current compressor inlet overheating to determine whether the setpoint value of the compressor inlet overheating is exceeded,
  • the method finally includes a recognition of a refrigerant shortage situation when both results of the evaluation steps are met without interruption for a specified time.
  • the method according to the invention therefore enables an existing refrigerant deficiency situation to be reliably detected in compression refrigeration systems with internal heat exchangers based on two superheating values of the refrigerant in the low-pressure path, namely when it exits the evaporator and when it enters the compressor.
  • the set time is preferably at least one minute, particularly preferably 10 minutes. This gives the control loop the opportunity to return to the desired state in a stable manner, which requires a certain amount of time.
  • the refrigerant preferably has a temperature glide, the refrigerant in particular having or consisting of R454C, and where the compression refrigeration system contains in particular an internal heat exchanger for transferring thermal energy of the refrigerant before it enters the throttle element to the refrigerant before it enters the compressor.
  • the compression refrigeration system contains in particular an internal heat exchanger for transferring thermal energy of the refrigerant before it enters the throttle element to the refrigerant before it enters the compressor. This is particularly relevant because high-performance internal heat exchangers are regularly used in refrigeration circuits with R454C.
  • the method preferably also has the following step: Carrying out an attempt to recirculate refrigerant into the condenser by increasing the setpoint value of the compressor speed for a limited time and / or increasing the setpoint value for the evaporator outlet superheating for a limited time.
  • the second situation of a lack of refrigerant in the condenser is caused by refrigerant that has condensed out in components of the refrigeration circuit.
  • refrigerant can fail, for example at low positions in the evaporator, and due to low flow velocities and gravity, it cannot escape from the evaporator together with the gaseous refrigerant. In other words, the refrigerant remains trapped in the component and is not available for the cycle. It was found that the risk of refrigerant accumulation in components of the refrigeration circuit increases, particularly in the case of evaporators with a large area and operating points with low performance requirements, for example low compressor speeds. In such situations where there is a lack of refrigerant, it is possible to initiate a successful return of the refrigerant by shifting the operating point.
  • the method preferably also has the following step: generating an error state in the event of an unsuccessful attempt to recirculate the refrigerant, in particular in the case of multiple unsuccessful attempts to recirculate the refrigerant, in a specified period of time.
  • the fault status can preferably be displayed on a housing of the compression refrigeration system, for example in a display.
  • the error status including further diagnostic information can be transmitted to a server and / or displayed in an app.
  • the diagnostic information can help with a repair.
  • a fixed period of time and a fixed value can be set relative to the temperature glide, which indicates that the energy being transferred in the evaporator is significantly too little, which indicates a shift in refrigerant.
  • a regular overheating value is assumed, which is also negative, in particular based on known, model-based pre-control characteristics. Based on this regular overheating value, it can be determined according to the invention that a limit for refrigerant shortage is always reached when a certain threshold value, the temperature difference limit value, for example 1 K or 2 K, particularly preferably 1.5 K, is reached.
  • the temperature difference limit value is preferably calculated relative to the calculated temperature glide of the detected low pressure of the refrigerant as a function of the current operating point of the compression refrigeration system.
  • the temperature difference limit value is preferably set relative to the calculated temperature glide proportionally to a difference between the heat sink temperature and the heat source temperature.
  • the temperature difference limit value can accordingly also be corrected on the basis of a model, with which the diagnosis of a refrigerant deficiency can be determined even more precisely as a function of the operating situation. Overheating reduction in negative areas that takes place in normal operation - which must be excluded at the latest when entering the compressor - is possible through the use of a recuperator and comes close to areas in which a lack of refrigerant is detected.
  • the temperature difference limit value in addition to sliding, which is a physical property of the refrigerant, also dependent on the operating point of the evaporator, i.e. the temperature constellation of the media temperatures. If there is a slight driving temperature difference, only a slight negative overheating is expected, so that the temperature difference limit value is close to the low one negative superheating value can be applied. For a large driving temperature difference, for example at high flow temperatures and / or low heat source temperatures, it is therefore advantageous to implement a larger temperature difference limit value
  • the object is also achieved by a compression refrigeration system with a refrigerant that has a temperature glide, an evaporator, a compressor, a condenser, a throttle element, an internal heat exchanger, the internal heat exchanger for transferring thermal energy of the refrigerant in the high-pressure path before it enters the throttle element is formed on the refrigerant in the low-pressure path before entering the compressor, and released a control unit.
  • the control unit is designed a) to detect overheating of the refrigerant after it leaves the evaporator and to detect overheating of the refrigerant when entering the compressor b) to regulate the throttle element with the aid of a control variable based on both overheating and c) to detect a lack of refrigerant at least in the condenser.
  • the control unit is also designed to: calculate a temperature difference between dew point temperature and boiling point temperature, called temperature glide, of the refrigerant at the current operating point of the compression refrigeration system on the basis of a detected low pressure of the refrigerant, calculate a temperature difference limit value relative to the calculated temperature glide of the detected low pressure of the refrigerant in the current operating point, evaluation of the current evaporator outlet overheating for falling below the temperature difference limit value, provision of a target value for overheating, which is defined as a difference between the temperature of the refrigerant and dew point temperature, when entering the compressor, called compressor inlet overheating, evaluation of the current compressor inlet overheating for exceeding the target value the compressor inlet overheating, detection of a refrigerant shortage situation if both results of the steps of loading are met without interruption for a specified period of time.
  • the object is also achieved according to the invention by a heat pump with a compression refrigeration system according to the invention.
  • the compression refrigeration system according to the invention is suitable regardless of the type of heat pump, for example air / water, brine / water heat pumps, and regardless of the location of the installation.
  • the actuators listed below are advantageously at least partially connected to the controller via a data connection 510, which can be done by cable, radio or other technologies: compressor 210, heating medium pump 410, brine pump 330, expansion valve 230, compressor inlet temperature sensor 501, low pressure sensor 502, high pressure sensor 503 hot gas temperature sensor 504, recuperator inlet temperature sensor 505, recuperator outlet temperature sensor 506 and / or evaporator outlet temperature sensor 508. Additionally or alternatively, an in the Fig. 1 Evaporator inlet temperature sensor (not shown) determine the temperature at evaporator inlet 241.
  • the heat pump 100 is shown as a brine heat pump.
  • a fan / fan is arranged as a heat source instead of the brine circuit with brine pump 330.
  • the compressor 210 is used to compress the superheated refrigerant from an inlet connection 211 to a compressor outlet pressure PVa at a compressor outlet temperature corresponding to the hot gas temperature at the compressor outlet 212.
  • the compressor 210 usually contains a drive unit with an electric motor, a compression unit and advantageously the electric motor can be operated at variable speed.
  • the compression unit can be designed as a rolling piston unit, scrolling unit or otherwise.
  • the compressed, superheated refrigerant at the compressor outlet pressure P Va is at a higher pressure level, in particular a high pressure HD, than at the inlet connection 211 with a compressor inlet pressure P Ve , in particular a low pressure ND, at a compressed inlet temperature T VE , which indicates the state of the refrigerant temperature at Describes inlet port 211 when entering a compression chamber.
  • thermal energy Q H is transferred from the refrigerant of the vapor compression system 200 to a heating medium of the heat sink system 400.
  • the refrigerant is de-heated in the liquefier 220, with superheated refrigerant vapor transferring part of its thermal energy to the heating medium of the heat sink system 400 by reducing the temperature .
  • a further heat transfer Q H advantageously takes place in the condenser 220 by condensation of the refrigerant during the phase transition from the gas phase of the refrigerant to the liquid phase of the refrigerant.
  • further heat Q H is transferred from the refrigerant from the vapor compression system 200 to the heating medium of the heat sink system 400.
  • the high pressure HD of the refrigerant established in the condenser 220 corresponds approximately to a condensation pressure of the refrigerant at a heating medium temperature Tws in the heat sink system when the compressor 210 is in operation.
  • the heating medium in particular water, is conveyed by means of a heating medium pump 410 through the heat sink system 400 in a direction SW through the condenser 220, while the thermal energy Q H is transferred from the refrigerant to the heating medium.
  • collector 260 refrigerant emerging from the condenser 220 is stored, which, depending on the operating point of the vapor compression circuit 200, should not be fed into the circulating refrigerant. If more refrigerant is fed in from the condenser 220 than is passed on through the expansion valve 230, the collector 260 fills, otherwise it is emptied or emptied.
  • recuperator 250 which can also be referred to as an internal heat exchanger
  • internal thermal energy Q i from the refrigerant under high pressure HD which flows from condenser 220 to expansion valve 230 in a high pressure flow direction S HD
  • Q i from the refrigerant under low pressure LP Transfer refrigerant, which flows from the evaporator to the compressor in a low-pressure flow direction S ND , transferred.
  • the refrigerant flowing from the condenser to the expansion valve 230 is advantageously supercooled.
  • the refrigerant flows into the expansion valve through an expansion valve inlet 231.
  • the refrigerant pressure is throttled from the high pressure HD to the low pressure ND by the refrigerant advantageously passing through a nozzle arrangement or throttle with an advantageously variable opening cross section, the low pressure advantageously corresponding approximately to a suction pressure of the compressor 210.
  • any other pressure reducing device can also be used. Pressure reducing pipes, turbines or other expansion devices are advantageous.
  • An opening degree of the expansion valve 230 is set by an electric motor, which is usually designed as a stepping motor, which is controlled by the control unit or regulation 500.
  • the low pressure ND at the expansion valve outlet 232 of the refrigerant from the expansion valve 230 is controlled in such a way that the resulting low pressure ND of the refrigerant during operation of the compressor 210 corresponds approximately to the evaporation pressure of the refrigerant with the heat source medium temperature T WQ.
  • the evaporation temperature of the refrigerant will advantageously be a few Kelvin below the heat source medium temperature T WQ so that the temperature difference drives heat transfer.
  • the evaporator there is a transfer of evaporation heat energy Qv from the heat source fluid of the heat source system 300, which can be a brine system, a geothermal system for using heat energy Q Q from the ground, an air system for using energy Q Q from the ambient air or another heat source that uses the source energy Q Q delivers to vapor compression system 200.
  • the heat source fluid of the heat source system 300 which can be a brine system, a geothermal system for using heat energy Q Q from the ground, an air system for using energy Q Q from the ambient air or another heat source that uses the source energy Q Q delivers to vapor compression system 200.
  • the refrigerant flowing into the evaporator 240 reduces its wet steam portion when flowing through the evaporator 240 by absorbing heat Q Q and leaves the evaporator 240 advantageously with a low wet steam portion or advantageously also as superheated gaseous refrigerant.
  • the heat source medium is conveyed through the heat source media path of the evaporator 240 by means of a brine pump 330 in the case of brine - water heat pumps or an outside air fan in the case of air / water heat pumps, the thermal energy Q Q being withdrawn from the heat source medium as it flows through the evaporator.
  • thermal energy Q i is transferred between the refrigerant flowing from the condenser 220 to the expansion valve 230 to the refrigerant flowing from the evaporator 240 to the compressor 210, the refrigerant flowing from the evaporator 240 to the compressor 210 particularly further overheating.
  • This superheated refrigerant which exits the recuperator 250 at an overheating temperature T Ke , is passed to the refrigerant inlet connection 211 of the compressor 210.
  • the recuperator 250 is used in the vapor compression circuit 200 in order to increase the overall efficiency as the quotient of the heat output Q H emitted and the electrical power P e consumed to drive the compressor motor.
  • thermal energy Q i is withdrawn from the refrigerant, which in the condenser 220 emits thermal energy Q H at a temperature level on the heat sink side, by subcooling in the high pressure path of the recuperator 250.
  • the internal energy state of the refrigerant when it enters the evaporator 240 is reduced by this heat extraction Q i , so that the refrigerant can absorb more thermal energy Q Q from the heat source 300 at the same evaporation temperature level.
  • the refrigerant in the low pressure path at low pressure ND and at a low pressure temperature T Va corresponding to an evaporator outlet temperature in the recuperator 250 is supplied with the heat energy Q i withdrawn in the high pressure path.
  • the supply of energy has the advantageous effect of reducing the proportion of wet steam to a state without a proportion of wet steam and then overheating occurs through further supply of energy.
  • the following sensors are advantageously arranged to detect the operating state of the vapor compression system 200, with which, in particular, for safeguarding and a model-based precontrol is implemented to optimize the operating conditions of the vapor compression system 200, in particular when the operating state changes.
  • the process variable which has a significant influence on the overall efficiency of the vapor compression circuit 200 as the quotient between the heating power Q H transferred by the vapor compression circuit 200 to the electrical power P e consumed by the compressor 210, is the overheating of the refrigerant at the compressor inlet 211 Compressor operating conditions, however, restrictions with regard to the permitted overheating range of the refrigerant at the compressor inlet are advantageously observed. Overheating that is too low endangers the lubricating properties of the machine oil in particular, while overheating that is too high particularly results in a hot gas temperature that is too high.
  • the overheating describes the temperature difference between the recorded compressor inlet temperature T KE of the refrigerant and the evaporation temperature of the refrigerant in the case of saturated steam.
  • the compressor inlet overheating is preferably regulated in such a way that no condensate precipitates due to the water vapor content in the ambient air falling below the dew point in components of the refrigeration circuit, particularly in the section between the refrigerant outlet of the recuperator 252 and the compressor inlet 211.
  • the refrigeration circuit section between evaporator outlet 242 and recuperator inlet 251 is usually colder, because it is typically only a short pipe section, better insulation is possible compared to the section between the refrigerant outlet of recuperator 252 and compressor inlet 211.
  • the refrigerant separator that is to be protected is located at the location of the compressor inlet 211 on the compressor.
  • room temperature sensors and room humidity sensors are advantageous, since they enable precise determination of the condensation conditions of the air, for example at 21 ° C and 60% rel. Moisture the condensation temperature in the range of 13 ° C. Under these conditions, no condensation takes place as long as the pipe temperature is above 13 ° C plus, if necessary, a buffer, e.g. 1K.
  • Limit values in particular for overheating, define the permissible overheating range of the components at the compressor inlet 211 as a function of the operating point. Furthermore, there are also dependencies between the compressor inlet overheating dT ÜE and the overall efficiency of the vapor compression circuit 200 or between the compressor inlet overheating dT ÜE and a stability S of a control value R, which is advantageous when regulating the compressor inlet overheating.
  • the heat source medium temperature, the heating medium temperature, the compressor output P e and target values Z or the target value Z used to calculate the compressor inlet superheat dT ÜE can be carried out from the refrigeration circuit measurement variables that are dependent on the operating point, such as heat source medium temperature, heating medium temperature, compressor power P e and parameterizable coefficients that are adapted to the behavior of the respective refrigeration circuit components.
  • the target value for the compressor inlet superheat dT ÜE is constant regardless of all operating conditions, eg 10 Kelvin. In the case of a more complex adaptation it is varied as a function of an operating point variable, for example the compressor power P e , or in the case of an even more complex adaptation it varies as a function of several operating point variables.
  • the total control deviation is calculated, which is fed in to regulate the vapor compression circuit 200.
  • the refrigerant passes two sequentially arranged heat exchangers, the evaporator 240 and the recuperator 250, in which the refrigerant is supplied with thermal energy Q Q and Q i.
  • the refrigerant is supplied with source heat energy Q Q from the heat source system 300.
  • the temperature level of the supplied source heat Q Q is at a temperature level of the heat source, in particular such as that of the ground or the outside air.
  • thermal energy Q i is withdrawn from the refrigerant after it has left the condenser 220.
  • the temperature level of the refrigerant at the outlet of the condenser is approximately at the level of the return temperature of the heating medium.
  • the control value R is advantageously the weighted link between the control deviation of the compressor inlet superheat dT ÜE and the control deviation of the evaporator outlet superheat.
  • Actuator operating state variables with an influence on the control value R, in particular the compressor inlet overheating dT ÜE, are the compressor speed and / or the degree of opening of the expansion valve 230 in the relevant vapor compression circuit 200, which also advantageously determines the low pressure ND and the evaporation temperature level.
  • Actuators have a particularly advantageous influence on the control value R, in particular on the weighted linkage of the control deviation of the compressor inlet overheating with the control deviation of the evaporator outlet overheating.
  • the compressor 210 by varying the compressor speed and the expansion valve 230 by influencing the degree of opening are such actuators. These two actuators influence the low pressure LP and the evaporation temperature level.
  • a change in the compressor speed to regulate the desired heating output without further compensatory changes in the degree of opening of the expansion valve advantageously changes the control value R into undesired ranges, so that a model-based, supported change in the degree of opening of the expansion valve to regulate R, which accompanies the change in the compressor speed, is advantageous and may even be necessary.
  • the compressor speed is advantageously set in the vapor compression circuit 200 such that the heating power QH transferred from the vapor compression circuit 200 to the heating medium corresponds to the requested target value Z.
  • influencing the compressor speed to control the compressor inlet superheating dT ÜE is advantageously subordinate or not appropriate.
  • the degree of opening of the expansion valve 230 is advantageously used as a control value for regulating the superheating of the compressor inlet dT ÜE.
  • the influence of the degree of opening of the expansion valve 230 on the compressor inlet superheat dT ÜE takes place as follows:
  • the expansion valve 230 acts as a nozzle with a nozzle cross-section that can be adjusted by an electric motor, in which a needle-shaped nozzle needle is usually threaded into a nozzle seat by means of a stepper motor.
  • the refrigerant throughput through the expansion valve is roughly proportional to the square root of the pressure difference between the expansion valve inlet 231 and outlet 232 multiplied by a current relative value of the nozzle cross-section or degree of opening and advantageously one of the refrigerant and a geometry of the expansion valve 230 dependent constant.
  • the degree of opening of the expansion valve 230 significantly influences only the low pressure ND, that is, the outlet pressure from the expansion valve 230.
  • the low pressure LP then falls on the low pressure side of the vapor compression circuit 200.
  • the mass flow of refrigerant through the decreases approximately proportionally Compressor 210, since its delivery rate can be approximately described as volume / time, due in particular to the piston strokes, and a correspondingly reduced low pressure value ND is set, at which the refrigerant mass flow supplied by the expansion valve 230 is equal to the refrigerant mass flow discharged by the compressor 210.
  • the degree of opening of the expansion valve 230 is increased, more refrigerant passes through the expansion valve 230 at a constant high pressure HP and initially still a constant low pressure LP.As the compressor 210 initially continues to deliver the same refrigerant mass flow, the low pressure side LP of the refrigeration circuit becomes more refrigerant through the expansion valve 230 supplied than is sucked out by the compressor 210. Since refrigerant vapor is a compressible medium, the low pressure LP on the low-pressure side of the vapor compression circuit 200 rises.
  • the mass flow rate of the compressor 210 increases roughly proportionally, since its flow rate can be approximately described as volume / time, and it a correspondingly increased low pressure ND is established, at which the refrigerant mass flow supplied by the expansion valve 230 is equal to the refrigerant mass flow discharged by the compressor 210.
  • the low pressure ND in turn significantly influences the heat transfer between the heat source medium and the refrigerant in the evaporator 240.
  • the heat flow Q Q from the heat source system 300 is transferred between the heat source medium and the refrigerant at different temperatures, the heat flow Q Q depending on the temperature difference between the heat source medium and the refrigerant and the heat transfer resistance of a heat transfer layer of the evaporator 240.
  • the heat transfer resistance between the heat source media path of the evaporator and the refrigerant path of the evaporator is to be assumed to be approximately constant in a respective vapor compression circuit 200.
  • the size of the heat transfer capacity in the evaporator 240 is therefore critically dependent on the integral of the temperature differences of all surface elements of the heat transfer layer.
  • a refrigerant temperature is established which, as a material property of the refrigerant, is a function of the low pressure ND of the refrigerant as a result of the saturation vapor characteristic.
  • control of the evaporation temperature of the refrigerant as it flows through the recuperator 250 can be controlled indirectly.
  • the thermal energy Q Q which is transferred from the heat source system to the refrigerant flowing through the evaporator 240, influences the state of the refrigerant.
  • a corresponding refrigerant state when exiting the evaporator 240 is set as a function of the manipulated variable “degree of opening of the expansion valve 230”.
  • control system behavior is characterized in particular by the control system output value of the evaporator outlet overheating as a function of the control system input value of the expansion valve opening degree.
  • a refrigerant is advantageously used, in particular a refrigerant mixture as refrigerant, which has a “temperature glide”, in particular R454C is advantageously used.
  • a refrigerant mixture with a temperature glide it is advantageous if the relative degree of opening of the actuator expansion valve changes by 1% rel.
  • a change in superheating of approximately less than 1 K is usually set at the outlet of the refrigerant from the evaporator.
  • the refrigerant After flowing through the evaporator 240, the refrigerant enters the low-pressure path of the recuperator 250 at low pressure LP.
  • the physical state of the refrigerant when flowing into the recuperator 250 is in a normal operating case, that is, advantageously either saturated steam with a low vapor content between 0 to 20% or, in particular, also advantageously already superheated refrigerant.
  • a refrigerant temperature is established which, due to the saturation vapor characteristic curve of the refrigerant, is a function of the refrigerant pressure.
  • the refrigerant temperature will at most assume a size which corresponds to the entry temperature of the heat source medium.
  • the size preferably corresponds to the inlet temperature of the refrigerant into the high-pressure path of the recuperator 250, that is to say the temperature of the refrigerant after it exits the condenser 220.
  • recuperator 250 In order to be able to transfer a sufficient amount of thermal energy from the refrigerant of the high-pressure-side refrigerant path to the refrigerant of the low-pressure-side refrigerant path in recuperator 250, it must be ensured that the temperature of the refrigerant of the high-pressure-side refrigerant path at high pressure HD in as many surface elements of the transfer layer of recuperator 250 as possible is greater than is the temperature of the refrigerant of the low-pressure side refrigerant path at low pressure LP on the respective surface element.
  • the corresponding temperatures of the heating system 400 of the vapor compression system 200 are higher in a heating case than the corresponding temperatures of the heat source such as the ground or the outside air.
  • the thermal energy Q i which is transferred from the refrigerant at high pressure HD of the high-pressure side refrigerant path to the refrigerant at low pressure in the low-pressure side refrigerant path of the recuperator 250, influences the physical state of the refrigerant on the low-pressure side.
  • the wet steam proportion of the refrigerant flowing through the recuperator 250 on the low pressure side at low pressure LP decreases when heat is transferred to the refrigerant and, after complete evaporation, the refrigerant is advantageously overheated.
  • the steepness of the "isolated" controlled system at low pressure LP of the refrigerant in the low-pressure side path of recuperator 250 results in a controlled system behavior with high steepness, with an approximately constant internal energy state of the refrigerant at entry 251 into the low-pressure side LP path of recuperator 250 an especially relative change in the degree of opening of the expansion valve of 1%, a change in superheating at the outlet of the refrigerant from the evaporator 230 of approximately 10 K or even more than 10 K is set.
  • recuperator 250 there is advantageously a significantly higher heat transfer in the evaporator 240 between the source medium and the refrigerant in the evaporator 240.
  • the evaporator 240 a significantly higher heat transfer is set in the evaporator 240 than in the recuperator 250, since a much greater amount of energy is to be extracted from the surroundings by means of the evaporator 240 than is only to be transferred in the recuperator 250 within the refrigeration circuit.
  • the driving temperature difference in the recuperator is between 20 K and 60 K, for example, while it is only between 3 K and 10 K in the evaporator.
  • the exchanger surface of the evaporator is, for example, approximately 5 to 20 times larger than that of the recuperator 250.
  • the low-pressure side refrigerant path of the recuperator 250 is fed from the evaporator outlet 242 of the evaporator 240.
  • the internal energy state of the refrigerant is already delayed here by at least two time constants Z, Z 11 , Z 12 , Z 13 , Z 14 , Z 15 , Z tot after the manipulated variable "expansion valve opening degree" has been changed.
  • recuperator 250 After changing the manipulated variable “opening degree of expansion valve 230”, there is a further delay in the corresponding change in refrigerant state due to the time behavior of recuperator 250 when it exits the low-pressure side refrigerant path of recuperator 250.
  • the time behavior of the recuperator 250 can advantageously be taken into account as the total recuperator time constant Z tot depending on the respective operating point of the vapor compression circuit in the range between approximately 1 minute and 30 minutes.
  • a weighted combination of the compressor inlet superheating dT UE and the evaporator outlet superheat dT ÜA by dividing the total deviation is calculated in particular by means of a weighted combination of the control deviation of the compressor overheating and the deviation of the evaporator outlet superheat dT ÜA which is fed in the controller 500 for controlling the vapor compression cycle 200th
  • the temperatures of the refrigerant temperature assigned to the overheating measuring point are recorded by means of temperature sensors 501, 508.
  • the temperature difference between the refrigerant at the respective measuring point and the evaporation temperature is then calculated and this temperature difference value then corresponds to the respective overheating of the refrigerant at the measuring point.
  • the output variables of the calculation in step 1 are then the compressor inlet superheat dT ÜE and the evaporator outlet superheat dT ÜA .
  • the setpoint for the evaporator outlet superheating dT ÜA is then varied depending on the refrigeration circuit operating mode and the refrigeration circuit operating point so that the evaporator overheating in the steady normal case roughly corresponds to the process value of the evaporator outlet superheating dT ÜA .
  • This setpoint value for the evaporator outlet superheating dT ÜA can be model-based depending on an operating mode or an operating point depending on the evaporation temperature, the condensation temperature, the compressor output, a setpoint value for the compressor inlet superheating dT ÜE at the evaporator outlet 242 and / or on component properties can be precalculated and corrected adaptively.
  • the control deviation of the compressor inlet superheat dT ÜE is then calculated by subtracting the setpoint of the compressor inlet superheat dT ÜE from the process value of the compressor inlet superheat dT ÜE.
  • Step 3 In a third process step, the control deviation of the compressor inlet superheating dT ÜE and the control deviation of the evaporator outlet superheating dT ÜA are advantageously combined to form an overall control deviation for superheating.
  • the combination takes place in particular by means of a weighted addition of the individual control deviations.
  • the weighting influence is a measure of the proportional combination of the individual system deviations and, in extreme cases, can result in the exclusive inclusion of only one individual system deviation, but usually the weighted inclusion of both individual system deviations.
  • Step 4 In a fourth method step, the calculated overall control deviation of the overheating is then processed in the controller 500, which controls the corresponding actuators of the refrigeration circuit, in particular the expansion valve 230 with the adjustable degree of opening and / or the compressor 210 with adjustable compressor speed, so that In the regulated case, there is a control deviation of the overheating equal to approximately 0 Kelvin, if possible.
  • a P, I, PI, PID controller can be used, the control components being advantageously dynamically adapted to the respective operating mode and the operating point.
  • Fig. 3 shows the log p / h diagram of Fig. 2 , where instead of the in Fig. 2 the underlying processes are described. The process variables are not shown for better visibility.
  • a step 810 the refrigerant is compressed in the compressor 210 from low pressure LP to high pressure HD, the temperature likewise increasing from the evaporator outlet temperature T KE to the hot gas temperature T HG .
  • step 820 With the output of the heating power Q H, there is initially de-heating in step 820, before the refrigerant is then liquefied in step 830.
  • the liquefaction is preferably completely completed in the liquefier 220.
  • the liquid refrigerant is supercooled in step 850 before it is expanded to the low pressure LP in step 860 in the expansion valve 230.
  • step 870 the liquid and relaxed refrigerant is almost completely evaporated in the evaporator 240 before it is finally overheated in the recuperator 250 in step 890.
  • the superheated refrigerant is then compressed again in step 810 in the compressor 210, so that the cycle process can be run through again.
  • a log p / h diagram of an operating point with insufficient refrigerant is shown in Fig. 4 shown, with the same process steps as in Fig. 3 are denoted by the same reference numerals.
  • the first difference occurs in step 830.
  • the liquefaction is not completed in the liquefier 220, but rather the still gaseous refrigerant enters the recuperator 250 and is liquefied in a step 840 in the recuperator 250. Instead of releasing the thermal energy to the heat source system, the energy is transferred internally from the high pressure to the low pressure path, which reduces the coefficient of performance.
  • step 870 the evaporation is not completed in the evaporator 240. A substantial portion of the evaporation does not take place until in the recuperator 250 in a step 880.

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Abstract

Die vorliegende Erfindung betrifft ein Verfahren zum Betreiben einer Kompressionskälteanlage (200) und eine zugehörige Kompressionskälteanlage (200). Das Verfahren umfasst die folgenden Schritte: Berechnen einer Temperaturdifferenz zwischen Taupunkttemperatur und Siedepunkttemperatur, genannt Temperaturgleit, des Kältemittels in dem aktuellen Arbeitspunkt der Kompressionskälteanlage auf Grundlage eines erfassten Niederdruckes (ND) des Kältemittels, Berechnen eines Temperaturdifferenz-Grenzwertes relativ zum berechneten Temperaturgleit des erfassten Niederdrucks (ND) des Kältemittels in dem aktuellen Arbeitspunkt, Bewerten der aktuellen Verdampferaustrittsüberhitzung auf Unterschreitung des Temperaturdifferenz-Grenzwertes, Bereitstellen eines Sollwertes einer Überhitzung, die als eine Differenz zwischen Temperatur des Kältemittels und Taupunkttemperatur definiert ist, bei Eintritt in den Verdichter (210), genannt Verdichtereintrittsüberhitzung, Bewerten der aktuellen Verdichtereintrittsüberhitzung auf Überschreitung des Sollwertes der Verdichtereintrittsüberhitzung, Erkennen einer Kältemittelmangelsituation, wenn beide Ergebnisse der Schritte des Bewertens für eine festgelegte Zeit ununterbrochen erfüllt sind.

Description

  • Die Erfindung betrifft ein Verfahren zum Betrieb einer Kompressionskälteanlage sowie eine zugehörige Kompressionskälteanlage mit einem Kältemittel, einem Verdampfer, einem Verdichter, einem Verflüssiger, einem Drosselorgan und einer Steuereinheit.
  • Derartige Kompressionskälteanlagen, beispielsweise in Form von Wärmepumpen, mit einem Dampfkompressionssystem in welchem ein gasförmiges Kältemittel von einem mittels der Steuereinheit, die beispielsweise einen Regler aufweist, gesteuerten Verdichter von einem Niederdruck auf einen Hochdruck verdichtet wird, sind bekannt.
  • Das Kältemittel wird durch den Verflüssiger getrieben, in dem es eine Heizwärme an ein in einem Wärmesenkensystem befindliches Heizmedium abgibt. Eine innere Wärme wird in einem optionalen inneren Wärmeübertrager, beispielsweise in Form eines Rekuperators, zwischen dem unter dem Hochdruck vom Verflüssiger zum Expansionsventil strömenden Kältemittel und dem vom Verdampfer zum Verdichter unter dem Niederdruck strömende Kältemittel übertragen.
  • Das Kältemittel wird weiter in einer Hochdruckströmungsrichtung zu einem vom Regler gesteuerten Expansionsventil geführt, in dem das Kältemittel vom Hochdruck auf den Niederdruck abhängig von einem Regelwert entspannt wird. Das auf dem Niederdruck befindliche Kältemittel verdampft in dem Verdampfer bei Aufnahme von Quellwärme.
  • Aus DE 101 59 892 A1 ist bei einer Kältemaschine bekannt, insbesondere bei einer Wärmepumpe, einen Rekuperator zu verwenden, womit bei niedrigen Außentemperaturen die Heizleistung auf baulich einfache Weise erhöht werden soll. Hierfür ist der Rekuperator derart dimensioniert, dass er bei niedrigen Verdampfungstemperaturen wenigstens etwa 15% der Heizleistung der Wärmepumpe vom flüssigen Kältemittel auf das gasförmige Kältemittel überträgt. Ein Einspritzventil spritzt flüssiges Kältemittel in den Verdichter, so dass die Verdichtungsendtemperatur unter 120 °C bleibt.
  • Eine Wärmepumpenanlage mit einem Kältemittelkreislauf ist aus DE 10 2005 061 480 B3 bekannt. Sie ist mit einem Verdichter, einem ersten Wärmeübertrager, einem Drosselorgan, einem Verdampfer und einer 4-2-Wegeventileinheit zum Umschalten zwischen einer ersten (Heizen) und einer zweiten Betriebsart (Kühlen) ausgestattet. Eine Strömungsrichtung des in dem Kältemittelkreislauf befindlichen Kältemittels kann derart umgeschaltet werden kann, dass der erste Wärmeübertrager in der ersten Betriebsart zum Verflüssigen des Kältemittels, und in der zweiten Betriebsart zum Verdampfen des Kältemittels dient, und der zweite Wärmeübertrager in der ersten Betriebsart zum Verdampfen des Kältemittels und in der zweiten Betriebsart zum Verflüssigen des Kältemittels dient, wobei der erste Wärmeübertrager im Kältemittelkreislauf so verschaltet ist, dass er in den beiden Betriebsarten Heizen und Kühlen als Gegenstrom-Wärmeübertrager arbeitet.
  • Die Regelung der Kompressionskälteanlage muss verschiedene Anforderungen erfüllen, so wird beispielsweise gefordert, dass eine Leistungszahl möglichst hoch ist, um einen möglichst energieeffizienten Betrieb zu erlauben. Zentral ist aber auch, dass die Betriebsgrenzen der Komponenten eingehalten werden.
  • Die Leistungszahl hängt maßgeblich von der richtigen Menge an Kältemittel ab, die durch den Kältekreis zirkuliert. Überschüssiges Kältemittel kann beispielsweise in einem Kältemittelsammler gesammelt werden, so dass die richtige Menge an Kältemittel zirkuliert. Ist zu wenig Kältemittel vorhanden, das durch den Kältekreis zirkulieren kann, so ergibt sich ein schlechter Wirkungsgrad der Kompressionskälteanlage. Eine solche Kältemittelmangelsituation kann verschiedene Ursachen haben, die unterschiedliche Reaktionen erfordern.
  • Vor diesem Hintergrund ist es eine Aufgabe der vorliegenden Erfindung, ein Verfahren zum Betreiben der eingangs genannten Kompressionskälteanlage vorzuschlagen, dass eine Kältemittelmangelsituation und dessen Ursache zuverlässig erkennen kann.
  • Gelöst wir die Aufgabe durch die Verfahrensmerkmale des Anspruchs 1 sowie die Vorrichtungsmerkmale des Anspruchs 6.
  • Demnach wird ein Verfahren zum Betreiben einer Kompressionskälteanlage vorgeschlagen mit einem Kältemittel, das einen Temperaturgleit aufweist, einem Verdampfer, einem Verdichter, einem Verflüssiger, einem Drosselorgan, einem internen Wärmeübertrager, wobei der interne Wärmeübertrager zur Übertragung von Wärmeenergie des Kältemittels vor Eintritt in das Drosselorgan an das Kältemittel vor Eintritt in den Verdichter ausgebildet ist, und einer Steuereinheit, wobei die Steuereinheit ausgebildet ist a) zur Erfassung einer Überhitzung des Kältemittels nach Austritt aus dem Verdampfer sowie zur Erfassung einer Überhitzung des Kältemittels bei Eintritt in den Verdichter und b) zur Regelung des Drosselorgans ausgebildet ist, wobei die Regelung des Drosselorgans mit Hilfe einer auf beiden Überhitzungen basierenden Regelgröße und c) zur Detektion eines Kältemittelmangels zumindest im Verflüssiger ausgebildet ist.
  • Das Verfahren umfasst ein Berechnen einer Temperaturdifferenz zwischen Taupunkttemperatur und Siedepunkttemperatur, genannt Temperaturgleit, des Kältemittels in dem aktuellen Arbeitspunkt der Kompressionskälteanlage auf Grundlage eines erfassten Niederdruckes des Kältemittels.
  • Der Temperaturgleit ist vom aktuellen Druck, auf den man ihn bezieht, abhängig. Erfindungsgemäß ist der im Niederdruckpfad des Kältemittels relevant. Hierbei kann der Temperaturgleit anhand einer für das verwendete Kältemittel bekannten Kennlinie bestimmt werden. Kältemittel, die einen Temperaturgleit aufweisen, sind üblicherweise Mischungen von zwei oder mehreren Kältemittelkomponenten. Besonders bevorzugt wird in diesem Fall eine Korrektur der bekannten Kennlinie aufgrund von Abweichungen des Mischungsverhältnisses vorgesehen.
  • Das Verfahren umfasst ferner ein Berechnen eines Temperaturdifferenz-Grenzwertes relativ zum berechneten Temperaturgleit des erfassten Niederdrucks des Kältemittels in dem aktuellen Arbeitspunkt.
  • Das Verfahren umfasst ferner ein Bewerten der aktuellen Verdampferaustrittsüberhitzung auf Unterschreitung des Temperaturdifferenz-Grenzwertes.
  • Beispielsweise und nicht einschränkend kann der Temperaturgleit in typischen Arbeitsbereichen bei typischen Kältemitteln, wie beispielsweise R454C, in einem Bereich von 5 K bis 15 K, insbesondere zwischen 7 und 8 K liegen. Das Kältemittel tritt aus dem Verdampfer mit einer Verdampferaustrittsüberhitzung von -2 oder -2,5 K aus, das heißt, die Temperatur des Kältemittels am Verdampferaustritt ist geringer als die Temperatur, bei dem die Verdampfung abgeschlossen ist. Der Temperaturdifferenz-Grenzwert kann nun festlegen, dass die Voraussetzung zum Vorliegen einer Kältemittelmangelsituation erfüllt ist, wenn das Kältemittel mit einer niedrigeren Temperatur als -4 bzw. -5 K Abstand zum Abschluss der Verdampfung aus dem Verdampfer austritt.
  • Das Verfahren umfasst ferner ein Bereitstellen eines Sollwertes einer Überhitzung, die als eine Differenz zwischen Temperatur des Kältemittels und Taupunkttemperatur definiert ist, bei Eintritt in den Verdichter, genannt Verdichtereintrittsüberhitzung,
  • Das Verfahren umfasst ferner ein Bewerten der aktuellen Verdichtereintrittsüberhitzung auf Überschreitung des Sollwertes der Verdichtereintrittsüberhitzung,
  • Das Verfahren umfasst schließlich ein Erkennen einer Kältemittelmangelsituation, wenn beide Ergebnisse der Schritte des Bewertens für eine festgelegte Zeit ununterbrochen erfüllt sind.
  • Das erfindungsgemäße Verfahren ermöglicht daher, in Kompressionskälteanlagen mit internem Wärmeübertrager anhand zweier Überhitzungswerte des Kältemittels im Niederdruckpfad, nämlich bei Austritt aus dem Verdampfer und bei Eintritt in den Verdichter, zuverlässig eine bestehende Kältemittelmangelsituation zu erkennen.
  • Die festgelegte Zeit ist vorzugsweise wenigstens eine Minute, besonders bevorzugt 10 Minuten. Damit wird dem Regelkreis die Gelegenheit gegeben, stabil in den gewünschten Zustand zurückzukehren, was eine gewisse Zeit erfordert.
  • Erst nach Stabilisierungszeit lohnt es sich, einen Kältemittelmangel zu bewerten. Wenn tatsächlich Kältemittelmangel vorliegt, wird dieser beispielsweise über Tage/Monate/Jahre durch kleine Leckagen hervorgerufen; es tritt kein kritischer Schaden auf, sondern die Leistungszahl sinkt ab.
  • Vorzugsweise weist das Kältemittel einen Temperaturglide auf, wobei das Kältemittel insbesondere R454C aufweist oder daraus besteht, und wobei die Kompressionskälteanlage insbesondere einem internen Wärmeübertrager zur Übertragung von Wärmeenergie des Kältemittels vor Eintritt in das Drosselorgan an das Kältemittel vor Eintritt in den Verdichter enthält. Dies ist insbesondere deshalb einschlägig, da bei Kältekreisen mit R454C regelmäßig leistungsstarke interne Wärmeübertrager zum Einsatz kommen.
  • Vorzugsweise weist das Verfahren weiter den folgenden Schritt aufweist: Durchführung eines Versuchs einer Kältemittelrückführung in den Verflüssiger durch zeitlich begrenzte Erhöhung des Sollwertes der Verdichterdrehzahl und / oder zeitlich begrenzte Erhöhung des Sollwertes der Verdampferaustrittsüberhitzung.
  • In dieser bevorzugten Ausführung wird die erkannte Kältemittelmangelsituation versucht aufzulösen. Es muss zwischen zwei grundsätzlich unterschiedlichen Mechanismen, die zu Kältemittelmangel im Verflüssiger führen, unterschieden werden. Bei dem ersten Mechanismus ist durch Leckagen, Undichtigkeiten, etc. in dem System zu wenig Kältemittel vorhanden. Diese Situation kann lediglich über einen händischen Eingriff, das heißt das Wiederbefüllen des Kältekreises mit der benötigten Kältemittelmenge und ein Abdichten des Kältekreises behoben werden.
  • Die zweite Situation eines Kältemittelmangels im Verflüssiger wird durch in Komponenten des Kältekreises auskondensiertes Kältemittel hervorgerufen. In bestimmten Arbeitspunkten kann Kältemittel, beispielsweise an tiefliegenden Positionen im Verdampfer, ausfallen und aufgrund geringer Strömungsgeschwindigkeiten sowie der Gravitation nicht mit dem gasförmigen Kältemittel zusammen aus dem Verdampfer austreten. Das Kältemittel bleibt anders ausgedrückt in der Komponente gefangen und steht für den Kreislauf nicht zur Verfügung. Er wurde herausgefunden, dass besonders bei flächenmäßig großen Verdampfern sowie Betriebspunkten mit geringen Leistungsanforderungen, beispielsweise geringen Verdichterdrehzahlen, die Gefahr der Akkumulation von Kältemittel in Komponenten des Kältekreises ansteigt. Bei derartigen Kältemittelmangelsituationen besteht die Möglichkeit, durch die Verlagerung des Arbeitspunktes eine erfolgreiche Rückführung des Kältemittels anzustoßen.
  • Vorzugsweise weist das Verfahren weiter den folgenden Schritt aufweist: Generierung eines Fehlerzustandes bei erfolglosem Versuch der Kältemittelrückführung, insbesondere bei mehrfachem erfolglosem Versuch der Kältemittelrückführung, in einer festgelegten Zeitspanne.
  • Verläuft der Versuch der Kältemittelrückführung ohne Erfolg, ist mit größerer Wahrscheinlichkeit von einer Leckage und einer tatsächlich zu geringen Menge an Kältemittel auszugehen. Lediglich ein manueller Eingriff, der wie oben beschrieben ein Auffüllen von Kältemittel und Abdichten des Kältekreises enthält, ist dann geeignet, den effizienzoptimierten Betrieb wiederherzustellen.
  • Der Fehlerzustand kann vorzugsweise auf einem Gehäuse der Kompressionskälteanlage, beispielsweise in einem Display, angezeigt werden. Alternativ oder zusätzlich kann der Fehlerzustand samt weitergehender Diagnoseinformationen an einen Server übertragen und/oder in einer App angezeigt werden. Die Diagnoseinformationen können bei einer Reparatur unterstützen.
  • In einer Ausführung kann eine feste Zeitdauer und ein fester Wert relativ zum Temperaturgleit eingestellt werden, der angibt, dass in dem Verdampfer eine signifikant zu geringe Energie übertragen wird, was auf eine Kältemittelverlagerung hindeutet. In verschiedenen Arbeitspunkten wird von einem regulärem Überhitzungswert ausgegangen, der auch ins Negative geht, insbesondere basierend auf bekannten, modellbasierte Vorsteuerkennlinien. Basierend auf diesem regulären Überhitzungswert kann erfindungsgemäß bestimmt werden, dass eine Grenze für Kältemittelmangel immer dann erreicht ist, wenn ein Abstand davon einen gewissen Schwellwert, den Temperaturdifferenz-Grenzwert, beispielsweise 1 K oder 2 K, besonders bevorzugt 1,5 K, erreicht ist.
  • Vorzugsweise erfolgt das Berechnen des Temperaturdifferenz-Grenzwertes relativ zum berechneten Temperaturgleit des erfassten Niederdrucks des Kältemittels abhängig von dem aktuellen Arbeitspunkt der Kompressionskälteanlage.
  • Vorzugsweise wird der Temperaturdifferenz-Grenzwert relativ zum berechneten Temperaturgleit proportional zu einer Differenz zwischen Wärmesenkentemperatur und Wärmequellentemperatur eingestellt.
  • In dieser Ausführungsform kann der Temperaturdifferenz-Grenzwert demnach auch modellbasiert korrigiert werden, womit die Diagnose eines Kältemittelmangels noch genauer abhängiger von der Betriebssituation bestimmt werden kann. Im regulären Betrieb stattfindende Überhitzungsreduktion in negative Bereiche - die spätestens bei Eintritt in den Verdichter ausgeschlossen werden muss - ist durch die Verwendung eines Rekuperators möglich und geht nah an Bereiche ran, in denen Kältemittelmangel detektiert wird.
  • Aus diesem Grund ist es vorteilhaft, den Temperaturdifferenz-Grenzwert zusätzlich zum Gleit, der eine physikalische Eigenschaft des Kältemittels ist, auch vom Betriebspunkt des Verdampfers, also der Temperaturkonstellation der Medientemperaturen, abhängig zu gestalten. Liegt eine geringe treibende Temperaturdifferenz vor, wird nur eine geringe negative Überhitzung erwartet, so dass der Temperaturdifferenz-Grenzwert nah an den geringen negativen Überhitzungswert heran gelegt werden kann. Für eine große treibende Temperaturdifferenz, beispielsweise bei hohen Vorlauftemperaturen und/oder niedrigen Wärmequellentemperaturen, ist demnach vorteilhaft, einen größeren Temperaturdifferenz-Grenzwert zu implementieren
  • Die Aufgabe wird erfindungsgemäß ferner durch eine Kompressionskälteanlage mit einem Kältemittel, das einen Temperaturgleit aufweist, einem Verdampfer, einem Verdichter, einem Verflüssiger, einem Drosselorgan, einem internen Wärmeübertrager, wobei der interne Wärmeübertrager zur Übertragung von Wärmeenergie des Kältemittels im Hochdruckpfad vor Eintritt in das Drosselorgan an das Kältemittel im Niederdruckpfad vor Eintritt in den Verdichter ausgebildet ist, und einer Steuereinheit gelöst. Die Steuereinheit ist ausgebildet a) zur Erfassung einer Überhitzung des Kältemittels nach Austritt aus dem Verdampfer sowie zur Erfassung einer Überhitzung des Kältemittels bei Eintritt in den Verdichter b) zur Regelung des Drosselorgans mit Hilfe einer auf beiden Überhitzungen basierenden Regelgröße und c) zur Detektion eines Kältemittelmangels zumindest im Verflüssiger.
  • Die Steuereinheit ist ferner ausgebildet zum: Berechnen einer Temperaturdifferenz zwischen Taupunkttemperatur und Siedepunkttemperatur, genannt Temperaturgleit, des Kältemittels in dem aktuellen Arbeitspunkt der Kompressionskälteanlage auf Grundlage eines erfassten Niederdruckes des Kältemittels, Berechnen eines Temperaturdifferenz-Grenzwertes relativ zum berechneten Temperaturgleit des erfassten Niederdrucks des Kältemittels in dem aktuellen Arbeitspunkt, Bewerten der aktuellen Verdampferaustrittsüberhitzung auf Unterschreitung des Temperaturdifferenz-Grenzwertes, Bereitstellen eines Sollwertes einer Überhitzung, die als eine Differenz zwischen Temperatur des Kältemittels und Taupunkttemperatur definiert ist, bei Eintritt in den Verdichter, genannt Verdichtereintrittsüberhitzung, Bewerten der aktuellen Verdichtereintrittsüberhitzung auf Überschreitung des Sollwertes der Verdichtereintrittsüberhitzung, Erkennen einer Kältemittelmangelsituation, wenn beide Ergebnisse der Schritte des Bewertens für eine festgelegte Zeit ununterbrochen erfüllt sind.
  • Die Aufgabe wird erfindungsgemäß ferner durch eine Wärmepumpe mit einer erfindungsgemäßen Kompressionskälteanlage gelöst.
  • Bevorzugte Ausgestaltungen und damit verknüpfte Vorteile des erfindungsgemäßen Verfahrens sind ebenso auf die erfindungsgemäße Kompressionskälteanlage sowie die erfindungsgemäße Wärmepumpe anwendbar.
  • Die erfindungsgemäße Kompressionskälteanlage eignet sich unabhängig von der Art der Wärmepumpe, beispielsweise Luft-/Wasser-, Sole-/Wasser-Wärmepumpen, und unabhängig von dem Ort der Aufstellung.
  • Weitere Vorteile und bevorzugte Ausgestaltungen werden nachfolgend mit Verweis auf die beigefügten Figuren näher beschrieben. Hierbei zeigen:
    • Fig. 1 Wärmepumpe 100 mit einem Dampfkompressionskreislauf 200
    • Fig. 2 log p / h - Diagramm des Dampfkompressionsprozesses mit Rekuperator 250
    • Fig. 3 das log p / h - Diagramm der Fig. 2 ohne Kältemittelmangel und
    • Fig. 4 ein log p / h - Diagramm mit Kältemittelmangel.
  • Fig. 1 zeigt schematisch und exemplarisch eine Wärmepumpe 100. Die Wärmepumpe 100 besteht im Wesentlichen aus einem eine Kompressionskälteanlage bildenden Dampfkompressionssystem 200. Fig. 2 zeigt ein beispielhaftes log p / h - Diagramm des Dampfkompressionsprozesses, der den in dem Dampfkompressionssystem 200 ablaufenden Prozess mit eingezeichneten Prozessvariablen abbildet. Das Dampfkompressionssystem 200 enthälft folgende Komponenten:
    • Einen Verdichter 210 zum Verdichten des überhitzten Kältemittels,
    • einen Verflüssiger 220, mit einem kältemittelseitigem Verflüssigereintritt 221 und einem Verflüssigeraustritt 222 zur Übertragung von Wärmeenergie QH aus dem Dampfkompressionssystem 200 an ein Heizmedium eines Heizsystems 400, mit einem Heizmediumeintritt 401, einem Heizmediumaustritt 402 und einer Heizmediumpumpe 410, zu einer Gebäudeheizung oder ein System zur Warmwassererhitzung,
    • vorteilhaft einen Kältemittelsammler 260, welcher als Kältemittelreservoir zum Ausgleich von betriebsbedingungsabhängig unterschiedlich hohen Kältemittelmengenbedarfen verwendet wird,
    • ein als Expansionsventil ausgebildetes Drosselorgan 230 zum Expandieren des Kältemittels,
    • einen Verdampfer 240, mit einem Verdampfereinlass 241, zur Übertragung von Quellenenergie QQ aus einem Wärmequellensystem 300, mit einem Wärmequelleinlass 320 und einem Wärmequellauslass 310, wobei das Wärmequellsystem 300 insbesondere ein Solesystem sein kann, welches Wärmeenergie QQ aus dem Erdreich aufnimmt oder ein Luftsystem, welches Wärmeenergie QQ aus der Umgebungsluft aufnimmt und an das Dampfkompressionssystem 200 abgibt oder eine beliebige andere Wärmequelle,
    • einen Rekuperator als Beispiel eines optionalen internen Wärmeübertragers 250, welcher dazu bestimmt ist, innere Wärmeenergie Qi zwischen dem vom Verflüssiger 220 zum Expansionsventil 230 strömenden Kältemittel auf das vom Verdampfer 240 zum Verdichter 210 strömende Kältemittel zu übertragen und
    • ein Kältemittel, insbesondere ein Kältemittelgemisch aus wenigsten zwei Stoffen oder zwei Kältemitteln welches in einer Strömungsrichtung SHD und SND durch den Dampfkompressionskreis 200 strömt, wobei im Dampfkompressionskreislauf 200 Kältemitteldampf durch den Verdichter 210 auf einen Hochdruck HD gebracht wird und zu einem Verflüssiger 220 geführt ist, wobei ein Hochdruckpfad mit der Hochdruckströmungsrichtung SHD vom Verdichter 210 bis zum Expansionsventil 230 gebildet ist. Nach dem Expansionsventil 230 bis zum Verdichter 210 ist ein Niederdruckpfad mit einer Niederdruckströmungsrichtung SND des Kältemittels gebildet, in dem der Verdampfer 240 liegt.
  • Die folgend aufgelisteten Aktoren sind vorteilhaft zumindest teilweise mit dem Regler über eine Datenverbindung 510, die per Kabel, Funk oder andere Technologien erfolgen kann, verbunden: Verdichter 210, Heizmediumpumpe 410, Solepumpe 330, Expansionsventil 230, Verdichtereintrittstemperatursensor 501, Niederdrucksensor 502, Hochdrucksensor 503 Heißgastemperatursensor 504, Rekuperatoreintrittstemperatursensor 505 Rekuperatoraustrittstemperatursensor 506und/oder Verdampferaustrittstemperatursensor 508. Zusätzlich oder alternativ kann ein in der Fig. 1 nicht gezeigter Verdampfereintrittstemperatursensor die Temperatur am Verdampfereinlass 241 bestimmen.
  • In dem in Fig. 1 gezeigten Beispiel ist die Wärmepumpe 100 als Sole-Wärmepumpe gezeigt. Natürlich sind analoge Betrachtungen und Vorteile mit Luft-/Wasser-Wärmepumpen erreichbar. Insbesondere bei Luft-Wärmepumpen ist anstelle des Solekreises mit Solepumpe 330 ein Ventilator/Lüfter als Wärmequelle angeordnet.
  • Der Verdichter 210 dient zur Kompression des überhitzten Kältemittels von einem Eintrittsanschluss 211 auf einen Verdichteraustrittsdruck PVa bei einer Verdichteraustrittstemperatur entsprechend der Heißgastemperatur am Verdichteraustritt 212. Der Verdichter 210 enthält üblicher Weise eine Antriebseinheit mit einem Elektromotor, eine Kompressionseinheit und vorteilhaft kann der Elektromotor drehzahlvariabel betrieben werden. Die Kompressionseinheit kann als Rollkolbeneinheit, Scrolleinheit oder anders ausgeführt sein. Am Verdichteraustritt 212 ist das komprimierte überhitzte Kältemittel beim Verdichteraustrittsdruck PVa auf einer höheren Drucklage, insbesondere einem Hochdruck HD, als am Eintrittsanschluss 211 mit einem Verdichtereintrittsdruck PVe, insbesondere einem Niederdruck ND, bei einer Verdichteter Eintrittstemperatur TVE, was den Zustand der Kältemitteltemperatur am Eintrittsanschluss 211 bei Eintritt in eine Kompressionskammer beschreibt.
  • Im Verflüssiger 220 erfolgt die Übertragung von Wärmeenergie QH vom Kältemittel des Dampfkompressionssystem 200 an ein Heizmedium des Wärmesenkensystems 400. Zunächst findet im Verflüssigter 220 die Enthitzung des Kältemittels statt, wobei überhitzter Kältemitteldampf durch eine Temperaturreduzierung einen Teil seiner Wärmeenergie an das Heizmedium des Wärmesenkensystems 400 überträgt.
  • Nach der Enthitzung des Kältemitteldampfes erfolgt vorteilhaft im Verflüssiger 220 eine weitere Wärmeübertragung QH durch Kondensation des Kältemittels beim Phasenübergang von der Gasphase des Kältemittels auf die Flüssigphase des Kältemittels. Dabei wird weitere Wärme QH vom Kältemittel aus dem Dampfkompressionssystem 200 an das Heizmedium des Wärmesenkensystems 400 übertragen.
  • Der sich im Verflüssiger 220 einstellende Hochdruck HD des Kältemittels korrespondiert im Betrieb des Verdichters 210 in etwa mit einem Kondensationsdruck des Kältemittels bei einer Heizmediumtemperatur Tws im Wärmesenkensystem.
  • Das Heizmedium, insbesondere Wasser, wird mittels einer Heizmediumpumpe 410 durch das Wärmesenkensystem 400 in einer Richtung SW durch den Verflüssiger 220 gefördert, dabei wird die Wärmeenergie QH vom Kältemittel auf das Heizmedium übertragen.
  • Im nachfolgenden Sammler 260 wird aus dem Verflüssiger 220 austretendes Kältemittel gespeichert, welches abhängig vom Betriebspunkt des Dampfkompressionskreises 200 nicht in das zirkulierende Kältemittel eingespeist werden soll. Wird aus dem Verflüssiger 220 mehr Kältemittel eingespeist, als durch das Expansionsventil 230 weitergeleitet wird, füllt sich der Sammler 260, anderenfalls wird er leerer oder entleert.
  • Im nachfolgenden Rekuperator 250, der auch als interner Wärmeübertrager bezeichnet werden kann, wird interne Wärmeenergie Qi vom unter dem Hochdruck HD stehenden Kältemittel, welches vom Verflüssiger 220 zum Expansionsventil 230 in einer Hochdruck-Strömungsrichtung SHD strömt, auf das unter dem Niederdruck ND strömende Kältemittel übertragen, welches vom Verdampfer zum Verdichter in einer Niederdruckströmungsrichtung SND strömt, übertragen. Dabei wird das vom Verflüssiger zum Expansionsventil 230 strömende Kältemittel in vorteilhafter Weise unterkühlt.
  • Zunächst strömt das Kältemittel durch einen Expansionsventileintritt 231 in das Expansionsventil ein. Im Expansionsventil 230 erfolgt eine Drosselung des Kältemitteldruckes vom Hochdruck HD auf den Niederdruck ND, indem das Kältemittel vorteilhaft eine Düsenanordnung oder Drossel mit einem vorteilhaft variablem Öffnungsquerschnitt passiert, wobei der Niederdruck vorteilhaft in etwa ein Saugdruck des Verdichters 210 entspricht. Anstelle eines Expansionsventils 230 kann auch eine andere beliebige Druckminderungseinrichtung eingesetzt sein. Vorteilhaft sind Druckminderungsrohre, Turbinen oder andere Entspannungsvorrichtungen.
  • Ein Öffnungsgrad des Expansionsventils 230 wird durch einen Elektromotor, der üblicherweise als Schrittmotor ausgeführt ist eingestellt, welcher durch die Steuereinheit oder Regelung 500 gesteuert wird. Dabei wird der Niederdruck ND beim Expansionsventilaustritt 232 des Kältemittels aus dem Expansionsventil 230 so gesteuert, dass der sich einstellende Niederdruck ND des Kältemittels im Betrieb des Verdichters 210 in etwa mit dem Verdampfungsdruck des Kältemittels mit der Wärmequellenmedientemperatur TWQ korrespondiert. Vorteilhaft wird die Verdampfungstemperatur des Kältemittels wenige Kelvin unterhalb der Wärmequellenmedientemperatur TWQ liegen, damit die Temperaturdifferenz eine Wärmeübertragung treibt.
  • Im Verdampfer erfolgt eine Übertragung von Verdampfungswärmeenergie Qv vom Wärmequellenfluid des Wärmequellensystems 300, welches ein Solesystem, ein Erdwärmesystem zur Nutzung von Wärmeenergie QQ aus dem Erdreich, ein Luftsystem zur Nutzung von Energie QQ aus der Umgebungsluft oder eine andere Wärmequelle sein, die die Quellenergie QQ an das Dampfkompressionssystem 200 abgibt.
  • Das in den Verdampfer 240 einströmende Kältemittel reduziert beim Durchströmen des Verdampfers 240 durch Wärmeaufnahme QQ seinen Nassdampfanteil und verlässt den Verdampfer 240 vorteilhaft mit einem geringen Nassdampfanteil oder vorteilhaft auch als überhitztes gasförmiges Kältemittel. Das Wärmequellenmedium wird mittels einer Solepumpe 330 bei Sole - Wasser-Wärmepumpen oder einem Außenluftventilator bei Luft/Wasser-Wärmepumpen durch den Wärmequellenmedienpfad des Verdampfers 240 gefördert, wobei beim Durchströmen des Verdampfers dem Wärmequellenmedium die Wärmeenergie QQ entzogen wird.
  • Im Rekuperator 250 wird Wärmeenergie Qi zwischen dem vom Verflüssiger 220 zum Expansionsventil 230 strömenden Kältemittel auf das vom Verdampfer 240 zum Verdichter 210 strömende Kältemittel übertragen, wobei das vom Verdampfer 240 zum Verdichter 210 strömende Kältemittel insbesondere weiter überhitzt.
  • Dieses überhitzte Kältemittel, welches mit einer Überhitzungstemperatur TKe aus dem Rekuperator 250 austritt, wird zum Kältemitteleintrittsanschluss 211 des Verdichters 210 geleitet.
  • Der Rekuperator 250 ist im Dampfkompressionskreis 200 eingesetzt, um den Gesamt - Wirkungsgrad als Quotient aus abgegebener Heizleistung QH und aufgenommener elektrischer Leistung Pe zum Antrieb des Verdichtermotors zu erhöhen.
  • Zu diesem Zweck wird dem Kältemittel, welches im Verflüssiger 220 Wärmeenergie QH auf einem wärmesenkenseitigen Temperaturniveau an das Heizmedium abgibt, im Hochdruckpfad des Rekuperators 250 durch Unterkühlung weitere Wärmeenergie Qi entzogen.
  • Der innere Energiezustand des Kältemittels beim Eintritt in den Verdampfer 240 ist durch diesen Wärmeentzug Qi reduziert, sodass das Kältemittel bei gleichem Verdampfungstemperaturniveau mehr Wärmeenergie QQ aus der Wärmequelle 300 aufnehmen kann.
  • Anschließend wird dem Kältemittel, nach dem Verdampferaustritt 242 aus dem Verdampfer 240, im Niederdruckpfad bei Niederdruck ND und bei einer Niederdrucktemperatur TVa entsprechend einer Verdampferaustrittstemperatur im Rekuperator 250 die im Hochdruckpfad entzogene Wärmeenergie Qi wieder zugeführt. Die Zuführung der Energie bewirkt vorteilhat eine Reduzierung des Nassdampfanteils auf einen Zustand ohne Nassdampfanteil und dann erfolgt durch weitere Energiezuführung eine Überhitzung.
  • Des Weiteren sind zur Erfassung des Betriebszustandes des Dampfkompressionssystems 200 vorteilhaft folgende Sensoren angeordnet, mit denen insbesondere zur Absicherung und Optimierung der Betriebsbedingungen des Dampfkompressionssystems 200 insbesondere bei Betriebszustandsänderungen eine modellbasierte Vorsteuerung umgesetzt ist.
  • Einerseits erfolgt vorteilhaft mit Hilfe der durch Sensoren erfassten Prozesswerte eine Absicherungen bezüglich zulässiger Arbeitsbereiche der Komponenten wie insbesondere dem Verdichter 210, andererseits erfolgen basierend auf den Sensordaten modellbasierte Vorsteuerungen insbesondere einer Drehzahl des Verdichters 210 und/oder einem Ventilöffnungsgrad des Expansionsventils, so dass die Regler zur Ausregelung einer sich dennoch, durch die Vorsteuerung aber kleineren, Regelabweichung nur noch kleinere Korrekturen durchführen muss:
    • Ein Hochdrucksensor 503 vorteilhaft zur Erfassung des Hochdrucks HD des Kältemittels am Verdichteraustritt 212 oder zwischen dem Verdichteraustritt 212 und dem Expansionsventileintritt 231,
    • ein Heißgastemperatursensor 504 vorteilhaft zur Erfassung einer Heißgastemperatur THG des Kältemittels am Verdichteraustritt 212, oder im Kältekreisabschnitt zwischen dem Verdichteraustritt 212 und dem Verflüssigereintritt 221,
    • ein Innentemperatursensor 506 vorteilhaft zur Erfassung der Innentemperatur Tle des Kältemittels zwischen dem hochdruckseitigem internen Rekuperatorauslass 252 des Kältemittels aus dem Rekuperator 250 und dem Expansionsventileitritt 231. Die Innentemperatur ist vorteilhaft auch als "Rekuperatoraustrittstemperatur Hochdruckpfad" benannt und
    • vorteilhaft ein Rekuperatorinnentemperatursensor 505. Der Rekuperatorinnentemperatursensor 505 erfasst vorteilhaft Verflüssigeraustrittstemperatur TFA des Kältemittel in der Strömungsrichtung am Verflüssigeraustritt oder dem hochdruckseitigen Rekuperatoreintritt und daher wird vorteilhaft die Verflüssigeraustrittstemperatur TFA vom Rekuperatorinnentemperatursensor 505 gemessen.
  • Die folgenden Sensoren sind insbesondere für die Durchführung des erfindungsgemäßen Verfahrens vorteilhaft:
    • Ein Niederdrucksensor 502 zur Erfassung des Niederdrucks ND des Kältemittels am Verdichtereintritt 211, oder zwischen dem Expansionsventil 230 und dem Verdichtereintritt 211,
    • ein Verdampferaustrittstemperatursensor 508 zur Erfassung der Verdampferaustrittstemperatur TVa des Kältemittels am Verdampferaustritt 242 oder zwischen dem Verdampferaustritt 242 und dem niederdruckseitigen Eintritt des Kältemittels in den Rekuperatoreinlass 251 des Rekuperators 250 und
    • ein Niederdrucktemperatursensor 501 misst vorteilhaft eine Verdichtereintrittstemperatur oder dient vorteilhaft zur Erfassung der Kältemittelniederdrucktemperatur TND oder vorteilhaft einer Verdichtereintrittstemperatur TKE am Verdichtereintritt 211, oder zwischen dem niederdruckseitigem Rekuperatorauslass 252 des Kältemittels aus dem Rekuperator 250 und dem Verdichtereintritt 211.
  • Die Prozessgröße, welche einen maßgeblichen Einfluss auf den Gesamt - Wirkungsgrad des Dampfkompressionskreises 200 als Quotient zwischen der vom Dampfkompressionskreis 200 übertragenen Heizleistung QH zu einer vom Verdichter 210 aufgenommenen elektrischen Leistung Pe hat, ist die Überhitzung des Kältemittels am Verdichtereintritt 211. Zur Einhaltung zulässiger Verdichter - Betriebsbedingungen werden vorteilhaft allerdings Beschränkungen bezüglich des erlaubten Überhitzungsbereiches des Kältemittels am Verdichtereintritt eingehalten. Zu niedrige Überhitzungen gefährden insbesondere die Schmiereigenschaften des Maschinenöls, zu hohe Überhitzungen bewirken insbesondere eine zu hohe Heißgastemperatur.
  • Die Überhitzung beschreibt die Temperaturdifferenz zwischen der erfassten Verdichtereintrittstemperatur TKE des Kältemittels und der Verdampfungstemperatur des Kältemittels bei gesättigtem Dampf.
  • Erfindungsgemäß wird vorzugsweise die Verdichtereintrittsüberhitzung derart geregelt, dass kein Kondensat durch Taupunktunterschreitung des in der Umgebungsluft enthaltenden Wasserdampfanteils an Komponenten des Kältekreises insbesondere im Abschnitt zwischen Kältemittelaustritt des Rekuperators 252 und Verdichtereintritt 211 ausfällt. Der Kältekreisabschnitt zwischen Verdampferaus-tritt 242 und Rekuperatoreintritt 251 ist zwar üblicherweise kälter, weil dieser typischerweise nur ein kurzer Rohrabschnitt ist, ist eine bessere Isolierung im Vergleich zu dem Abschnitt zwischen Kältemittelaustritt des Rekuperators 252 und Verdichtereintritt 211 möglich. Beispielsweise sitzt an der Stelle des Verdichtereintritts 211 am Verdichter der Kältemittelabscheider, der geschützt werden soll. Dieser kann schlecht eingehaust werden, so dass hier die Temperatur so hochgehalten werden soll, dass nichts kondensiert. Die Problematik der Kondensation tritt auf der Hochdruckseite im Regelfall nicht auf. Auch die Passage zwischen hochdruckseitigem Rekuperatoraustritt 252 und Eintritt in das Expansionsventil 231 kühlt regelmäßig in Abhängigkeit des Betriebspunktes bei idealen Wärmeübertragungsbedingungen im Rekuperator 250 auf das Temperaturniveau des Kältemittels am Verdampferaustritt 242 ab. Da aber auch diese Passage typischerweise kurz ist und man kann sie sehr gut isolieren kann, ist auch dieser Abschnitt im Regelfall nicht problematisch. Es sollte jedoch beachtet werden, dass das erfindungsgemäße Verfahren einen Kondensatabfall grundsätzlich über den gesamten Kreislauf der Wärmepumpe verhindern kann.
  • Wenn - zum Zwecke eines Zahlenbeispiels - ein Verdampfungstemperaturniveau von ca. -10°C angenommen wird und die Temperatur am Soleeintritt 330 bei etwa -10°C, am Soleaustritt 310 etwa -13°C und am Verdichtereintritt 5°C beträgt, beträft die Überhitzung 15K.
  • Vorteilhaft sind bei vielen Anlagen Raumtemperatursensor und Raumfeuchtesensor, die eine genaue Bestimmung der Auskondensierungsbedingungen der Luft ermöglicht, bspw. liegt bei 21°C und 60% rel. Feuchte die Kondensationstemperatur im Bereich von 13°C. Unter diesen Bedingungen findet also, so lange die Rohrtemperatur über 13°C zuzüglich gegebenenfalls einen Puffer, bspw. 1K, keine Kondensation statt.
  • An dem selbstverständlich nicht einschränkenden Zahlenbeispiel festgehalten wird nun die Erzielung einer Überhitzung von 15K bei einer Verdichtereintrittstemperatur von 5°C erreicht. Diese Temperatur liegt unter den 13°C, die für die aktuellen Umgebungsbedingungen als Kondensationstemperatur des in der Umgebungsluft befindlichen Wasserdampfanteils bestimmt ist. Demnach findet Kondensation statt. Soll die Verdichtereintrittstemperatur wenigstens 14°C, d.h. Kondensationstemperatur plus Puffer, betragen, muss die Überhitzung um 9K größer werden, d.h. eine Überhitzung von 24K eingehalten werden.
  • Grenzwerte, insbesondere für die Überhitzung, legen arbeitspunktabhängig den zulässigen Überhitzungsbereich der Komponenten am Verdichtereintritt 211 fest. Weiterhin bestehen aber auch Abhängigkeiten zwischen der Verdichtereintrittsüberhitzung dTÜE und dem Gesamtwirkungsgrad des Dampfkompressionskreises 200 oder auch zwischen Verdichtereintrittsüberhitzung dTÜE und einer Stabilität S eines Regelwertes R vorteilhaft bei der Ausregelung der Verdichtereintrittsüberhitzung.
  • Zur Berücksichtigung all dieser Anforderungen werden vorteilhaft in Abhängigkeit des Arbeitspunktes des Dampfkompressionskreises 200, die Wärmequellenmedientemperatur, die Heizmediumtemperatur, die Verdichterleistung Pe und Zielwerte Z oder der Zielwert Z für eine Berechnung der Verdichtereintrittsüberhitzung dTÜE herangezogen. Alternativ oder zusätzlich kann aus den vom Arbeitspunkt abhängigen Kältekreis-Messgrößen wie Wärmequellenmedientemperatur, Heizmediumtemperatur, Verdichterleistung Pe und parametrierbaren, also an das Verhalten der jeweiligen Kältekreiskomponenten angepasste Koeffizienten eine Berechnung des Zielwertes Z als Vorgabewert für die Verdichtereintrittsüberhitzung dTÜE durchgeführt werden. Im einfachsten Fall ist der Zielwert für die Verdichtereintrittsüberhitzung dTÜE unabhängig von allen Betriebsbedingungen konstant, z.B. 10 Kelvin. Bei einer komplexeren Anpassung wird er als Funktion einer Arbeitspunktgröße, z.B. der Verdichterleistung Pe variiert oder bei noch komplexerer Anpassung variiert er als Funktion mehrerer Arbeitspunktgrößen.
  • Es wird eine Regelabweichung der Verdichtereintrittsüberhitzung dTÜE und eine Regelabweichung der Verdampferaustrittsüberhitzung dTÜA miteinander gewichtet kombiniert, woraus im Regler 500 eine Gesamtregelabweichung berechnet wird, welche zur Regelung des Dampfkompressionskreises 200 eingespeist wird. Vorteilhaft präziser werden zunächst die Regelabweichungen von der Verdichtereintrittsüberhitzung dTÜE und Verdampferaustrittsüberhitzung dTÜA durch die Bildung der Differenzen zwischen den jeweiligen Messwerten und Zielwerten gebildet.
    • Regelabweichung der Verdichtereintrittsüberhitzung dTÜE = Messwert Verdichtereintrittsüberhitzung - Zielwert Verdichtereintrittsüberhitzung ZTÜE
    • Regelabweichung der Verdampferaustrittsüberhitzung dTÜA = Messwert Verdampferaustrittsüberhitzung - Zielwert Verdampferaustrittsüberhitzung ZTÜA
  • Dann wird vorteilhaft aus dem gewichteten Einfluss von der Regelabweichung der Verdichtereintrittsüberhitzung dTÜE und dem gewichteten Einfluss der Regelabweichung der Verdampferaustrittsüberhitzung dTÜA im Regler 500 die Gesamtregelabweichung berechnet, welche zur Regelung des Dampfkompressionskreises 200 eingespeist wird.
  • Beim Dampfkompressionskreis 200 passiert das Kältemittel nach der Entspannung durch das Expansionsventil 230 zwei sequentiell angeordnete Wärmeübertrager, den Verdampfer 240 und den Rekuperator 250 in welchen dem Kältemittel Wärmeenergie QQ und Qi zugeführt wird.
  • Im Verdampfer 250 wird dem Kältemittel Quellwärmeenergie QQ aus dem Wärmequellsystem 300 zugeführt. Das Temperaturniveau der zugeführten Quellwärme QQ ist auf einem Temperaturniveau der Wärmequelle, insbesondere wie des Erdreiches oder der Außenluft.
  • In dem in Kältemittel Hochdruck-Strömungsrichtung SHD nachfolgenden Rekuperator 250 wird dem Kältemittel Wärmeenergie Qi nach Verlassen des Verflüssigers 220 entzogen. Das Temperaturniveau des Kältemittels am Austritt des Verflüssigers stellt sich in etwa auf Höhe der Rücklauftemperatur des Heizmediums ein.
  • Diese Verschaltung des Verdampfers 240 mit dem Rekuperator 250 in Reihe hat einen entscheidenden Einfluss auf die Übertragungsfunktion der Regelstrecke für die Regelung Verdichtereintrittsüberhitzung dTÜE.
  • Der Regelwert R ist vorteilhaft die gewichtete Verknüpfung der Regelabweichung der Verdichtereintrittsüberhitzung dTÜE mit der Regelabweichung der Verdampferaustrittsüberhitzung.
  • Aktor-Betriebszustandsgrößen mit einem Einfluss auf den Regelwert R, insbesondere der Verdichtereintrittsüberhitzung dTÜE, sind im betreffenden Dampfkompressionskreis 200 die Verdichterdrehzahl und/oder den Öffnungsgrad des Expansionsventils 230, womit auch vorteilhaft der Niederdruck ND und das Verdampfungstemperaturniveau bestimmt sind.
  • Besonders vorteilhaft haben Aktoren Einfluss auf den Regelwert R, insbesondere auf die gewichtete Verknüpfung der Regelabweichung der Verdichtereintrittsüberhitzung mit der Regelabweichung der Verdampferaustrittsüberhitzung. Im betreffenden Dampfkompressionskreis 200 sind insbesondere der Verdichter 210 durch die Variation der Verdichterdrehzahl und das Expansionsventil 230 durch Beeinflussung des Öffnungsgrades solche Aktoren. Diese beiden Aktoren beeinflussen den Niederdruck ND und das Verdampfungstemperaturniveau.
  • Hierbei sind nicht alle Einflüsse gewünscht. So verändert beispielsweise vorteilhaft eine Änderung der Verdichterdrehzahl zur Einregelung der gewünschten Heizleistung ohne weitere kompensatorische Änderungen des Öffnungsgrades des Expansionsventils den Regelwert R in unerwünschte Bereiche, sodass eine mit der Verdichterdrehzahländerung einhergehende modellbasiert unterstützte Öffnungsgradänderung des Expansionsventils zur Einregelung von R vorteilhaft, gegebenenfalls sogar erforderlich ist.
  • Vorteilhaft wird im Dampfkompressionskreis 200 die Verdichterdrehzahl so eingestellt, dass die vom Dampfkompressionskreis 200 an das Heizmedium übertragene Heizleistung QH dem angeforderten Zielwert Z entspricht. Zur Einhaltung dieser Vorgabe ist eine Beeinflussung der Verdichterdrehzahl zur Regelung der Verdichtereintrittsüberhitzung dTÜE vorteilhaft untergeordnet oder nicht angebracht.
  • Vorteilhaft wird der Öffnungsgrad des Expansionsventils 230 als Stellwert für die Regelung der Verdichtereintrittsüberhitzung dTÜE verwendet. Der Einfluss des Öffnungsgrades des Expansionsventils 230 auf die Verdichtereintrittsüberhitzung dTÜE vollzieht sich wie folgt:
  • Das Expansionsventil 230 agiert als Düse mit elektromotorisch verstellbarem Düsenquerschnitt, bei welchem üblicherweise mittels eines Schrittmotor eine nadelförmige Düsennadel per Gewinde in einen Düsensitz gefahren wird.
  • Der Kältemitteldurchsatz durch das Expansionsventil ist bei Betrieb mit flüssigem Kältemittel am Expansionsventileintritt 231 in etwa proportional zur Quadratwurzel des Druckunterschiedes zwischen dem Expansionsventileintritt 231 und -austritt 232 multipliziert mit einem aktuellen relativen Wert des Düsenquerschnitts oder Öffnungsgrads und vorteilhaft einer vom Kältemittel - und einer Geometrie des Expansionsventils 230 abhängigen Konstante.
  • Da bei einer in einem Arbeitspunkt mit einer als konstant angenommenen Verdichterdrehzahl und einer als konstant angenommenen Heizmediumtemperatur Tws auch der korrespondierende Hochdruck HD des Kältemittels beim Eintritt in das Expansionsventil 230 als konstant angenommen werden kann, beeinflusst der Öffnungsgrad des Expansionsventil 230 maßgeblich nur den Niederdruck ND, also des Austrittsdruck aus dem Expansionsventil 230.
  • Wird der Öffnungsgrad des Expansionsventils 230 verringert, so passiert weniger Kältemittel bei konstantem Hochdruck HD und zunächst noch konstantem Niederdruck ND das Expansionsventil 230. Da der Verdichter 210 aber weiterhin zunächst den gleichen Kältemittelmassenstrom fördert, wird in Hochdruck-Strömungsrichtung SHD durch das Expansionsventil 230 weniger Kältemittel zugeführt, als vom Verdichter 210 abgesaugt wird.
  • Da es sich bei Kältemitteldampf um ein kompressibles Medium handelt, sinkt dann der Niederdruck ND auf der Niederdruckseite des Dampfkompressionskreises 200. Bei sinkendem Niederdruck ND sinkt in etwa proportional der Massenstrom von Kältemittel durch den Verdichter 210, da dessen Förderleistung sich angenähert als Rauminhalt / Zeit beschreiben lässt, bedingt durch insbesondere die Kolbenhübe, und es stellt sich ein entsprechend reduzierter Niederdruckwert ND ein, bei welchem der durch das Expansionsventil 230 zugeführte Kältemittelmassenstrom gleich dem vom Verdichter 210 abgeführten Kältemittelmassenstrom ist.
  • Wird der Öffnungsgrad des Expansionsventils 230 vergrößert, so passiert mehr Kältemittel bei konstantem Hochdruck HD und zunächst noch konstantem Niederdruck ND das Expansionsventil 230. Da der Verdichter 210 aber weiterhin zunächst den gleichen Kältemittelmassenstrom fördert, wird der Niederdruckseite ND des Kältekreises durch das Expansionsventil 230 mehr Kältemittel zugeführt, als vom Verdichter 210 abgesaugt wird. Da es sich beim Kältemitteldampf um ein kompressibles Medium handelt, steigt der Niederdruck ND auf der Niederdruckseite des Dampfkompressionskreises 200. Bei steigendem Niederdruck ND steigt die Massenstromförderleistung des Verdichters 210 in etwa proportional, da dessen Förderleistung sich angenähert als Rauminhalt / Zeit beschreiben lässt, und es stellt sich ein entsprechend erhöhter Niederdruck ND ein, bei welchem der durch das Expansionsventil 230 zugeführte Kältemittelmassenstrom gleich dem vom Verdichter 210 abgeführte Kältemittelmassenstrom ist.
  • Der Niederdruck ND wiederum beeinflusst maßgeblich die Wärmeübertragung zwischen Wärmequellenmedium und Kältemittel im Verdampfer 240. Der Wärmestrom QQ aus dem Wärmequellsystem 300 wird zwischen dem Wärmequellmedium und dem Kältemittel mit unterschiedlicher Temperatur übertragen, wobei der Wärmestrom QQ dabei abhängig vom der Temperaturdifferenz zwischen dem Wärmequellmedium und dem Kältemittel und dem Wärmeübergangswiderstand einer Wärmeübertragungsschicht des Verdampfers 240 ist.
  • Der Wärmeübergangswiderstand zwischen Wärmequellenmedienpfad des Verdampfers und Kältemittelpfad des Verdampfers ist in einem jeweiligen Dampfkompressionskreis 200 als in etwa konstant anzunehmen. Daher ist die Größe der Wärmeübertragungsleistung im Verdampfer 240 maßgeblich abhängig vom Integral der Temperaturdifferenzen aller Flächenelemente der Wärmeübertragungsschicht.
  • Um ein hinreichendes Maß von Wärmeenergie QQ vom Wärmequellesystem 300 an das Kältemittel übertragen zu können, muss sichergestellt sein, dass die Temperatur des Wärmequellenmediums in möglichst allen Flächenelementen der Übertragungsschicht des Wärmeübertragers, hier des Verdampfers 240, größer ist als die Temperatur des Kältemittels am jeweiligen Flächenelement ist.
  • Ist der Aggregatzustand des Kältemittels beim Durchströmen des Verdampfers 240 gesättigter Dampf, so stellt sich eine Kältemitteltemperatur ein, welche durch die Sättigungsdampfkennlinie als Stoffeigenschaft des Kältemittels eine Funktion des Niederdrucks ND des Kältemittels ist. Somit lässt sich durch eine Steuerung des Niederdruckes ND oder auch eines Verdampfungsdruckes indirekt eine Steuerung der Verdampfungstemperatur des Kältemittels beim Durchströmen des Rekuperators 250 steuern.
  • Die Wärmeenergie QQ, welche vom Wärmequellensystem an das den Verdampfer 240 durchströmende Kältemittel übertragen wird, bewirkt eine Aggregatzustandsbeeinflussung des Kältemittels.
  • Der Nassdampfanteil im gesättigten Kältemitteldampf nimmt bei konstantem Niederdruck bei Wärmeübertragung an das Kältemittel ab. Bei einer unvollständigen Verdampfung ist der Nassdampfanteil und damit auch der innere Energiezustand des Kältemittels beim Austritt aus dem Wärmeübertrager eine Funktion vom:
    • Nassdampfanteil bei Eintritt in den Verdampfer 240,
    • Kältemittelmassenstrom,
    • Übertragener Wärmeleistung QQ, und von einer
    • Enthalpiedifferenz im Nassdampfgebiet beim jeweiligen Niederdruck ND, welche das Kältemittel als eine zugeordnete Funktion des Drucks aufweist.
  • Zur vollständigen Verdampfung erfolgt eine zusätzliche Energiezuführung im Rekuperator 250, um das Kältemittel über den Zustand gesättigten Dampfes hinaus zu überhitzen.
  • Mit dem Verfahren wird bei gegebenen Betriebsbedingungen des Dampfkompressionskreises 200 in Abhängigkeit der Stellgröße "Öffnungsgrad Expansionsventil 230" ein korrespondierender Kältemittelzustand beim Austritt aus dem Verdampfers 240 eingestellt.
  • Im eingeschwungenen Zustand ergibt sich hinsichtlich einer Regeltreckensteilheit der "isolierten" Regelstrecke "Verdampfer 240" ein Regelstreckenverhalten mit moderater Steilheit. Das Regelstreckenverhalten ist insbesondere gekennzeichnet durch Regelstreckenausgangswertes Verdampferaustrittsüberhitzung als Funktion des Regelstreckeneingangswertes Expansionsventilöffnungsgrad.
  • Vorteilhaft wird ein Kältemittel, insbesondere als Kältemittel ein Kältemittelgemisch verwendet, welches einen "Temperaturglide" aufweist, insbesondere wird vorteilhaft R454C verwendet. Vorteilhaft wird bei einem Kältemittelgemisch mit einem Temperaturglide, sich bei einer relativen Öffnungsgradänderung des Stellorgans Expansionsventil von 1 % rel. am Austritt des Kältemittels aus dem Verdampfer üblicherweise eine Überhitzungsänderung von etwa kleiner 1 K eingestellt.
  • Die Einstellung dieses Zustandes erfolgt vorteilhaft auch durch eine regelungstechnische Beeinflussung wenigstens einer oder mehrerer der verschiedenen folgenden Zeitkonstanten; die letztendlich die Prozessgröße Kältemittelüberhitzung am Verdampferaustritt 242 beeinflussen:
    • Eine erste Zeitkonstante bewirkt vorteilhaft eine Verzögerung der mechanischen Öffnungsgradänderung des Expansionsventils 230 durch die Begrenzung der Verfahrgeschwindigkeit durch den Regler 500, der Regelwert R wird in dieser ersten Zeitkonstante Z in der Verfahrgeschwindigkeit durch einen Bremswert reduziert. Der Bremswert kann beispielsweise die reglertechnische Zykluszeit, in welcher ein Verfahrschritt des Expansionsventils 230 gesteuert wird, umfassen.
    • Eine zweite Zeitkonstante wirkt durch den Regler 500 vorgegeben vorteilhaft auf eine verzögerte Einstellung eines korrespondierenden Niederdruckes bei Öffnungsgradänderungen des Expansionsventils 230 aufgrund der Kompressibilität des Kältemitteldampfes bei Niederdruck ND im Niederdruckpfad.
    • Eine dritte Zeitkonstante ist vorteilhaft eine thermische Zeitkonstante der Wärmeübertragungsschicht des Verdampfers 240, wobei eine Änderung des Verdampfungsdruckes und damit der Verdampfungstemperatur eine verzögerte Temperaturänderung der Wärmeübertragungsschicht des Verdampfers, welcher oft mehrere Kilogramm Metall hat und des Wärmequellenmediums.
    • Eine vierte Zeitkonstante ergibt sich vorteilhaft aus verzögerten Aggregatzustandsänderungen des Kältemittels bei Verdampfungstemperaturänderungen.
    • Eine fünfte Zeitkonstante ergibt sich vorteilhaft aus dem Transport des Kältemittels durch den Verdampfer 240 mit einer endlichen Strömungsgeschwindigkeit.
  • Es stellt sich also vorteilhaft nach Änderung der Stellgröße "Öffnungsgrad des Expansionsventils 230" eine Verzögerung der korrespondierenden Kältemittelzustandsänderung beim Austritt aus dem Verdampferaustritt 242 ein und eine Gesamtzeitkonstante Zges liegt arbeitspunktabhängig vorteilhaft im Bereich von 30 Sekunden bis etwa 5 Minuten.
  • Nach Durchströmung des Verdampfers 240 tritt das Kältemittel bei Niederdruck ND in den Niederdruckpfad des Rekuperators 250 ein.
  • Der Aggregatzustand des Kältemittels beim Einströmen in den Rekuperators 250 ist in einem üblichen Betriebsfall, also vorteilhaft entweder gesättigter Dampf mit einem geringem Dampfanteil zwischen 0 bis 20 % oder insbesondere auch vorteilhaft auch bereits überhitztes Kältemittel.
  • Bei vorteilhaft gesättigtem Dampf stellt sich eine Kältemitteltemperatur ein, welche durch die Sättigungsdampfkennlinie des Kältemittels eine Funktion des Kältemitteldruckes ist. Bei Eintritt von überhitztem Kältemittel wird die Kältemitteltemperatur maximal eine Größe annehmen, welche der Eintrittstemperatur des Wärmequellenmediums entspricht. In diesem Fall entspricht die Größe vorzugsweise der Eintrittstemperatur des Kältemittels in den Hochdruckpfad des Rekuperators 250, also die Temperatur des Kältemittels nach Austritt aus dem Verflüssiger 220.
  • Um ein hinreichendes Maß von Wärmeenergie vom Kältemittel des hochdruckseitigen Kältemittelpfad an das Kältemittel des niederdruckseitigen Kältemittelpfad im Rekuperator 250 übertragen zu können, muss sichergestellt sein, dass die Temperatur des Kältemittels des hochdruckseitigen Kältemittelpfads auf Hochdruck HD in möglichst allen Flächenelementen der Übertragungsschicht des Rekuperators 250 größer als die Temperatur des Kältemittels des niederdruckseitigen Kältemittelpfades bei Niederdruck ND am jeweiligen Flächenelement ist.
  • Die korrespondierenden Temperaturen des Heizsystems 400 des Dampfkompressionssystems 200 sind in einem Heizfall höher als die korrespondierenden Temperaturen der Wärmequelle wie dem Erdreich oder der Außenluft.
  • Die Wärmeenergie Qi, welche vom Kältemittel bei Hochdruck HD des hochdruckseitigen Kältemittelpfads an das Kältemittel bei Niederdruck im niederdruckseitigen Kältemittelpfad des Rekuperators 250 übertragen wird, bewirkt eine Aggregatzustandsbeeinflussung des Kältemittels auf der Niederdruckseite. Der Nassdampfanteil des den Rekuperator 250 niederdruckseitig bei Niederdruck ND durchströmenden Kältemittels nimmt bei einer Wärmeübertragung an das Kältemittel ab und nach einer vollständigen Verdampfung erfolgt vorteilhaft eine Überhitzung des Kältemittels.
  • Der innere Energiezustand des Kältemittels, beim Austritt aus dem niederdruckseitigen Pfad des Rekuperators, wird vorteilhaft abhängig von einem oder mehreren der folgenden Faktoren beeinflusst. Hierbei sollte beachtet werden, dass die Energiezustandsänderung ausschließlich auf physikalischen Abhängigkeiten beruht, wobei der Regler die Steuerung der Aktoren beeinflusst, was dann natürlich auch die physikalischen Größen wie den Kältemittelmassenstrom beeinflusst:
    • Nassdampfanteil bei Eintritt in den Rekuperator 250,
    • Kältemittelmassenstrom,
    • übertragene Wärmeleistung Qi, womit vorteilhaft abhängig von der Temperaturdifferenz zwischen der Temperatur des Kältemittels bei Hochdruck HD im hochdruckseitigen Kältemittelpfad und der Temperatur des Kältemittels des niederdruckseitigen Kältemittelpfades bei Niederdruck ND geregelt wird, und/oder
    • eine Enthalpiedifferenz im Nassdampfgebiet beim jeweiligen Niederdruck ND.
  • Vorteilhaft wird somit bewirkt, dass sich in Abhängigkeit der gegebenen Betriebsbedingungen des Dampfkompressionskreises 200 sowie in Abhängigkeit der Stellgröße "Öffnungsgrad Expansionsventil 230" ein korrespondierender Kältemittelzustand beim Austritt 252 aus dem Rekuperator 250 beim Niederdruck ND einstellt.
  • Im eingeschwungenen Zustand ergibt sich hinsichtlich Regelstreckensteilheit der "isolierten" Regelstrecke beim Niederdruck ND des Kältemittels im niederdruckseitiger Pfad des Rekuperators 250 ein Regelstreckenverhalten mit hoher Steilheit, bei in etwa gleichbleibendem inneren Energiezustand des Kältemittels beim Eintritt 251 in den niederdruckseitigen ND Pfad des Rekuperators 250. Mit einer insbesondere relativen Öffnungsgradänderung des Expansionsventil von 1 % wird eine Überhitzungsänderung am Austritt des Kältemittels aus dem Verdampfer 230 von vorteilhaft etwa 10 K oder auch über 10 K eingestellt.
  • Gegenüber dem Rekuperator 250 erfolgt vorteilhaft eine wesentlich höhere Wärmeübertragung im Verdampfer 240 zwischen dem Quellmedium und dem Kältemittel im Verdampfer 240.
  • So wird im Verdampfer 240 eine wesentlich höhere Wärmeübertragung als im Rekuperator 250 eingestellt, da der Umgebung mittels Verdampfer 240 eine wesentlich größere Energie entzogen werden soll, als sie nur im Rekuperator 250 innerhalb des Kältekreises zu übertragen. Die treibende Temperaturdifferenz beträgt beispielsweise im Rekuperator zwischen 20 K bis 60 K, während diese im Verdampfer lediglich zwischen 3 K bis 10 K beträgt. Um die gewünschten Energien trotz unterschiedlicher treibender Temperaturdifferenzen übertragen zu können, wird beispielsweise die Austauscherfläche des Verdampfers ca. 5 bis 20 mal größer ausgelegt als die des Rekuperators 250.
  • Die Einstellung dieses Zustandes erfolgt hierbei vorteilhaft unter Verwendung wenigstens einer der folgenden Zeitkonstanten Z:
    • Mit einer elften Zeitkonstante Zu wird vorteilhaft eine Verzögerung der mechanischen Öffnungsgradänderung des Expansionsventils 230 durch die Begrenzung einer Verfahrgeschwindigkeit vorgegeben.
    • Eine zwölfte Zeitkonstante Z12 wirkt vorteilhaft auf die verzögerte Einstellung eines korrespondierenden Niederdruckes ND bei Öffnungsgradänderungen des Expansionsventils 230 aufgrund der Kompressibilität des Kältemitteldampfes im Niederdruckpfad ND.
    • Eine 13. Zeitkonstante Z13 ist eine thermische Zeitkonstante der Wärmeübertragungsschicht des Verdampfers. Somit bewirkt eine Änderung des Verdampfungsdruckes und damit der Verdampfungstemperatur eine verzögerte Temperaturänderung der Wärmeübertrageschicht, welche oft mehrere Kilogramm Metall beinhaltet, und des Kältemittels im Niederdruckpfad des Verdampfers 240.
    • Eine 14. Zeitkonstante Z14 wird vorteilhaft aus verzögerten Aggregatzustandsänderungen des Kältemittels bei Verdampfungstemperaturänderungen ermittelt oder vorgegeben.
    • Eine 15. Zeitkonstante Z15 ergibt sich vorteilhaft aus dem Transport des Kältemittels durch den Verdampfer 240 mit einer endlichen Strömungsgeschwindigkeit und wird berücksichtigt.
  • Der niederdruckseitige Kältemittelpfad des Rekuperators 250 wird aus dem Verdampferaustritt 242 des Verdampfers 240 gespeist. Der innere Energiezustand des Kältemittels wird auch hier bereits durch zumindest zwei Zeitkonstanten Z, Z11, Z12, Z13, Z14, Z15, Zges nach Änderung der Stellgröße "Öffnungsgrad Expansionsventil" verzögert.
  • Nach Änderung der Stellgröße "Öffnungsgrad Expansionsventil 230" stellt sich dann eine weitere Verzögerung der korrespondierenden Kältemittelzustandsänderung durch das Zeitverhalten des Rekuperators 250 beim Austritt aus dem niederdruckseitigen Kältemittelpfad des Rekuperators 250 ein.
  • Das Zeitverhalten des Rekuperators 250 lässt sich vorteilhaft als Rekuperatorgesamt - Zeitkonstante Zges abhängig vom jeweiligen Arbeitspunkt des Dampfkompressionskreises im Bereich zwischen in etwa 1 Minuten bis 30 Minuten berücksichtigen.
  • Es erfolgt vorteilhaft eine gewichtete Kombination Verdichtereintrittsüberhitzung dTÜE und der der Verdampferaustrittsüberhitzung dTÜA, indem insbesondere mittels einer gewichteten Kombination der Regelabweichung der Verdichterüberhitzung und der Regelabweichung der Verdampferaustrittsüberhitzung dTÜA die Gesamtregelabweichung berechnet wird, welche im Regler 500 zur Regelung des Dampfkompressionskreises 200 eingespeist wird.
  • Die Verdichtereintrittsüberhitzung dTÜE wird vorteilhaft als Haupt - Regelgröße verwendet und die korrespondierenden Signalflüsse und Signalverarbeitungen erfolgt insbesondere in den folgenden Verfahrensschritten:
    • Schritt 1: Zunächst werden die Prozessgrößen Verdichtereintrittsüberhitzung dTÜE vorteilhaft als Hauptregelgröße und die Verdampferaustrittsüberhitzung dTÜA vorteilhaft als Hilfsgröße in einem ersten Verfahrensschritt messtechnisch erfasst.
  • Dazu wird jeweils eine Verdampfungstemperatur des Kältemittels am jeweiligen Erfassungspunkt entweder
    • direkt messtechnisch ermittelt, mit einem Temperatursensor, welcher so positioniert ist, dass er eine der Kältemitteltemperatur im Nassdampfgebiet entsprechende Temperatur erfasst oder
    • indirekt messtechnisch ermittelt, mit einem Drucksensor, welcher einen Kältemitteldruck des im Nassdampfgebiet verdampfenden Kältemittels erfasst und aus der kältemittelspezifischen Abhängigkeit zwischen Druck und Temperatur im Nassdampfgebiet dann die Verdampfungstemperatur berechnet wird.
  • Des Weiteren wird am jeweiligen dem Überhitzungsmesspunkt, insbesondere am Verdampferausgang 242 und/oder am Verdichtereingang 211 zugeordneten Temperaturen der Kältemitteltemperatur mittels Temperatursensoren 501, 508 erfasst. Es wird dann die Temperaturdifferenz des Kältemittels am jeweiligen Messpunkt und der Verdampfungstemperatur berechnet und dieser Temperaturdifferenzwert entspricht dann der jeweiligen Überhitzung des Kältemittels am Messpunkt.
  • Ausgangsgrößen der Berechnung in Schritt 1 sind dann die Verdichtereintrittsüberhitzung dTÜE und die Verdampferaustrittsüberhitzung dTÜA.
  • Schritt 2: Die Prozessgrößen Verdichtereintrittsüberhitzung dTÜE und Verdampferaustrittsüberhitzung dTÜA werden zur Bildung zugeordneter Regelabweichungen mit jeweils zugeordneten Sollwerten in einem zweiten Schritt vorteilhaft verrechnet:
    • Der Sollwert für die Verdichtereintrittsüberhitzung dTÜE am Verdampferaustritt 242 wird vorteilhaft zur Sicherstellung des zulässigen Verdichtersbetriebsbereiches und eines möglichst hohen Wirkungsgrades des Kältekreises im Bereich zwischen ca. 5 K bis 20 K variiert.
  • Der Sollwert für die Verdampferaustrittsüberhitzung dTÜA wird dann in Abhängigkeit der Kältekreis-Betriebsart und des Kältekreis-Arbeitspunktes so variiert, dass die Verdampferüberhitzung im eingeschwungenen Regelfall in etwa dem sich einstellenden Prozesswert der Verdampferaustrittsüberhitzung dTÜA entspricht. Dieser Sollwert für die Verdampferaustrittsüberhitzung dTÜA kann modellbasiert in Abhängigkeit von einer Betriebsart oder einem Arbeitspunkt abhängig von der Verdampfungstemperatur, der Kondensationstemperatur, der Verdichterleistung, einem Sollwert der Verdichtereintrittsüberhitzung dTÜE am Verdampferaustritt 242 und/oder von Komponenteneigenschaften vorberechnet werden und adaptiv korrigiert werden.
  • Es wird dann die Regelabweichung der Verdichtereintrittsüberhitzung dTÜE berechnet, indem vom Prozesswert der Verdichtereintrittsüberhitzung dTÜE der Sollwert der Verdichtereintrittsüberhitzung dTÜE subtrahiert wird.
  • Es wird dann die Regelabweichung der Verdampferaustrittsüberhitzung dTÜA berechnet, indem vom Prozesswert der Verdampferaustrittsüberhitzung dTÜA der Sollwert der Verdampferaustrittsüberhitzung dTÜA subtrahiert wird.
  • Schritt 3: In einem dritten Verfahrensschritt werden die Regelabweichung der Verdichtereintrittsüberhitzung dTÜE und die Regelabweichung der Verdampferaustrittsüberhitzung dTÜA vorteilhaft zu einer Gesamtregelabweichung-Überhitzung kombiniert.
  • Die Kombination erfolgt insbesondere mittels einer gewichteten Addition der Einzel - Regelabweichungen.
  • Der Gewichtungseinfluss ist ein Maß für die anteilige Kombination der Einzel - Regelabweichungen und kann im Extremfall die ausschließliche Einbeziehung nur einer Einzel - Regelabweichung, aber üblicherweise die gewichtete Einbeziehung beider Einzel - Regelabweichungen bewirken.
  • Vorteilhaft wird der Gewichtungseinfluss als Wert zwischen 0 bis 1, also 0 bis 100 % veranschlagt und dieser Wert wird auf den Grad der Einbeziehung der Regelabweichung der Verdichtereintrittsüberhitzung dTÜE in die Gesamt - Regelabweichung einbezogen, womit sich für die Berechnung der Gesamt - Regelabweichung folgende Abhängigkeit ergibt:
    • Gesamt - Regelabweichung Überhitzung =
    • (Gewichtungseinfluss * Regelabweichung Verdichtereintrittsüberhitzung) + ((1 - Gewichtungseinfluss) * Regelabweichung Verdampferaustrittsüberhitzung)
  • Der Wert des Gewichtungseinfluss kann vorteilhaft von der Betriebsart und/oder dem Arbeitspunkt der Wärmepumpe 100 abhängig variiert werden:
    • Beim Betriebsartübergang zwischen Betriebsart = Betrieb mit ausgeschaltetem Verdichter 210 und Betriebsart = Betrieb mit eingeschaltetem Verdichter 210 im Heizbetrieb wird aufgrund der dynamischen Prozesswerteänderungen beim Anfahren des Dampfkompressionssystems 200 vorteilhaft ausschließlich zunächst die Regelabweichung Verdampferaustrittsüberhitzung dTÜA in die Gesamt - Regelabweichung einbezogen, insbesondere ist der Wert eines Gewichtungseinflusses dann zunächst = 0 oder ein Wert vorteilhaft unter 20 %.
    • Nach einer Stabilisierungsphase des Dampfkompressionssystems 200 ist es vorteilhaft, nicht spontan auf den für den Regelbetrieb ausgelegten Wert des Gewichtungseinflusses umzuschalten, sondern den Übergang rampenförmig zu gestalten. In diesem Fall ist es vorteilhaft, dass der Wert vom Gewichtungseinfluss vom Startwert = 0, oder einem Wert insbesondere unter 20%, vorteilhaft rampenförmig auf den vorgesehenen Zielwert angehoben werden. Hiermit wird insbesondere eine Werteunstetigkeit bei einem spontanen Umschalten vermieden und somit Regelschwingungen vermieden.
    • Der Zielwert des Gewichtungseinflusses wird vorteilhaft an die jeweilige Betriebsart und den Arbeitspunkt angepasst. Betriebspunkte, welche sich durch erhöhte Schwingneigung auszeichnen bedürfen vorteilhaft einer geringeren Gewichtung der Regelabweichung der Verdichtereintrittsüberhitzung dTÜE, insbesondere wird hiermit ein regeltechnisch kritisches Signalverhalten der Verdichtereintrittsüberhitzung dTÜE aufgrund der gegenüber der Verdampferaustrittsüberhitzung dTÜA größeren Signalverzögerung und größeren Streckensteilheit eine Schwingneigung vermieden.
  • Schritt 4: In einem vierten Verfahrensschritt wird die berechnete Gesamt - Regelabweichung der Überhitzung dann im Regler 500 verarbeitet, welcher die korrespondierenden Aktoren des Kältekreises, insbesondere das Expansionsventil 230 mit dem stellbarem Öffnungsgrad und/oder den Verdichter 210 mit stellbarer Verdichterdrehzahl, so steuert, dass sich im eingeregelten Fall eine Regelabweichung der Überhitzung gleich möglichst etwa 0 Kelvin einstellt.
  • Dabei kann ein P, I, PI, PID - Regler eingesetzt werden, wobei die Regelanteile an die jeweilige Betriebsart und den Arbeitspunkt vorteilhaft dynamisch angepasst werden.
  • Fig. 3 zeigt das log p/h Diagramm der Fig. 2, wobei statt der in Fig. 2 gezeigten Prozessvariablen die zugrundeliegenden Prozesse beschrieben sind. Die Prozessvariablen sind zur besseren Erkennbarkeit nicht dargestellt.
  • In einem Schritt 810 wird das Kältemittel in dem Verdichter 210 von Niederdruck ND auf Hochdruck HD verdichtet, wobei sich die Temperatur ebenfalls von der Verdampferaustrittstemperatur TKE auf die Heißgastemperatur THG erhöht.
  • In dem Verflüssiger 220 kommt es unter Abgabe der Heizleistung QH zunächst zu einer Enthitzung in Schritt 820, bevor das Kältemittel anschließend in Schritt 830 verflüssigt wird. Die Verflüssigung wird in dem Verflüssiger 220 vorzugsweise vollständig abgeschlossen.
  • Bei nachfolgendem Durchtritt durch den Rekuperator 250 wird das flüssige Kältemittel in Schritt 850 unterkühlt, bevor es in Schritt 860 in dem Expansionsventil 230 auf den Niederdruck ND entspannt wird.
  • In Schritt 870 wird das flüssige und entspannte Kältemittel im Verdampfer 240 nahezu vollständig verdampft, bevor es im Rekuperator 250 schließlich in Schritt 890 überhitzt wird.
  • Das überhitzte Kältemittel wird dann wieder in Schritt 810 im Verdichter 210 verdichtet, so dass der Kreisprozess erneut durchlaufen werden kann.
  • Im Unterschied dazu wird ein log p / h Diagramm eines Arbeitspunktes mit Kältemittelmangel in Fig. 4 gezeigt, wobei gleiche Prozessschritte wie in Fig. 3 mit gleichen Bezugszeichen bezeichnet werden.
  • Der erste Unterschied tritt in Schritt 830 auf. Die Verflüssigung wird nicht in dem Verflüssiger 220 abgeschlossen, sondern das noch gasförmige Kältemittel tritt in den Rekuperator 250 ein und wird in einem Schritt 840 in dem Rekuperator 250 verflüssigt. Anstatt der Abgabe der Wärmeenergie an das Wärmequellensystem wird die Energie also intern von dem Hochdruck in den Niederdruckpfad übertragen, was die Leistungszahl verringert.
  • Entsprechend wird in Schritt 870 die Verdampfung nicht in dem Verdampfer 240 abgeschlossen. Ein wesentlicher Anteil der Verdampfung findet in einem Schritt 880 erst in dem Rekuperator 250 statt.
  • Deutlich sichtbar ist der größere ausgefüllt gezeichnete Pfeil, der den Wärmeübertragungsbetrag in dem Rekuperator 250 darstellt. Je weiter der Pfeil innerhalb des von Siedelinie und Taulinie umschriebenen Bereiches liegt, desto weniger Effizient arbeitet der Kältekreis. Dieser Zustand wird erfindungsgemäß erkannt und, falls möglich, behoben.

Claims (7)

  1. Verfahren zum Betreiben einer Kompressionskälteanlage (200) mit
    - einem Kältemittel, das einen Temperaturgleit aufweist,
    - einem Verdampfer (240),
    - einem Verdichter (210),
    - einem Verflüssiger (220),
    - einem Drosselorgan (230),
    - einem internen Wärmeübertrager (250), wobei der interne Wärmeübertrager zur Übertragung von Wärmeenergie des Kältemittels im Hochdruckpfad (HD) vor Eintritt in das Drosselorgan (230) an das Kältemittel im Niederdruckpfad (ND) vor Eintritt in den Verdichter (210) ausgebildet ist, und
    - einer Steuereinheit (500), wobei die Steuereinheit ausgebildet ist
    a) zur Erfassung einer Überhitzung des Kältemittels nach Austritt aus dem Verdampfer (240) sowie zur Erfassung einer Überhitzung des Kältemittels bei Eintritt in den Verdichter (210) und
    b) zur Regelung des Drosselorgans (230) mit Hilfe einer auf beiden Überhitzungen basierenden Regelgröße und
    c) zur Detektion eines Kältemittelmangels zumindest im Verflüssiger (220),
    wobei das Verfahren die folgenden Schritte umfasst:
    - Berechnen einer Temperaturdifferenz zwischen Taupunkttemperatur und Siedepunkttemperatur, genannt Temperaturgleit, des Kältemittels in dem aktuellen Arbeitspunkt der Kompressionskälteanlage auf Grundlage eines erfassten Niederdruckes (ND) des Kältemittels,
    - Berechnen eines Temperaturdifferenz-Grenzwertes relativ zum berechneten Temperaturgleit des erfassten Niederdrucks (ND) des Kältemittels in dem aktuellen Arbeitspunkt,
    - Bewerten der aktuellen Verdampferaustrittsüberhitzung auf Unterschreitung des Temperaturdifferenz-Grenzwertes,
    - Bereitstellen eines Sollwertes einer Überhitzung, die als eine Differenz zwischen Temperatur des Kältemittels und Taupunkttemperatur definiert ist, bei Eintritt in den Verdichter (210), genannt Verdichtereintrittsüberhitzung,
    - Bewerten der aktuellen Verdichtereintrittsüberhitzung auf Überschreitung des Sollwertes der Verdichtereintrittsüberhitzung,
    - Erkennen einer Kältemittelmangelsituation, wenn beide Ergebnisse der Schritte des Bewertens für eine festgelegte Zeit ununterbrochen erfüllt sind.
  2. Verfahren nach Anspruch 1, wobei das Verfahren weiter den folgenden Schritt aufweist:
    - Durchführung eines Versuchs einer Kältemittelrückführung in den Verflüssiger (220) durch zeitlich begrenzte Erhöhung des Sollwertes der Verdichterdrehzahl und / oder zeitlich begrenzte Erhöhung des Sollwertes der Verdampferaustrittsüberhitzung.
  3. Verfahren nach Anspruch 2, wobei das Verfahren weiter den folgenden Schritt aufweist:
    - Generierung eines Fehlerzustandes bei erfolglosem Versuch der Kältemittelrückführung, insbesondere bei mehrfachem erfolglosem Versuch der Kältemittelrückführung, in einer festgelegten Zeitspanne.
  4. Verfahren nach einem der vorstehenden Ansprüche, wobei das Berechnen des Temperaturdifferenz-Grenzwertes relativ zum berechneten Temperaturgleit des erfassten Niederdrucks des Kältemittels abhängig von dem aktuellen Arbeitspunkt der Kompressionskälteanlage erfolgt.
  5. Verfahren nach Anspruch 4, wobei der Temperaturdifferenz-Grenzwert relativ zum berechneten Temperaturgleit proportional zu einer Differenz zwischen Wärmesenkentemperatur und Wärmequellentemperatur eingestellt wird.
  6. Kompressionskälteanlage (200) mit
    - einem Kältemittel, das einen Temperaturgleit aufweist,
    - einem Verdampfer (240),
    - einem Verdichter (210),
    - einem Verflüssiger (220),
    - einem Drosselorgan (230),
    - einem internen Wärmeübertrager (250), wobei der interne Wärmeübertrager zur Übertragung von Wärmeenergie des Kältemittels im Hochdruckpfad (HD) vor Eintritt in das Drosselorgan (230) an das Kältemittel im Niederdruckpfad (ND) vor Eintritt in den Verdichter (210) ausgebildet ist, und
    - einer Steuereinheit (500), wobei die Steuereinheit ausgebildet ist
    a) zur Erfassung einer Überhitzung des Kältemittels nach Austritt aus dem Verdampfer (240) sowie zur Erfassung einer Überhitzung des Kältemittels bei Eintritt in den Verdichter (210) und
    b) zur Regelung des Drosselorgans (230) mit Hilfe einer auf beiden Überhitzungen basierenden Regelgröße und
    c) zur Detektion eines Kältemittelmangels zumindest im Verflüssiger (220),
    wobei die Steuereinheit ferner ausgebildet ist zum:
    - Berechnen einer Temperaturdifferenz zwischen Taupunkttemperatur und Siedepunkttemperatur, genannt Temperaturgleit, des Kältemittels in dem aktuellen Arbeitspunkt der Kompressionskälteanlage auf Grundlage eines erfassten Niederdruckes (ND) des Kältemittels,
    - Berechnen eines Temperaturdifferenz-Grenzwertes relativ zum berechneten Temperaturgleit des erfassten Niederdrucks (ND) des Kältemittels in dem aktuellen Arbeitspunkt,
    - Bewerten der aktuellen Verdampferaustrittsüberhitzung auf Unterschreitung des Temperaturdifferenz-Grenzwertes,
    - Bereitstellen eines Sollwertes einer Überhitzung, die als eine Differenz zwischen Temperatur des Kältemittels und Taupunkttemperatur definiert ist, bei Eintritt in den Verdichter (210), genannt Verdichtereintrittsüberhitzung,
    - Bewerten der aktuellen Verdichtereintrittsüberhitzung auf Überschreitung des Sollwertes der Verdichtereintrittsüberhitzung,
    - Erkennen einer Kältemittelmangelsituation, wenn beide Ergebnisse der Schritte des Bewertens für eine festgelegte Zeit ununterbrochen erfüllt sind.
  7. Wärmepumpe mit einer Kompressionskälteanlage nach Anspruch 6.
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