EP0184181B1 - Heat pump - Google Patents

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EP0184181B1
EP0184181B1 EP85115297A EP85115297A EP0184181B1 EP 0184181 B1 EP0184181 B1 EP 0184181B1 EP 85115297 A EP85115297 A EP 85115297A EP 85115297 A EP85115297 A EP 85115297A EP 0184181 B1 EP0184181 B1 EP 0184181B1
Authority
EP
European Patent Office
Prior art keywords
pressure
heat
stages
working medium
condenser
Prior art date
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Expired - Lifetime
Application number
EP85115297A
Other languages
German (de)
French (fr)
Other versions
EP0184181A3 (en
EP0184181A2 (en
Inventor
Arpád Dr. Bakay
György Bergmann
Géza Hivessy
Istvan Dr. Szentgyörgyi
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Energiagazdalkodasi Intezet
Original Assignee
Energiagazdalkodasi Intezet
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Publication date
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Priority to AT85115297T priority Critical patent/ATE57763T1/en
Publication of EP0184181A2 publication Critical patent/EP0184181A2/en
Publication of EP0184181A3 publication Critical patent/EP0184181A3/en
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Publication of EP0184181B1 publication Critical patent/EP0184181B1/en
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B11/00—Compression machines, plants or systems, using turbines, e.g. gas turbines
    • F25B11/02—Compression machines, plants or systems, using turbines, e.g. gas turbines as expanders
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B1/00—Compression machines, plants or systems with non-reversible cycle
    • F25B1/04—Compression machines, plants or systems with non-reversible cycle with compressor of rotary type
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B5/00—Compression machines, plants or systems, with several evaporator circuits, e.g. for varying refrigerating capacity
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B9/00—Compression machines, plants or systems, in which the refrigerant is air or other gas of low boiling point
    • F25B9/002—Compression machines, plants or systems, in which the refrigerant is air or other gas of low boiling point characterised by the refrigerant
    • F25B9/006—Compression machines, plants or systems, in which the refrigerant is air or other gas of low boiling point characterised by the refrigerant the refrigerant containing more than one component

Definitions

  • the invention relates to a heat pump, the working medium of which consists of the mixture of readily soluble media with different boiling points and in which the condensation and evaporation take place at a changing temperature.
  • the heat source is the medium designated by reference number 2, which can be cooled from a temperature T 2 'to a temperature T 2 ".
  • the task of the heat pump is to change the medium labeled 1 from a temperature T 1 ' to a temperature Temperature T j "to warm up. These changes in state of the two media are shown by continuous lines.
  • the power factor of the heat pump i.e. the quotient of the useful heat and the mechanical work used, can be expressed as follows: The power factor can be increased if the necessary mechanical work, ie the area enclosed by the cycle, can be reduced.
  • the theoretically optimal heat pump cycle would actually be the cycle represented by the chain-dotted line, which completely conforms to the curve of the temperature profile of the heat-emitting medium.
  • AECF heat is taken up with variable temperature on the route AE, is entropic compression on the route EC, heat emission with variable temperature on the route CF and isentropic expansion on the route FA.
  • the working medium can only absorb a quantity of heat from the medium 2 if its temperature is lower than that of the latter, that is, the curve path AE runs under the curve of the medium 2. But if the heat capacity of the two media is the same and the heat exchange surface is infinitely large, then it goes to heat Transfer necessary temperature difference back to an infinitely low value, that is, the curve section AE nestles against the curve of the medium 2. Similarly, it can be seen that, under the theoretical conditions mentioned, the path CF of the cyclic process conforms to the curve of the medium 1 from above.
  • a heat transfer medium from a single component is always used in the units (evaporators, condensers) of the conventional heat pumps (with compressors or absorption heat pumps), so that the evaporation and condensation always run at a constant temperature, i.e. the actual circular processes correspond to a certain extent to the circular process designated by dashed lines in FIG. 1.
  • the power factor can also be improved in those heat pumps whose working medium contains only one component; however, this requires several stages.
  • Fig. 2 the theoretical operation of a three-stage heat pump is shown on a TS diagram.
  • the cooling of the medium 2 and the heating of the medium 1 are indicated here by continuous lines. From this figure, 'it can readily be seen that the working surface of the three stages shown by dotted lines (the joint surface of the cycle processes AX'Y'Z', W "X" Y “Z” and W "'X”' CZ "' ) is smaller than that of the one-step cycle ABCD and much better than the latter to get to the theoretically optimal cycle AECF.
  • a circular process with a heat transfer that has a variable temperature sequence is most advantageously implemented by the previously known technical solutions by the so-called hybrid heat pump described in EP-B 0 021 205.
  • the circuit of the hybrid heat pump shown in Fig. 3 is reminiscent of the conventional heat pumps with compressor, differs from them in that a working medium is circulated from two components that can be easily detached from one another in the entire cycle.
  • the media pair does not evaporate completely, but a mixture of a vapor which is rich in the medium with a low boiling point and a liquid which is poor in the medium with the low boiling point occurs. out, and this mixture enters the compressor 3.
  • the compressor transfers this two-phase working medium from two components in the form of a so-called "wet compression" to a higher pressure level. From here, the vapor and the liquid phase reach a condenser (absorber) 4, where the vapor rich in the medium with a lower boiling point condenses and gradually dissolves in the accompanying liquid phase.
  • the working medium returns to the evaporator (degasser) 6 via an expansion valve 5. With the help of an internal heat exchanger 7, the power factor of the cycle can be improved.
  • FIG. 4 The actual sequence of the above cycle is shown in a T-S diagram by FIG. 4.
  • the letters designating the individual states correspond to the designations of FIG. 3.
  • the internal heat exchanger is not shown and isentropic expansion or compression is assumed.
  • the temperature change of the working medium is AT 2 in the evaporator (section AB) and LlT1 in the condenser (section CD). These two values are almost the same. This results from the peculiarity of the working media consisting of two components (from a solution) that, in the TS diagram of a given concentration, the curves for constant pressures are approximately parallel.
  • the hybrid heat pump can only work with a really favorable power factor if the temperature change of the heat-emitting and the heat-absorbing medium is almost the same, and the temperature change of the working medium in the evaporator and in the condenser is adapted to these temperature changes.
  • the heat source is waste heat with a low temperature level, e.g. a waste water of 30 ° C or a heated cooling water that can be cooled to a maximum of + 5 ° C without risk of freezing, i.e. the temperature change is 25 ° C.
  • the task is to produce domestic hot water with a temperature of 85 ° C from the tap water available at 15 ° C for the purposes of the food industry.
  • the temperature change is 70 ° C, i.e. several times the other value.
  • Fig. 6 the temperature course of the media 1 and 2 is indicated by continuous lines.
  • the figure shows ideal circular processes (isentropic compression and expansion, infinitely large heat exchange surfaces).
  • the Carnot process with a dashed line and the theoretical cycle of the hybrid heat pump with a dash-dotted line are shown, the latter being adapted to the medium 2. It can be clearly seen from the figure that the area enclosed by the cyclic process of variable temperature and thus the necessary mechanical work are considerably less than in the Carnot process, but much larger than the theoretically necessary minimum work. This deficiency cannot be remedied either by adapting the Kries process to the medium 1 or by using an intermediate variant.
  • the object of the invention is such a further development of the hybrid heat pump, which makes it possible, independently of one another, to adapt the temperature flow of the evaporator and the condenser between very wide limits to the temperature flow of the heat-emitting or heat-absorbing medium, so that the theoretically largest possible power factor is approximated to the maximum can be.
  • the task is at a heat pump with a compressor, an evaporator, a condenser and a pressure reducer and pipelines connecting these units, the working medium of the heat pump being in heat exchange in the evaporator and the condenser with external heat transfer media while achieving condensation or evaporation at variable temperature consists of a mixture of easily soluble media with different boiling points, the compressor being designed as a unit having multiple suction and / or pressure ports, the port of which has several pressure stages for simultaneous suction at more than one pressure level and / or for delivery tion to more than one pressure level, and the evaporator and / or the condenser is multi-stage, the number of pressure stages of the evaporator being equal to the number of suction-side pressure levels, and the number of pressure stages of the condenser being the number of pressure-side pressure levels, according to the invention solved in that under Broadening the temperature range of the condensation and / or evaporation of the working medium with regard to the external heat transfer media, the evapor
  • pressure-reducing elements e.g. Expansion valves are installed in such a way that a pressure-reducing element is arranged between each two adjacent pressure stages when the pressure stages of the compressor are arranged successively according to the level of the pressure levels.
  • the multiple inlet and / or outlet ports are designed so that the turbine in accordance with the number of pressure stages of the compressor for receiving or discharging the working medium at several pressure levels simultaneously is capable.
  • an internal heat exchanger is installed for heat exchange between the media emerging from the condenser and the evaporator.
  • the heat pump works with a two-component working medium that evaporates and condenses at variable temperatures, at least the condenser and / or the evaporator working at more than one pressure level p 3 , p 4 , p 5 , which causes the temperature change of the working medium can be influenced as required.
  • An example of this is shown in FIG. 8.
  • the working medium exits the compressor 3 at three different pressure levels and a separate condenser is assigned to each outlet pressure level, so that the heat-absorbing medium 1 is heated in the three condensers 4a, 4b, 4c, at three different pressures.
  • the working medium from the condensers enters an expansion turbine 8 at three correspondingly different pressure levels and is fed therefrom at two different pressure levels to the two evaporators 6a and 6b, which are heated by the heat-emitting medium 2 and from which the working medium at two accordingly different inlet pressure levels is passed back into the compressor 3.
  • FIGS. 8 and 9 shows this cycle in a T-S diagram in the case of isentropic compression and expansion.
  • the temperature changes of media 1 and 2 are shown separately for infinitely large heat exchange surfaces on the right side of the figure.
  • the condenser and the evaporator in FIGS. 8 and 9 only have, for example, three or two pressure stages, since the number of pressure stages can be determined as required.
  • the actual switching of the heat pump according to the invention is more complicated, namely it preferably also contains internal heat exchangers 7 e.g. 10.
  • the expansion turbine 8 is only economical in very large systems, so that pressure-reducing elements (e.g. throttle valves) are generally used instead of these turbines.
  • pressure-reducing elements e.g. throttle valves
  • FIG. 10 Such an embodiment is shown in FIG. 10.
  • the condenser unit has three pressure stages, similar to the previous example, while the evaporator unit has two pressure stages. If necessary, a different number of pressure levels can also be selected.
  • the working medium passes from the compressor 3 with three different pressure levels p 3 , p 4 , p 5 into the three condensers 4a, 4b, 4c, where the heat-absorbing medium 1 is heated by the working medium.
  • Internal heat exchangers 7a, 7b, 7c are connected downstream of the condensers, where the working medium cools further under high pressure and transfers heat to the working medium with low pressure.
  • the outputs of the inner heat exchangers 7a, 7b, 7c are brought together with the interposition of one of two expansion valves 5c, 5d, which are followed by two further expansion valves 5a, 5b.
  • the pressure of the working medium is gradually reduced to the required level in the four expansion valves 5a, 5b, 5c, 5d, after which the working medium enters two of two evaporators 6a, 6b with two different pressure levels.
  • the evaporators 6a, 6b are heated by the heat-emitting medium 2.
  • the here heated and partially evaporated working medium continues to heat up in the inner heat exchangers 7a, 7b, 7c, two of which are connected in series to the one evaporator 6a and one to the other evaporator 6b, then it reappears at corresponding pressure levels p 1 and pp the compressor 3 a.
  • FIG. 11a If the construction of the compressor 3 is not suitable for having suction or pressure ports at different pressure levels, several compressors can also be provided according to FIG. 11a.
  • five compressors 3a, 3b, 3c, 3d, 3e are expediently installed in a row on a common axis, the common axis not being an essential condition.
  • the working medium enters the two first compressors 3a and 3b with two different pressures and with three different pressures from the three last compressors 3c, 3d and bw. 3e off.
  • the suction pressure p 2 is somewhat greater than the pressure p 3 on the pressure side.
  • the circuit of the internal heat exchangers 7a, 7b, 7c, in Fig. 10 is such that the working medium emerging from the evaporator with a pressure P2 from a liquid with a pressure p 5 , and the medium with a pressure p 1 from the liquids with the pressures p 3 and p 4 is heated.
  • the circuit shown in the figure is optimal for certain values of the media flows and the pressures. However, there may also be cases in which a circuit deviating from the figure is associated with a greater thermodynamic advantage, for example if the mass flows and the pressure levels are distributed differently among the individual condensers and evaporators, as a result of which the temperature sequences are also different.
  • FIG. 11c such a case is presented in FIG. 11c, in which the medium emerging from the evaporator 6a with the pressure p 1 in the inner heat exchanger 7a from a liquid with the pressure p 3 , and the medium with the pressure P2 in the inner heat exchangers is heated from media with the pressures P4 and p 5 7b and 7c.
  • FIG. 11 d it can also happen that it is worthwhile to divide the heat given off by the condensate with the pressure P4 under the media with the pressures p 1 and P2 , as can be seen from FIG. 11 d.
  • the medium with the pressure P4 is branched onto the internal heat exchangers 7b and 7c emitting its heat, so that they are connected in parallel, but such a case is also possible, for which it is more favorable to connect the inner heat exchangers 7b and 7c in series along the flow path of the medium with the pressure p 3 .
  • FIG. 12 A special case of realizing the inventive concept is shown in Fig. 12, wherein only the condenser operates at three pressure stages 4a, 4b, 4c and only one evaporator 6 is provided, i.e. the compressor only draws in at a single pressure level and supplies working media with three different pressure levels. This is necessary if the temperature change of the heat-absorbing medium is significantly greater than that of the heat-emitting medium.
  • FIG. 13 An opposite case can be seen from FIG. 13, according to which only one condenser stage 4 and three evaporator stages 6a, 6b, 6c are provided.
  • 10 shows the general solution of the task according to the invention, according to which the number of stages of the condensers and evaporators differs from one another. In a special case, this number of steps can also be the same, e.g. two pressure stages on the compressor 3 (i.e. two evaporator stages) and two pressure stages on the pressure side (i.e. two condenser stages).
  • the solution according to the invention can be traced back to the series connection of two independent cycle processes of the hybrid heat pump will.

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Abstract

A hybrid heat pump wherein the operating medium is a mixture of media which dissolve in each other and have different boiling points. The condensation and/or the evaporation is performed on more than one pressure levels and at variable temperatures. The compressor performs the suction on more than one pressure levels and performs the discharge on more than one pressure level. Between low pressure operating medium (p1, p2) and large pressure operating medium (p3, p4, p5) the heat transfer is performed by the internal heat exchangers.

Description

Die Erfindung betrifft eine Wärmepumpe, deren Arbeitsmedium aus der Mischung von ineinander gut lösbaren Medien mit unterschiedlichen Siedepunkten besteht und in welcher die Kondensation und die Verdampfung bei einer sich verändernden Temperatur von sich geht.The invention relates to a heat pump, the working medium of which consists of the mixture of readily soluble media with different boiling points and in which the condensation and evaporation take place at a changing temperature.

Die Anwendungsmöglichkeiten der Wärmepumpen und die Verbesserungsmöglichkeiten ihres Leistungsfaktors werden weltweit erforscht und untersucht.The possible applications of heat pumps and the possibilities for improving their power factor are being researched and examined worldwide.

Mit den zur Zeit verwendeten Wärmepumpen versucht man am meisten sich dem sogenannten Carnot-Prozess anzunähern, der einen isothermischen Wärmeentzug und eine isothermische Wärmeabgabe mit zwei isentropischen Zustandsänderungen verbindet.With the heat pumps currently in use, one tries most to approach the so-called Carnot process, which combines isothermal heat extraction and isothermal heat emission with two isentropic changes in state.

Es ist bekannt, daß zwischen Wärmespeichern konstanter Temperatur der Carnot-Prozess den theoretisch optimalen Wärmepumpen-Kreisprozess darstellt. In der technischen Praxis erfüllt jedoch eine Wärmequelle (zB. ein großer Fluß oder See bzw. die Luft) nur selten und der Wärmeverbraucher überhaupt nicht die Bedingung, ein unendlich großer (d.h. isothermisch zu betrachtender) Wärmespeicher zu sein. Die energetisch günstigeren Voraussetzungen (Abfallwärme, Thermalwasser usw.) schließen praktisch diese Möglichkeit bei der Wärmequelle ebenfalls aus.It is known that the Carnot process represents the theoretically optimal heat pump cycle between heat stores of constant temperature. In technical practice, however, a heat source (e.g. a large river or lake or the air) rarely meets and the heat consumer does not meet the condition of being an infinitely large (i.e., isothermally considered) heat store. The energetically more favorable conditions (waste heat, thermal water, etc.) also practically exclude this possibility for the heat source.

Wenn man also nach wirtschaftlichen Möglichkeiten für die Wärmepumpe sucht, muß man damit rechnen, daß die Wärme einem sich dabei wesentlich abkühlenden Medium entzogen und auch an ein sich dabei wesentlich erwärmendes Medium abgegeben wird. In solchen Fällen ist es zweckmäßig, einen Kreisprozessmit veränderlichem Temperaturablauf anzuwenden, weil dieser zwischen den gleichen Temperaturgrenzen einen günstigeren Leistungsfaktor zur Folge hat, als der Carnot-Prozess. Der Grund dafür liegt darin, daß bei dem Kreisprozess mit veränderlichem Temperaturablauf, der sowohl an die Wärmequelle als auch den Wärmeverbraucher angepaßt ist, außerdem ein geringerer äußerer Energieeinsatz benötigt wird als bei dem anderen Kreisprozess mit isothermischem Wärmeentzug.If you are looking for economic options for the heat pump, you have to expect that the heat will be extracted from a medium that cools down considerably and will also be given off to a medium that heats up considerably. In such cases, it is advisable to use a cycle with a variable temperature sequence, because this results in a more favorable power factor than the Carnot process between the same temperature limits. The reason for this is that the cycle with a variable temperature sequence, which is adapted to both the heat source and the heat consumer, also requires less external energy input than the other cycle with isothermal heat extraction.

Zur Erläuterung der vorstehenden Aussagen dient Fig. 1, die diese Kreisprozesse in einem T-S (Temperatur-Entropie) Diagramm darstellt. Als Wärmequelle ist das mit dem Bezugszeichen 2 bezeichnete Medium zu betrachten, das von einer Temperatur T2' auf eine Temperatur T2" abgekühlt werden kann. Die Aufgabe der Wärmepumpe besteht darin, das mit 1 bezeichnete Medium von einer Temperatur T1' auf eine Temperatur Tj" aufzuwärmen. Diese Zustandsänderungen der beiden Medien sind duruch kontinuierliche Linien dargestellt.1, which shows these cyclic processes in a TS (temperature entropy) diagram, serves to explain the above statements. The heat source is the medium designated by reference number 2, which can be cooled from a temperature T 2 'to a temperature T 2 ". The task of the heat pump is to change the medium labeled 1 from a temperature T 1 ' to a temperature Temperature T j "to warm up. These changes in state of the two media are shown by continuous lines.

Wenn diese Aufgabe des Wärmepumpens durch einen einzigen Carnot-Prozess gelöst werden soll, dann ergibt sich der günstigste Leistungsfaktor (der nur im Falle von unendlich großen Wärmeaustauschflächen erreicht werden könnte) aus dem mit der gestrichelten Linie bezeichneten Kreisprozess ABCD, Auf der Strecke AB erfolgt eine isothermische Wärmeaufnahme (Verdampfung), auf der Strecke BC eine isentropische Kompression, auf der Strecke CD eine isothermische Wärmeabgabe (Kondensation), und auf der Strecke DA eine isentröpische Expansion.If this task of heat pumping is to be solved by a single Carnot process, then the most favorable power factor (which could only be achieved in the case of infinitely large heat exchange surfaces) results from the cycle ABCD marked with the dashed line Isothermal heat absorption (evaporation), isentropic compression on the BC route, isothermal heat emission (condensation) on the CD route, and istronic expansion on the DA route.

Aus der Thermodynamikjist es bekannt, daß für den durch den Kreisprozess aus der Wärmequelle aufgenommenen Wärmestrom Q2 die Fläche unter der Strecke AB kennzeichnend ist, für den an den Wärmeverbraucher-abgegebenen Wärmestrom Q1 die Fläche unter tier Strecke CD, und für die eingesetzte mechanische Arbeit P die Differenz der beiden Flächen, d.h. die durch den Kreisprozess umschlossene Fläche (P=Ql-Q2). Dabei kann der Leistungsfaktor der Wärmepumpe, also der Quotient aus der Nutzwärme und der eingesetzten mechanischen Arbeit, folgendermaßen ausgedrückt werden:

Figure imgb0001
Der Leistungsfaktor kann erhöht werden, wenn die notwendige mechanische Arbeit, d.h. die durch den Kreisprozess umschlossene Fläche, reduziert werden kann. Im Falle eines einzigen Carnot-Prozess ist dies aber nicht möglich, weil die aus dem Medium 2 gewinnbare Wärme selbst im Falle einer unendlich großen Wärmeaustauschfläche von der tiefsten Temperatur T2" der Wärmequelle auf die höchste Temperatur T1" des wärmeaufnehmenden Mediums 1 gefördert werden muß. Bei endlich großen Wärmeaustasuchflächen ist die Temperatur der Verdampfung niedriger als T2" und die Temperatur der Kondensation ist höher als T, ", so daß eine noch größere Temperaturstufe überbrückt werden muß, also eine noch größere mechanische Arbeit erforderlich ist. Im Interesse der besseren Verständlichkeit dieser Überlegungen werden jedoch vorläufig bei idealer (also isentropischer) Kompression und Expansion unendlich große Wärmeaustauschflächen vorausgesetzt.From thermodynamics j it is known that for the heat flow Q 2 absorbed by the cycle from the heat source, the area under the path AB is characteristic, for the heat flow Q 1 given to the heat consumer, the area under the animal path CD, and for the used mechanical work P the difference of the two surfaces, ie the surface enclosed by the cyclic process (P = Q l -Q 2 ). The power factor of the heat pump, i.e. the quotient of the useful heat and the mechanical work used, can be expressed as follows:
Figure imgb0001
 The power factor can be increased if the necessary mechanical work, ie the area enclosed by the cycle, can be reduced. In the case of a single Carnot process, however, this is not possible because the heat obtainable from the medium 2 is conveyed from the lowest temperature T 2 "of the heat source to the highest temperature T 1 " of the heat-absorbing medium 1 even in the case of an infinitely large heat exchange surface got to. In the case of finite heat exchange surfaces, the temperature of the evaporation is lower than T 2 "and the temperature of the condensation is higher than T,", so that an even higher temperature level must be bridged, that is, an even greater mechanical work is required. In the interest of better understanding these considerations, however, infinitely large heat exchange areas are assumed for the time being with ideal (i.e. isentropic) compression and expansion.

Der theoretisch optimale Wärmepumpen-Kreisprozess wäre eigentlich der durch die strickpunktierte Linie dargestelle Kreisprozess, der sich vollkommen an die Kurve des Temperaturverlaufs des wärmeabgebenden Mediums anschmiegt. In diesem Kreisprozess AECF geht auf der Strecke AE eine Wärmeaufnahme mit veränderlicher Temperatur, auf der Strecke EC eine istentropsiche Kompression, auf der Strecke CF eine Wärmeabgabe mit veränderlicher Temperatur und auf der Strecke FA eine isentropische Expansion vor sich.The theoretically optimal heat pump cycle would actually be the cycle represented by the chain-dotted line, which completely conforms to the curve of the temperature profile of the heat-emitting medium. In this cycle AECF, heat is taken up with variable temperature on the route AE, is entropic compression on the route EC, heat emission with variable temperature on the route CF and isentropic expansion on the route FA.

Auf der Strecke AE des Kreisprozesses kann das Arbeitsmedium nur dann eine Wärmemenge aus dem Medium 2 aufnehmen, wenn seine Temperatur niedriger ist, als die des letzteren, also die Kurvenstrecke AE unter der Kurve des Mediums 2 verläuft. Wenn aber die Wärmekapazität der beiden Medien gleich und die Wärmeaustauschfläche unendlich groß ist, dann geht die zur Wärmeübertragung notwendige Temperaturdifferenz auf einen unendlich niedrigen Wert zurück, d.h. die Kurvenstrecke AE schmiegt sich an die Kurve des Mediums 2 an. In ähnlicher Weise ist es einzusehen, daß sich unter den erwähnten theoretischen Bedingungen die Strecke CF des Kreisprozesses von oben an die Kurve des Mediums 1 anschmiegt.On the path AE of the cycle, the working medium can only absorb a quantity of heat from the medium 2 if its temperature is lower than that of the latter, that is, the curve path AE runs under the curve of the medium 2. But if the heat capacity of the two media is the same and the heat exchange surface is infinitely large, then it goes to heat Transfer necessary temperature difference back to an infinitely low value, that is, the curve section AE nestles against the curve of the medium 2. Similarly, it can be seen that, under the theoretical conditions mentioned, the path CF of the cyclic process conforms to the curve of the medium 1 from above.

Nachdem beim Kreisprozess die wärmeabgebende Strecke des Arbeitsmediums nicht unter die Kurve des Mediums 1 gelangen kann, weil diesem dann keine Wärme übertragen werden könnte, und auch die wärmeaufnehmende Strecke nicht über der Kurve des Mediums 2 liegen kann, weil von diesem dann keine Wärme übernommen werden könnte, kann eingesehen werden, daß für Wärmepumpen in diesem Fall der mit strichpunktierter Linie bezeichnete Kreisprozess AECF den theoretisch optimalen Kreisprozess darstellt.After the heat-emitting section of the working medium cannot get below the curve of the medium 1 during the cyclic process because then no heat could be transferred, and the heat-absorbing section cannot lie above the curve of the medium 2 because no heat is then taken over by it could, it can be seen that for heat pumps in this case the cycle AECF, indicated by the dash-dotted line, represents the theoretically optimal cycle.

Es kann aufgrund der Fig. 1 auch leicht eingesehen werden, daß unter Voraussetzung von gleichen Temperaturen im Kreisprozess AECF mit veränderlicher Temperatur die entzogene Wärmemenge Q2 größer ist, als im Kreisprozess ABCD, d.h. die unter der Kurvenstrecke AE liegende Fläche größer ist als die unter der Strecke AB liegende Fläche, während die von diesem Kreisprozess umschlossene Fläche, d.h.i. die notwendige mechanische Arbeit P, kleiner ist. Es folgt daraus aufgrund der schon erwähnten Formel, daß der Kreisprozess AECF einen größeren Leistungsfaktor s hat als der Kreisprozess ABCD. Dies ist ja eine logische Folge, nachdem es schon nachgewiesen wurde, daß der Kreisprozess AECF in diesem Falle der theoretisch optimale Kreisprozess ist.It can also be easily seen on the basis of FIG. 1 that, given the same temperatures in the AECF cycle with a variable temperature, the amount of heat withdrawn Q 2 is greater than in the ABCD cycle, ie the area under the curve section AE is larger than the area below the area AB, while the area enclosed by this cycle, ie i . the necessary mechanical work P is smaller. It follows from the formula already mentioned that the AECF cycle has a greater power factor s than the ABCD cycle. This is a logical consequence after it has already been proven that the cycle AECF is the theoretically optimal cycle in this case.

In der aktuellen technischen Praxis wird in den zur Wärmeübertragung dienenden Einheiten (Verdampfer, Kondensator) der herkömmlichen Wärmepumpen (mit Verdichter versehene oder Absorptionswärmepumpen) immer ein Arbeitsmedium aus einer einzigen Komponente eingesetzt, wodurch die Verdampfung und die Kondensation immer auf konstanter Temperatur ablaufen, also die tatsächlichen Kreisprozesse im bestimmten Maße dem in Fig. 1 mit gestreichelter Linien bezeichneten Kreisprozesses entsprechen.In current technical practice, a heat transfer medium from a single component is always used in the units (evaporators, condensers) of the conventional heat pumps (with compressors or absorption heat pumps), so that the evaporation and condensation always run at a constant temperature, i.e. the actual circular processes correspond to a certain extent to the circular process designated by dashed lines in FIG. 1.

Selbstverständlich kann der Leistungsfaktor auch bei solchen Wärmepumpen, deren Arbeitsmedium nur eine Komponente enthält, verbesssert werden; dazu sind aber mehrere Stufen erforderlich. (z.B. DE-A-1900814). In Fig. 2 wird der theoretische Arbeitsgang einer Drei-Stufen-Wärmepumpe auf einem T-S-Diagramm dargestellt. Die Abkühlung des Mediums 2 und die Erwärmung des Mediums 1 sind hier durch kontinuierliche Linien bezeichnet. Aus dieser Figur ist' es gut ersichtlich, daß die Arbeitsfläche der durch gestrichelte Linien dargestellten drei Stufen (die gemeinsame Fläche der Kreisprozesse AX'Y'Z', W"X"Y"Z" und W"'X"'CZ"') kleiner ist als die des einstufigen Kreisprozesses ABCD und wesentlich besser als der letztere an den theoretisch optimalen Kreisprozess AECF herankommt.Of course, the power factor can also be improved in those heat pumps whose working medium contains only one component; however, this requires several stages. (e.g. DE-A-1900814). In Fig. 2, the theoretical operation of a three-stage heat pump is shown on a TS diagram. The cooling of the medium 2 and the heating of the medium 1 are indicated here by continuous lines. From this figure, 'it can readily be seen that the working surface of the three stages shown by dotted lines (the joint surface of the cycle processes AX'Y'Z', W "X" Y "Z" and W "'X"' CZ "' ) is smaller than that of the one-step cycle ABCD and much better than the latter to get to the theoretically optimal cycle AECF.

Im Prinzip kann ein unendlich vielstufiger Carnot-Prozess an den Kreisprozess AECF vollkommen herankommen, aber es können auch schon einige Stufen zu einem sehr guten Ergebnis führen. Diese ist also ein geeignetes Mittel zur Verbesserung des Leistungsfaktors. Ein Nachteil dieser Lösung mit mehreren Stufen besteht jedoch darin, daß sie die Schaltung der Maschine sehr kompliziert macht und auch die Anzahl der benötigten Elemente wersentlich erhöht, wodurch einerseits die Einrichtung aufwendiger wird und andererseits auch die Anzahl der Fehlermöglichkeiten zunimmt, also die Betriebssicherheit vermindert wird.In principle, an infinitely multi-stage Carnot process can fully approach the AECF cycle, but even a few stages can lead to a very good result. So this is a suitable means of improving the power factor. A disadvantage of this solution with several stages, however, is that it makes the circuit of the machine very complicated and also increases the number of elements required, which on the one hand makes the installation more complex and on the other hand increases the number of possible errors, thus reducing operational reliability .

Aus diesem Grunde haben viele Forscher andere Wege eingeschlagen. Man hat versucht, solche Wärmepumpen auszuarbeiten, bei denen in den Wärmetauschern ein veränderlicher Temperaturablauf verwirklicht wird. Dies wird dadurch erreicht, daß als Arbeitsmedium des Wärmepumpen-Kreisprozesses ineinander gut lösbare Medien mit unterscheidlichen Siedepunkten (zB: die Mischung von Ammoniak und Wasser) verwendet wird.For this reason, many researchers have taken other paths. Attempts have been made to develop such heat pumps in which a variable temperature sequence is realized in the heat exchangers. This is achieved by using easily dissolvable media with different boiling points (eg the mixture of ammonia and water) as the working medium of the heat pump cycle.

Ein Kreisprozess mit einer Wärmeübertragung veränderlichen Temperaturablaufs wird von den bisher bekannten technischen Lösungen durch die in der EP-B 0 021 205 beschriebene sogenannte hybride Wärmepumpe am günstigsten verwirklicht. Die in Fig. 3 dargestellte Schaltung der hybriden Wärmepumpe erinnert an die herkömmlichen W8rmepumpen mit Verdichter, unterscheidet sich von diesen darin, daß im ganzen Kreisprozess ein Arbeitsmedium aus zwei ineinander gut lösbaren Komponenten umgewälzt wird. In dem Niederdruck-Verdampfer 6 (Entgaser) dieser Wärmepumpe verdampft das Medienpaar nicht vollständig, sondern es tritt eine Mischung aus einem Dampf, der reich am Medium mit niedrigem Siedepunkt ist, und aus einer Flüssigkeit, die arm am Medium mit dem niedrigen Siedepunkt ist, aus, und diese Mischung tritt in den Verdichter 3 ein. Der Verdichter überführt dieses zweiphasige Arbeitsmedium aus zwei Komponenten in Form einer sogenannten "nassen Kompression" auf ein höheres Druckniveau. Von hier gelangen der Dampf und die flüssige Phase in einen Kondensator (Absorber) 4, wo der am Medium mit niedrigerem Siedepunkt reiche Dampf kondensiert und sich allmählich in der mitströmenden Flüssigkeitsphase auflöst. Das Arbeitsmedium gelangt über ein Expansionsventil 5 in den Verdampfer (Entgaser) 6 zurück. Mit Hilfe eines inneren Wärmeauschers 7 kann der Leistungsfaktor des Kreisprozesses verbessert werden.A circular process with a heat transfer that has a variable temperature sequence is most advantageously implemented by the previously known technical solutions by the so-called hybrid heat pump described in EP-B 0 021 205. The circuit of the hybrid heat pump shown in Fig. 3 is reminiscent of the conventional heat pumps with compressor, differs from them in that a working medium is circulated from two components that can be easily detached from one another in the entire cycle. In the low-pressure evaporator 6 (degasser) of this heat pump, the media pair does not evaporate completely, but a mixture of a vapor which is rich in the medium with a low boiling point and a liquid which is poor in the medium with the low boiling point occurs. out, and this mixture enters the compressor 3. The compressor transfers this two-phase working medium from two components in the form of a so-called "wet compression" to a higher pressure level. From here, the vapor and the liquid phase reach a condenser (absorber) 4, where the vapor rich in the medium with a lower boiling point condenses and gradually dissolves in the accompanying liquid phase. The working medium returns to the evaporator (degasser) 6 via an expansion valve 5. With the help of an internal heat exchanger 7, the power factor of the cycle can be improved.

Der tatsächliche Ablauf des obigen Kreisprozesses wird in einem T-S-Diagramm durch die Fig. 4 dargestellt. Die die einzelnen Zustände bezeichnenden Buchstaben stimmen mit den Bezeichnungen der Fig. 3 überein. Einfachheitshalber wird auf die Darstellung des inneren Wärmetauschers verzichtet und es wird eine isentropische Expansion bzw. Kompression angenommen.The actual sequence of the above cycle is shown in a T-S diagram by FIG. 4. The letters designating the individual states correspond to the designations of FIG. 3. For the sake of simplicity, the internal heat exchanger is not shown and isentropic expansion or compression is assumed.

Fig. 7 zeigt den theoretischen Kreisprozess einer solchen hybriden Wärmepumpe in einem T-S-Diagramm im Falle eines Arbeitsmediums gegebener Konzentration, wobei dieser Kreisprozess aus einer Wärmeaufnahme mit veränderlicher Temperatur (Verdampfung und Entgasung bei konstantem Druck p2 auf der Strecke AB), einer isentropischen Kompression (die Strecke BC), einer Wärmeabgabe mit veränderlicher Temperatur (Kondensation und Inlösunggehen bei konstantem Druck P1 auf der Strecke CD) und einer isentropischen Expansion (die Strecke DA) besteht.7 shows the theoretical cycle of such a hybrid heat pump in a TS diagram in the case of a working medium of a given concentration, this cycle consisting of heat absorption with variable temperature (evaporation and degassing at constant pressure p 2 on the AB section), isentropic compression (the BC section), one There is heat release with variable temperature (condensation and dissolution at constant pressure P1 on the CD route) and isentropic expansion (the DA route).

Die Temperaturänderung des Arbeitsmediums beträgt im Verdampfer (Strecke AB) AT2 und im Kondensator (Strecke CD) LlT1. Diese beiden Werte sind beinahe gleich. Das ergibt sich aus derjenigen Eigenheit der aus zwei Komponenten (aus einer Lösung) bestehenden Arbeitsmedien, daß in dem T-S-Diagramm eines Mediums gegebener Konzentration die Kurven für konstante Drücke annäherndparallel sind.The temperature change of the working medium is AT 2 in the evaporator (section AB) and LlT1 in the condenser (section CD). These two values are almost the same. This results from the peculiarity of the working media consisting of two components (from a solution) that, in the TS diagram of a given concentration, the curves for constant pressures are approximately parallel.

Es ist bekannt, daß sich die Kurven des Wärmepumpen-Kreisprozesses sogar im Falle von unendlich großen Wärmeaustauschfächen nur dann an die Temperaturablaufkurve des wärmeabgebenden Mediums anschmiegen kann, wenn das Arbeitsmedium und das wärmeabgebende Medium gleiche Wärmekapazität aufweisen, also wenn im Falle der Übertragung einer gegebenen Wärmengen ihre Temperatur im gleichen Maße verändert wird. Wenn also die Temperaturänderung des wärmeabgebenden und des wärmeaufnehmenden Mediums voneinander wesentlich abweicht, dann kann der Temperaturablauf des Arbeitsmediums in den Wärmeaustauschern der hybriden Wärmepumpe nicht gleichzeitig an beide Medien angepaßt werden. Es folgt daraus, daß die hybride Wärmepumpe erst dann mit einem wirklich günstigen Leistungsfaktor arbeiten kann, wenn die Temperaturänderung des wärmeabgebenden und des wärmeaufnehmenden Mediums nahezu gleich ist, und die Temperaturänderung des Arbeitsmediums im Verdampfer und im Kondensator an diese Temperaturänderungen angepaßt ist.It is known that the curves of the heat pump cycle, even in the case of infinitely large heat exchange areas, can only nestle against the temperature curve of the heat-emitting medium if the working medium and the heat-emitting medium have the same heat capacity, i.e. if a given amount of heat is transferred their temperature is changed to the same extent. So if the temperature change of the heat-emitting and the heat-absorbing medium deviates significantly from one another, then the temperature flow of the working medium in the heat exchangers of the hybrid heat pump cannot be adapted to both media at the same time. It follows that the hybrid heat pump can only work with a really favorable power factor if the temperature change of the heat-emitting and the heat-absorbing medium is almost the same, and the temperature change of the working medium in the evaporator and in the condenser is adapted to these temperature changes.

Wenn diese Bedingung nicht erfüllt ist, dann ist der Gewinn im Vergleich zur herkömmlichen Wärmepumpe niedriger. Diese Erscheinung ist anhand eines T-S-Diagramms in Fig. 6 dargestellt. Diese Figur zeigt einen solchen Fall, wo die Temperaturänderung Δ T2 des wärmeabgebenden Mediums 2 viel geringer ist als die Temperaturänderung LlT, des wärmeaufnehmenden Mediums.If this condition is not met, the profit is lower compared to the conventional heat pump. This phenomenon is shown on the basis of a TS diagram in FIG. 6. This figure shows such a case where the temperature change ΔT 2 of the heat-emitting medium 2 is much less than the temperature change LlT, the heat-absorbing medium.

Ein ähnlicher Fall kann vorkommen, wenn die Wärmequelle eine Abfallwärme mit niedrigem Temperaturniveau ist, z.B. ein Abwasser von 30°C oder ein erwärmtes Kühlwasser, das ohne Einfriergefahr höchstens bis +5°C abgekühlt werden kann, d.h. die Temperaturänderung beträgt 25°C. Die Aufgabe besteht in der Erzeugung von Gebrauchswarmwasser mit einer Temperatur von 85°C aus dem zur Verfügung stehenden Leitungswasser von 15°C für die Zwecke der Lebensmittelindustrie. Hier beträgt die Temperaturänderung 70°C, also das Mehrfache des anderen Wertes.A similar case can occur if the heat source is waste heat with a low temperature level, e.g. a waste water of 30 ° C or a heated cooling water that can be cooled to a maximum of + 5 ° C without risk of freezing, i.e. the temperature change is 25 ° C. The task is to produce domestic hot water with a temperature of 85 ° C from the tap water available at 15 ° C for the purposes of the food industry. Here the temperature change is 70 ° C, i.e. several times the other value.

In Fig. 6 ist der Temperaturablauf der Medien 1 bzw. 2 durch kontinuierliche Linien bezeichnet. Die Figur zeigt ideale Kreisprozesse (isentropische Kompression und Expansion, unendlich große Wärmeaustauschflächen). Es sind der Carnot-Prozess mit gestrechelter Linie und der theoreretische Kreisprozess der hybriden Wärmepumpe mit strichpunktierter Linie dargestellt, wobei der letztere an das Medium 2 angepaßt ist. Aus der Figur ist es gut ersichtlich, daß die durch den Kreisprozess veränderlicher Temperatur umschlossene Fläche und somit die notwendige mechanische Arbeit wesentlich geringer sind als beim Carnot-Prozess, aber wesentlich größer als die theoretisch notwendige minimale Arbeit. Dieser Mangel kann auch nicht dadurch behoben werden, daß der Kriesprozess an das Medium 1 angepaßt wird oder daß eine dazwischenliegende Variante verwendet wird.In Fig. 6 the temperature course of the media 1 and 2 is indicated by continuous lines. The figure shows ideal circular processes (isentropic compression and expansion, infinitely large heat exchange surfaces). The Carnot process with a dashed line and the theoretical cycle of the hybrid heat pump with a dash-dotted line are shown, the latter being adapted to the medium 2. It can be clearly seen from the figure that the area enclosed by the cyclic process of variable temperature and thus the necessary mechanical work are considerably less than in the Carnot process, but much larger than the theoretically necessary minimum work. This deficiency cannot be remedied either by adapting the Kries process to the medium 1 or by using an intermediate variant.

Es ist auch problematisch, wenn die Temperaturänderung des wärmeabgebenden und das wärmeaufnehmenden Mediums zwar ungefähr gleich ist, aber wesentlich größer als daß das Arbeitsmedium aus zwei Komponenten ihr rationell folgen kann. Ein solcher Fall ist in Fig. 7 dargestellt, wo das wärmeabgebende und das wärmeaufnehmende Medium durch kontinuierliche Linien angegeben sind, während der Kreisprozess durch eine strichpunktierte Linie bezeichnet ist. Es ist daraus ersichtlich, daß der Leistungsbedarf des Kreisprozesses wesentlich größer ist als theoretisch notwendig obwohl dieser Leistungsbedarf immer noch günstiger ist als bei dem in der Figur nicht dargestellten Carnot-Prozess. Die Temperaturänderung kann durch die Änderung der Konzentration, des Druckes und des Dampfgehaltes am Ende des Verdampfers beeinflußt werden, aber die Auswirkung dieser Faktoren bietet nur eine beschränkte Lösung.It is also problematic if the temperature change of the heat-emitting and the heat-absorbing medium is approximately the same, but much larger than that the working medium can rationally follow it from two components. Such a case is shown in FIG. 7, where the heat-emitting and the heat-absorbing medium are indicated by continuous lines, while the cyclic process is indicated by a dash-dotted line. It can be seen from this that the power requirement of the cyclic process is substantially greater than is theoretically necessary, although this power requirement is still cheaper than in the Carnot process, which is not shown in the figure. The change in temperature can be affected by changes in concentration, pressure and vapor content at the end of the evaporator, but the effect of these factors offers only a limited solution.

Die Aufgabe der Erfindung ist eine solche Weiterentwicklung der hybriden Wärmepumpe, die es ermöglicht, den Temperaturablauf des Verdampfers und des Kondensators zwischen sehr breiten Grenzen unabhängig voneinander an den Temperaturablauf des wärmeabgebenden bzw. des wärmeaufnehmenden Mediums anzupassen, damit der theoretisch größtmögliche Leistungsfaktor in maximalem Maße angenähert werden kann.The object of the invention is such a further development of the hybrid heat pump, which makes it possible, independently of one another, to adapt the temperature flow of the evaporator and the condenser between very wide limits to the temperature flow of the heat-emitting or heat-absorbing medium, so that the theoretically largest possible power factor is approximated to the maximum can be.

Die gestellte Aufgabe wird bei einer Wärmepumpe mit einem Verdichter, einem Verdampfer, einem Kondensator und einem Druckminderer sowie diese Einheiten verbindenden Rohrleitungen, wobei das in dem Verdampfer und dem Kondensator mit äußeren Wärmeträgermedien in Wärmeaustausch stehende Arbeitsmedium der Wärmepumpe unter Erzielung einer Kondensation bzw. einer Verdampfung bei veränderlicher Temperatur aus einer Mischung von ineinander gut lösbaren Medien mit unterschiedlichen Siedepunkten besteht, wobei der Verdichter als mehrere Saug- und/oder Druckstutzen aufweisende Einheit ausgebildet ist, deren Stutzen mehrere Druckstufen zum gleichzeitigen Ansaugen bei mehr als einem Druckniveau und/oder zur Lieferung auf mehr als ein Druckniveau bilden, und der Verdampfer und/oder der Kondensator mehrstufig ist, wobei die Druckstufenanzahl des Verdampfers gleich der Anzahl der saugseitigen Druckniveaus, und die Druckstufenanzahl des Kondensators gleich der Anzahl der druckseitigen Druckniveaus ist, erfindungsgemäß dadurch gelöst, daß unter Verbreiterung des Temperaturbereiches der Kondensation und/oder der Verdampfung des Arbeitsmediums hinsichtlich der äußeren Wärmeträgermedien die Verdampferstufen in der abnehmenden Reihenfolge der Druckniveaus des Arbeitsmediums, bzw. die Kondensatorstufen in der zunehmenden Reihenfolge der Druckniveaus des Arbeitsmediums in Reihe geschaltet, jedoch hinsichtlich des Arbeitsmediums parallel geschaltet sind.The task is at a heat pump with a compressor, an evaporator, a condenser and a pressure reducer and pipelines connecting these units, the working medium of the heat pump being in heat exchange in the evaporator and the condenser with external heat transfer media while achieving condensation or evaporation at variable temperature consists of a mixture of easily soluble media with different boiling points, the compressor being designed as a unit having multiple suction and / or pressure ports, the port of which has several pressure stages for simultaneous suction at more than one pressure level and / or for delivery tion to more than one pressure level, and the evaporator and / or the condenser is multi-stage, the number of pressure stages of the evaporator being equal to the number of suction-side pressure levels, and the number of pressure stages of the condenser being the number of pressure-side pressure levels, according to the invention solved in that under Broadening the temperature range of the condensation and / or evaporation of the working medium with regard to the external heat transfer media, the evaporator stages in the decreasing order of the pressure levels of the working medium, or the condenser stages in series with the increasing order of the pressure levels of the working medium, but connected in parallel with respect to the working medium .

Es ist zwar aus der DE-B-867 122 eine Wärmepumpe mit den im einleitenden Teil des Patentanspruchs 1 angegebenen Merkmalen bekannt, bei welcher jedoch der Temperaturbereich der Wärmeabgabe auf das für den Wärmeträger höherer Temperatur erwünschte Maß herabgedrückt werden soll, ohne daß die Anpassung des Verdampfers an den größeren Temperaturbereich des Wärmeträgers niedrigerer Temperatur beeinträchtigt wird. Hierzu sind die Verdampferstufen hinsichtlich des äußeren Wärmeträgermediums parallel, und hinsichtlich des Arbeitsmediums in Reihe geschaltet und Dampf und Flüssigkeit treten aus den Verdampferstufen gesondert aus, wobei der Dampf mittels eines mehrstufigen Verdichters und die Flüssigkeit mittels einer Pumpe in den Kondensator geleitet wird.It is known from DE-B-867 122 a heat pump with the features specified in the introductory part of patent claim 1, in which, however, the temperature range of the heat output should be reduced to the desired level for the heat transfer medium without the adaptation of the Evaporator to the larger temperature range of the heat transfer medium is impaired. For this purpose, the evaporator stages are parallel with regard to the external heat transfer medium, and are connected in series with respect to the working medium, and steam and liquid emerge separately from the evaporator stages, the steam being fed into the condenser by means of a multi-stage compressor and the liquid by means of a pump.

Erfindungsgemäß ist es vorteilhalt, wenn druckreduzierenden Elemente, z.B. Expansionsventile, so eingebaut sind, daß bei entsprechend der Höhe der Druckniveaus aufeinanderfolgend angeordneten Druckstufen des Verdichters zwischen je zwei einander benachbarten Druckstufen ein druckreduzierendes Element angeordnet ist.According to the invention, it is advantageous if pressure-reducing elements, e.g. Expansion valves are installed in such a way that a pressure-reducing element is arranged between each two adjacent pressure stages when the pressure stages of the compressor are arranged successively according to the level of the pressure levels.

Es wird ebenfalls vorgezogen, zur Verminderung des Druckes des Arbeitsmediums eine Expansionsturbine einzubauen, deren mehrere Eintritts- und/oder Austrittsstutzen so ausgebildet sind, daß die Turbine in Übereinstimmung mit der Anzahl der Druckstufen des Verdichters zur Aufnahme bzw. Abgabe des Arbeitsmediums gleichzeitig bei mehreren Druckniveaus fähig ist.It is also preferred to install an expansion turbine to reduce the pressure of the working medium, the multiple inlet and / or outlet ports are designed so that the turbine in accordance with the number of pressure stages of the compressor for receiving or discharging the working medium at several pressure levels simultaneously is capable.

Ferner ist es vorteilhaft, wenn zum Wärmeaustausch zwischen den aus dem Kondensator und dem Verdampfer austretenden Medien ein innerer Wärmetauscher eingebaut ist.Furthermore, it is advantageous if an internal heat exchanger is installed for heat exchange between the media emerging from the condenser and the evaporator.

Die Erfindung wird ausführlicher anhand von Ausführungsbeispielen erläutert, die aus den Fig. 8 bis 13 der Zeichnung ersichtlich sind. Es zeigen:

  • Fig. 8 ein theoretisches Schaltschema einer erfindungsgemäßen Wärmepumpe,
  • Fig. 9 den Kreisprozess der Wärmepumpe gemäß Fig. 8 in einem T-S-Diagramm,
  • Fig. 10 das Schaltschema einer Variante der erfindungsgemäßen Wärmepumpe,
  • Fig. 11 ein Schaltschema der Kompressoren einer erfindungsgemäßen Wärmepumpe,
  • Fig. 11 b das Schaltschema der Expansionsventile der erfindungsgemäßen Wärmepumpe für einen Sonderfall,
  • Fig. 11c das Schaltschema einer Variante der erfindungsgemäßen Wärmepumpe,
  • Fig. 11d das Schaltschema einer weiteren Ausführungsform der erfindungsgemäßen Wärmepumpe,
  • Fig. 12 das Schaltschema einer weiteren Ausführungsform mit einem Kondensator mit mehreren Druckstufen,
  • Fig. 13 das Schaltschema einer weiteren Ausführungsform der erfindungsgemäßen Wärmepumpe, bei der die Stufenanzahl der Kondensatoren und der Verdampfer gleich ist.
The invention is explained in more detail with reference to exemplary embodiments which can be seen from FIGS. 8 to 13 of the drawing. Show it:
  • 8 is a theoretical circuit diagram of a heat pump according to the invention,
  • 9 shows the cycle of the heat pump according to FIG. 8 in a TS diagram,
  • 10 shows the circuit diagram of a variant of the heat pump according to the invention,
  • 11 is a circuit diagram of the compressors of a heat pump according to the invention,
  • 11 b shows the circuit diagram of the expansion valves of the heat pump according to the invention for a special case,
  • 11c shows the circuit diagram of a variant of the heat pump according to the invention,
  • 11d the circuit diagram of a further embodiment of the heat pump according to the invention,
  • 12 shows the circuit diagram of a further embodiment with a condenser with several pressure stages,
  • 13 shows the circuit diagram of a further embodiment of the heat pump according to the invention, in which the number of stages of the condensers and the evaporators is the same.

Nach dem erfindungsgemäßen vorschlag arbeitet die Wärmepumpe mit einem aus zwei Komponenten bestehenden Arbeitsmedium, das bei veränderlicher Temperatur verdampft und kondensiert, wobei wenigstens der Kondensator und/oder der Verdampfer bei mehr als einem Druckniveau p3, p4, p5 arbeitet, wodurch die Temperaturänderung des Arbeitsmediums je nach Bedarf beeinflußt werden kann. Ein Beispiel dafür ist in Fig. 8 dargestellt. Das Arbeitsmedium tritt bei drei verschiedenen Druckniveaus aus dem Verdichter 3 aus und jedem Austrittsdruckniveau ist ein gesonderter Kondensator zugeordnet, so daß das wärmeaufnehmende Medium 1 in den drei Kondensatoren 4a, 4b, 4c, bei drei unterschiedlichen Drücken erwärmt wird. Danach tritt das Arbeitsmedium aus den Kondensatoren bei drei entsprechend unterschiedlichen Druckniveaus einer Expansionsturbine 8 in diese ein und wird aus dieser bei zwei unterschiedlichen Druckniveaus den beiden Verdampfern 6a und 6b zugeleitet, die von dem wärmeabgebenden Medium 2 geheizt werden und aus denen das Arbeitsmedium bei zwei entsprechend unterschiedlichen Eintrittsdruckniveaus wieder in den Verdichter 3 geleitet wird.According to the proposal according to the invention, the heat pump works with a two-component working medium that evaporates and condenses at variable temperatures, at least the condenser and / or the evaporator working at more than one pressure level p 3 , p 4 , p 5 , which causes the temperature change of the working medium can be influenced as required. An example of this is shown in FIG. 8. The working medium exits the compressor 3 at three different pressure levels and a separate condenser is assigned to each outlet pressure level, so that the heat-absorbing medium 1 is heated in the three condensers 4a, 4b, 4c, at three different pressures. Thereafter, the working medium from the condensers enters an expansion turbine 8 at three correspondingly different pressure levels and is fed therefrom at two different pressure levels to the two evaporators 6a and 6b, which are heated by the heat-emitting medium 2 and from which the working medium at two accordingly different inlet pressure levels is passed back into the compressor 3.

Fig. 9 zeigt diesen Kreisprozess in einem T-S-Diagramm im Falle einer isentropischen Kompression und Expansion. Die Temperaturänderungen der Medien 1 und 2 sind-für unendlich große Wärmeaustauschflächen-an der rechten Seite der Figur gesondert dargestellt. Der Kondensator und der Verdampfer weisen in Fig. 8 und 9 nur beispielsweise drei bzw. zwei Druckstufen auf, da die Anzahl der Druckstufen je nach Bedarf bestimmt werden kann.9 shows this cycle in a T-S diagram in the case of isentropic compression and expansion. The temperature changes of media 1 and 2 are shown separately for infinitely large heat exchange surfaces on the right side of the figure. The condenser and the evaporator in FIGS. 8 and 9 only have, for example, three or two pressure stages, since the number of pressure stages can be determined as required.

Die tatsächliche Schaltung der erfindungsgemäßen Wärmepumpe ist komplizierter, sie enthält nämlich vorzugsweise auch innere Wärmeaustauscher 7 z.B. gemäß Fig. 10. Die Expansionsturbine 8 ist nur bei sehr großen Anlagen wirtschaftlich, so daß anstelle dieser Turbinen im allgemeinen druckreduzierende Elemente (z.B. Drosselventile) verwendet werden. Eine solche Ausführungsform zeigt Fig. 10. Hier weist die Kondensatoreinheit ähnlich wie im vorigen Beispiel, drei Druckstufen auf, während die Verdampfereinheit zwei Druckstufen aufweist. Gegebenenfalls kann auch eine andere Anzahl von Druckstufen gewählt werden.The actual switching of the heat pump according to the invention is more complicated, namely it preferably also contains internal heat exchangers 7 e.g. 10. The expansion turbine 8 is only economical in very large systems, so that pressure-reducing elements (e.g. throttle valves) are generally used instead of these turbines. Such an embodiment is shown in FIG. 10. Here, the condenser unit has three pressure stages, similar to the previous example, while the evaporator unit has two pressure stages. If necessary, a different number of pressure levels can also be selected.

Das Arbeitsmedium tritt aus dem Verdichter 3 mit drei unterschiedlichen Druckniveaus p3, p4, p5 in die drei Kondensatoren 4a, 4b, 4c über, wo das wärmeaufnehmende Medium 1 von dem Arbeitsmedium erwärmt wird. Den Kondensatoren sind innere Wärmetauscher 7a, 7b, 7c nachgeschaltet, wo sich das Arbeitsmedium mit hohem Druck weiter abkühlt und Wärme an das Arbeitsmedium mit niedrigem Druck überträgt. Die Ausgänge der inneren Wärmetauscher 7a, 7b, 7c sind unter Zwischenschaltung jeweils eines von zwei Expansionsventilen 5c, 5d zusammengeführt, denen zwei weitere Expansionsventile 5a, 5b nachgeschaltet sind. Der Druck des Arbeitsmediums wird in den vier Expansionsventilen 5a, 5b, 5c, 5d stufenweise auf das erforderliche Niveau herabgesetzt, wonach das Arbeitsmedium mit zwei unterschiedlichen Druckniveaus in je einen von zwei Verdampfern 6a, 6b eintritt.The working medium passes from the compressor 3 with three different pressure levels p 3 , p 4 , p 5 into the three condensers 4a, 4b, 4c, where the heat-absorbing medium 1 is heated by the working medium. Internal heat exchangers 7a, 7b, 7c are connected downstream of the condensers, where the working medium cools further under high pressure and transfers heat to the working medium with low pressure. The outputs of the inner heat exchangers 7a, 7b, 7c are brought together with the interposition of one of two expansion valves 5c, 5d, which are followed by two further expansion valves 5a, 5b. The pressure of the working medium is gradually reduced to the required level in the four expansion valves 5a, 5b, 5c, 5d, after which the working medium enters two of two evaporators 6a, 6b with two different pressure levels.

Die Verdampfer 6a, 6b werden vom wärmeabgebenden Medium 2 geheizt. Das hier erwärmte und teilweise verdampfte Arbeitsmedium erwärmt sich in den inneren Wärmetauschern 7a, 7b, 7c weiter, von denen zwei in Reihe dem einen Verdampfer 6a und eines dem anderen Verdampfer 6b nachgeschaltet sind, dann tritt es bei entsprechenden Druckniveaus p1 und pp wieder in den Verdichter 3 ein.The evaporators 6a, 6b are heated by the heat-emitting medium 2. The here heated and partially evaporated working medium continues to heat up in the inner heat exchangers 7a, 7b, 7c, two of which are connected in series to the one evaporator 6a and one to the other evaporator 6b, then it reappears at corresponding pressure levels p 1 and pp the compressor 3 a.

Wenn die Konstruktion des Verdichters 3 nicht geeignet ist, Saug- bzw. Druckstutzen bei unterschiedlichen Druckniveaus zu haben, können gemäß Fig. 11a, auch mehrere Verdichter vorgesehen werden. Hier sind in Reihe fünf Verdichter 3a, 3b, 3c, 3d, 3e zweckmäßigerweise auf einer gemeinsamen Achse eingebaut, wobei die gemeinsame Achse keine unerläßliche Bedingung ist. Das Arbeitsmedium tritt mit zwei unterschiedlichen Drücken in die beiden ersten Verdichter 3a bzw. 3b ein und mit drei unterschiedlichen Drücken aus den drei letzen Verdichtern 3c, 3d bw. 3e aus. Es kann ausnahmsweise verkommen, daß der Saugdruck p2 etwas größer ist als der druckseitige Druck p3. Bei der Ausführungsform gemäß Fig. 11a, bedeutet dies nur so viel Änderung, daß das Arbeitsmedium aus dem Verdichter 3b mit einem Druck p3 austritt, während das Medium mit dem Druck P2 in den Verdichter 3c eintritt. Wenn dieser Ausnahmefall vorkommt, dann soll die Gruppe der Expansionsventile gemäß Fig. 11 a entsprechend umgestaltet werden.If the construction of the compressor 3 is not suitable for having suction or pressure ports at different pressure levels, several compressors can also be provided according to FIG. 11a. Here, five compressors 3a, 3b, 3c, 3d, 3e are expediently installed in a row on a common axis, the common axis not being an essential condition. The working medium enters the two first compressors 3a and 3b with two different pressures and with three different pressures from the three last compressors 3c, 3d and bw. 3e off. In exceptional cases, it may happen that the suction pressure p 2 is somewhat greater than the pressure p 3 on the pressure side. In the embodiment according to FIG. 11a, this means only so much change that the working medium emerges from the compressor 3b with a pressure p 3 , while the medium with the pressure P2 enters the compressor 3c. If this exception occurs, then the group of expansion valves according to FIG. 11 a should be modified accordingly.

Wenn die Konstruktion der in Fig. 8 dargestellten Expansionsturbine nicht geeignet ist. Ein- und Austrittstutzen für verschiedene Drücke aufzuweisen, dann kann die gleiche Lösung wie beim Verdichter gemäß Fig. 11 mit mehreren hintereinandergeschalteten Expansionsturbinen verwendet werden.If the construction of the expansion turbine shown in Fig. 8 is not suitable. To have inlet and outlet ports for different pressures, the same solution as in the compressor according to FIG. 11 can be used with several expansion turbines connected in series.

Die Schaltung der inneren Wärmetauscher 7a, 7b, 7c, in Fig. 10 ist so, daß das aus dem Verdampfer mit einem Druck P2 austretende Arbeitsmedium von einer Flüssigkeit mit einem Druck p5, und das Medium mit einem Druck p1 von den Flüssigkeiten mit den Drücken p3 und p4 erwärmt wird. Die in der Figur dargestellte Schaltung ist zwar bei bestimmten Werten der Medienströme und der Drücke optimal. Es können jedoch auch solche Fälle vorkommen, daß eine von der Figur abweichende Schaltung mit einem größeren thermodynamischen Vorteil verbunden ist, z.B. wenn sich die Massenströme und die Druckniveaus unter den einzelnen Kondensatoren und Verdampfern anders verteilen, wodurch auch die Temperaturabläufe anders sind.The circuit of the internal heat exchangers 7a, 7b, 7c, in Fig. 10 is such that the working medium emerging from the evaporator with a pressure P2 from a liquid with a pressure p 5 , and the medium with a pressure p 1 from the liquids with the pressures p 3 and p 4 is heated. The circuit shown in the figure is optimal for certain values of the media flows and the pressures. However, there may also be cases in which a circuit deviating from the figure is associated with a greater thermodynamic advantage, for example if the mass flows and the pressure levels are distributed differently among the individual condensers and evaporators, as a result of which the temperature sequences are also different.

Als Beispiel wird in Fig. 11c ein solcher Fall vorgestellt, bei dem das aus dem Verdampfer 6a austretende Medium mit dem Druck p1 in dem inneren Wärmetauscher 7a von einer Flüssigkeit mit dem Druck p3, und das Medium mit dem Druck P2 in den inneren Wärmetauschern 7b und 7c von Medien mit den Drücken P4 und p5 erwärmt wird. Es kann aber auch vorkommen, daß es sich lohnt, die vom Kondensat mit dem Druck P4 abgegebene Wärme unter den Medien mit den Drücken p1 und P2 aufzuteilen, wie es aus Fig. 11 d ersichtlich ist. Es ist zu bemerken, daß in dieser Figur das Medium mit dem Druck P4 auf die die von ihm stammende Wärme abgebenden inneren Wärmetauscher 7b und 7c verzweigt ist, diese sind also parallel geschaltet, aber ein solcher Fall ist auch möglich, für den es günstiger ist, die inneren Wärmetauscher 7b und 7c entlang des Strömungsweges des Mediums mit dem Druck p3 in Reihe zu schalten.As an example, such a case is presented in FIG. 11c, in which the medium emerging from the evaporator 6a with the pressure p 1 in the inner heat exchanger 7a from a liquid with the pressure p 3 , and the medium with the pressure P2 in the inner heat exchangers is heated from media with the pressures P4 and p 5 7b and 7c. But it can also happen that it is worthwhile to divide the heat given off by the condensate with the pressure P4 under the media with the pressures p 1 and P2 , as can be seen from FIG. 11 d. It should be noted that in this figure the medium with the pressure P4 is branched onto the internal heat exchangers 7b and 7c emitting its heat, so that they are connected in parallel, but such a case is also possible, for which it is more favorable to connect the inner heat exchangers 7b and 7c in series along the flow path of the medium with the pressure p 3 .

Ein spezieller Fall der Verwirklichung des Erfindungsgedanken ist in Fig. 12 dargestellt, wobei nur der Kondensator bei drei Druckstufen 4a, 4b, 4c arbeitet und nur ein Verdampfer 6 vorgesehen ist, d.h. der Verdichter saugt nur auf einem einzigen Druckniveau an und liefert Arbeitsmedien mit drei unterschiedlichen Druckniveaus. Dies ist dann notwendig, wenn die Temperaturänderung des wärmeaufnehmenden Mediums wesentlich größer ist als die des wärmeabgebenden Mediums.A special case of realizing the inventive concept is shown in Fig. 12, wherein only the condenser operates at three pressure stages 4a, 4b, 4c and only one evaporator 6 is provided, i.e. the compressor only draws in at a single pressure level and supplies working media with three different pressure levels. This is necessary if the temperature change of the heat-absorbing medium is significantly greater than that of the heat-emitting medium.

Ein umgekehrter Fall ist aus Fig. 13 ersichtlich, wonach nur eine Kondensatorstufe 4 und drei Verdampferstufen 6a, 6b, 6c vorgesehen sind. In Fig. 10 ist die allgemeine Lösung der erfingungsgemäßen Aufgabe dargestellt, wonach die Stufenanzahl der Kondensatoren und Verdampfer voneinander abweicht. In einem speziellen Fall kann diese Stufenanzahl auch gleich sein, z.B. zwei sausgeitige Druckstufen am Verdichter 3 (also zwei Verdampferstufen) und zwei druckseitigen Druckstufen (also zwei Kondensatorstufen).An opposite case can be seen from FIG. 13, according to which only one condenser stage 4 and three evaporator stages 6a, 6b, 6c are provided. 10 shows the general solution of the task according to the invention, according to which the number of stages of the condensers and evaporators differs from one another. In a special case, this number of steps can also be the same, e.g. two pressure stages on the compressor 3 (i.e. two evaporator stages) and two pressure stages on the pressure side (i.e. two condenser stages).

Wenn in diesem speziellen Fall die Medienströme auf die Stufen so aufgeteilt sind, daß der Medienstrom des Kondensators mit dem höheren Druck gleich dem Medienstrom höheren Druckes aus dem Verdampfer ist, dann kann die erfindungsgemäße Lösung auf die Reihenschaltung zweier, voneinander unabhängiger Kreisprozesse der hybriden Wärmepumpe zurückgeführt werden.If in this special case the media flows are divided over the stages so that the media flow of the condenser with the higher pressure is equal to the media flow of higher pressure from the evaporator, then the solution according to the invention can be traced back to the series connection of two independent cycle processes of the hybrid heat pump will.

Der gleiche Gedankengang gilt auch dann, wenn die Anzahl der Druckstufen des Verdampfers und des Kondensators gleich ist, aber mehr als zwei (z.B. drei) beträgt.The same train of thought also applies if the number of pressure stages of the evaporator and the condenser is the same, but is more than two (e.g. three).

Es ist zu bemerken, daß in der Beschreibung der Erfindung nur über die Wärmepumpe gesprochen wurde. Es ist jedoch bekannt, daß sich eine Kältemaschine von einer Wärmepumpe nur darin unterscheidet, daß dort nicht die abgegebene, sondern die entzogene Wärme als Nutzwärme betrachtet wird. Also alles was im Zusammenhang mit der Wärmepumpe erläutert wurde, gilt sinngemäß auch für die Kältemaschine.It should be noted that only the heat pump was spoken of in the description of the invention. However, it is known that a refrigerator differs from a heat pump only in that it is not the heat emitted but the heat that is extracted that is considered useful heat. So everything that has been explained in connection with the heat pump also applies to the chiller.

Claims (4)

1. Heat pump comprising a compressor (3), a vaporizer (6), a condenser (4), a pressure reducing element (5, 8) and pipes connecting these units, wherein the heat pump working medium in the vaporizer (6) and the condenser (4) is in heat exchanging relation with external heat conveying media for achieving condensation and vaporization, respectively, at a variable temperature and consists of a mixture of fluids well soluble in each other and having different boiling points, wherein the compressor (3) is formed as a unit comprising several suction and/or delivery connectors providing several pressure stages (p1, p2, p 3, p 4, P5) for concurrent suction and/or delivery at more than one pressure level, the vaporizer (6) and/or the condenser (4) comprising several stages, the number of pressure stages of the vaporizer (6) equalling the number of the suction pressure levels, and the number of pressure stages of the condenser (4) equalling the number of the delivery pressure levels, characterised in that for broadening the temperature range of the condensation and/or the vaporization of the working medium, the vaporizer stages (6a, 6b) and the condenser stages (4a, 4b, 4c) are arranged in series, with respect to the external heat conveying media, in the order of decreasing and increasing pressure levels, respectively, of the working medium, while being connected in parallel as regards the working medium.
2. Heat pump according to claim 1, characterised in that a pressure reducing element (5), e.g. an expansion valve, is disposed between each pair of pressure stages of the compressor (3) that succeed each other with respect to their pressure levels.
3. Heat pump according to claim 1, characterised in that for reducing the pressure of the working medium, an expansion turbine (8) is provided whose inlet and/or outlet connectors are formed in such a way that the turbine is capable of concurrent receipt and delivery, respectively, of the working medium at several pressure levels in accordance with the pressure stages of the compressor (3).
4. Heat pump according to claim 1, characterised in that an internal heat exchanger (7) is provided for exchanging heat between the working media discharged from the condenser (4) and the vaporizer (6).
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Families Citing this family (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
HU198329B (en) * 1986-05-23 1989-09-28 Energiagazdalkodasi Intezet Method and apparatus for increasing the power factor of compression hybrid refrigerators or heat pumps operating by solution circuit
HU210994B (en) * 1990-02-27 1995-09-28 Energiagazdalkodasi Intezet Heat-exchanging device particularly for hybrid heat pump operated by working medium of non-azeotropic mixtures
DE102014213543A1 (en) * 2014-07-11 2016-01-14 Siemens Aktiengesellschaft Method for operating a heat pump with at least two condensers
DE102014213542A1 (en) * 2014-07-11 2016-01-14 Siemens Aktiengesellschaft Method for operating a heat pump with at least two evaporators
US11078896B2 (en) * 2018-02-28 2021-08-03 Treau, Inc. Roll diaphragm compressor and low-pressure vapor compression cycles

Family Cites Families (16)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CH97319A (en) * 1921-05-20 1923-01-02 Escher Wyss Maschf Ag Refrigeration system with centrifugal compressor and at least two evaporators that work with different pressures.
DE712629C (en) * 1937-09-14 1941-10-22 Karl Glaessel Multiple acting compressor for refrigeration systems
DE830801C (en) * 1950-07-25 1952-02-07 E H Edmund Altenkirch Dr Ing Compression refrigeration system
DE867122C (en) * 1950-08-29 1953-02-16 Edmund Dr-Ing E H Altenkirch Method and device for raising the amount of heat withdrawn from a heat carrier at a lower temperature to a higher temperature
DE1035669B (en) * 1954-08-09 1958-08-07 Frantisek Wergner Process for operating a compressor cooling system with at least two-stage compression of a refrigerant circulating in the system and a compressor cooling system for carrying out the process
US2952139A (en) * 1957-08-16 1960-09-13 Patrick B Kennedy Refrigeration system especially for very low temperature
GB879809A (en) * 1960-08-03 1961-10-11 Conch Int Methane Ltd Refrigeration system
DE1241468B (en) * 1962-12-01 1967-06-01 Andrija Fuderer Dr Ing Compression method for generating cold
FR1566236A (en) * 1968-01-10 1969-05-09
FR1568871A (en) * 1968-01-18 1969-05-30
US3577742A (en) * 1969-06-13 1971-05-04 Vilter Manufacturing Corp Refrigeration system having a screw compressor with an auxiliary high pressure suction inlet
FR2337855A1 (en) * 1976-01-07 1977-08-05 Inst Francais Du Petrole HEAT PRODUCTION PROCESS USING A HEAT PUMP OPERATING WITH A MIXTURE OF FLUIDS
HU186726B (en) * 1979-06-08 1985-09-30 Energiagazdalkodasi Intezet Hybrid heat pump
FR2497931A1 (en) * 1981-01-15 1982-07-16 Inst Francais Du Petrole METHOD FOR HEATING AND HEAT CONDITIONING USING A COMPRESSION HEAT PUMP OPERATING WITH A MIXED WORKING FLUID AND APPARATUS FOR CARRYING OUT SAID METHOD
JPS6176855A (en) * 1984-09-19 1986-04-19 株式会社東芝 Cascade couping heat pump device
EP0179225B1 (en) * 1984-09-19 1988-10-19 Kabushiki Kaisha Toshiba Heat pump system

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NO164738B (en) 1990-07-30
JPS61180861A (en) 1986-08-13
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EP0184181A2 (en) 1986-06-11
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ATE57763T1 (en) 1990-11-15
HUT41526A (en) 1987-04-28

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