EP0190319B1 - Kältemaschine bzw. wärmepumpe sowie strahlpumpe hierfür - Google Patents
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- condensate
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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
- F25B1/00—Compression machines, plants or systems with non-reversible cycle
- F25B1/06—Compression machines, plants or systems with non-reversible cycle with compressor of jet type, e.g. using liquid under pressure
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- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
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- F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
- F25B39/00—Evaporators; Condensers
- F25B39/02—Evaporators
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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
- F25B41/00—Fluid-circulation arrangements
- F25B41/30—Expansion means; Dispositions thereof
Definitions
- the invention relates to a refrigeration machine or heat pump according to the first part of claim 1, and to a jet pump according to the first part of claim 15, which is particularly suitable for use here.
- Chillers in which compression is carried out in a jet pump without a compressor, have been widely described in the literature. An example of this in connection with a cooling system in chemical process engineering is explained, for example, in the journal “Heat Pumps 1978, 161, 168, from which the invention is based.
- Low-pressure water vapor from an evaporation condenser is used as motive steam for a jet pump in the form of a steam jet compressor and sucks from a trickle evaporator. Water vapor is then condensed in a condenser and fed to a throttle device in the form of a standpipe. From there, on the one hand, the. for the formation of the propellant vapor provided portion in the evaporation condenser and on the other hand a return of the portion provided for the formation of the suction vapor via a heat exchanger in which heat is supplied to the condensate to the evaporator.
- the condensate In the evaporator, the condensate is only partially evaporated and the non-evaporated portion of the condensate is recirculated to the circuit.
- the evaporation energy is taken in the evaporator from the elevated temperature of the condensate supplied, so that the non-evaporated condensate leaves the evaporator at a low temperature.
- a refrigerator which works with a jet pump as a compressor.
- the refrigerant liquefied in a condenser is expanded or throttled by means of a porous wall or with a plurality of porous walls which are arranged in the evaporator of the heat pump.
- the evaporation of the liquid refrigerant penetrating the porous wall takes place in this known refrigerator in the manner of a trickle evaporator in a space below the porous wall arrangement, which is connected on the suction side to the jet pump.
- jet compressors of such refrigeration machines or heat pumps work optimally only closely around the design point of the jet pump, i. H. react to changes in pressure or temperature conditions with a drastic deterioration in the delivery number.
- the object of the present invention is therefore to provide a refrigeration machine or heat pump or jet pump of the type specified in the preamble of claims 1 and 15, respectively, in which the delivery number of the jet compressor is considerably improved and at the same time a compact design is ensured.
- the evaporator is formed by a wall made of porous material such as sintered metal, over the thickness of which there is a pronounced pressure drop when the suction vapor is sucked in by the propellant.
- the porous wall acts as a throttle device.
- the suction power of the blowing agent on the downstream side of the wall results in a pressure dependent on the throttling effect of the wall, which in any case falls below the evaporation pressure at the given temperature of the condensate.
- a further decrease in this pressure is counteracted by the evaporation of the condensate, so that there is a dynamic equilibrium between the pressure which arises and the amount of condensate evaporated, since a further decrease in pressure would lead to increased steam generation.
- the temperature of the porous material of the wall drops, so that it becomes a heat source and to the inflowing condensate results in an enlarged, for a given chiller essentially the maximum possible corresponding temperature difference, which favors the heat transfer of the heat of vaporization from the heat source or the condensate to the porous material.
- good thermal conductivity of the material of the wall for example metal, this results in a largely uniform temperature over the thickness of the wall and therefore also in the case of evaporation which occurs only in the region of the downstream side, a sharp decrease in temperature of the upstream side of the wall exposed to the condensate, as well as on any surface through which heat enters the wall.
- the steam generated on the downstream side of the wall arrangement is immediately located in the suction chamber of the jet pump, so that large-volume pipes and flow losses are largely avoided and a compact design can be achieved.
- the mass flow resulting from the given efficiency of the jet pump and the temperature of the generated steam can be adjusted by dimensioning the consistency and the thickness of the wall arrangement, that is to say by choosing its throttling effect.
- a certain throttling effect results in the minimum possible achievable suction pressure and thus minimum steam temperature.
- a further increase in the throttling effect from this optimal point would only lead to a reduction in the mass flow, which is generally not desirable.
- a reduction in the throttling effect leads to an increase in the mass flow when the temperature of the steam generated increases, which can be aimed for in some operating states.
- the wall arrangement can thus consist of a plurality of layers or layers of a porous material of different consistency and optionally also of a plurality of spaced-apart individual walls, which can have a different consistency over their thickness and in comparison with one another.
- the space between adjacent walls is particularly suitable, for example, for removing non-evaporated condensate in the case of circulation cooling.
- the energy required for the evaporation is supplied via a heat-conducting connection between the wall arrangement and a heat source.
- the wall arrangement encloses the suction space of the jet pump on the circumference and in particular approximately concentrically to its central axis of the jet pump, i. H. the propellant or mixing nozzle is arranged, a compact design with the largest possible evaporator area is made possible.
- the wall arrangement is flowed through essentially radially from the outside inwards, as a result of which the wall arrangement encloses the suction chamber with a small diameter by means of a corresponding structural design and can thus be arranged as close as possible to the coldest point of the refrigerator. This also minimizes the so-called "dead space".
- a throttle device is known in particular for refrigeration machines, in which the liquid refrigerant is expanded when it passes through a highly heat-conductive porous wall, which inevitably evaporates part of the liquid condensate. Because the wall is a good heat conductor, so much heat is absorbed from the environment that freezing of the throttle device is prevented.
- the heat source according to claim 2 is a medium surrounding the jet pump, such as air in a closed room, heat can be removed directly from this closed room.
- a medium surrounding the jet pump such as air in a closed room
- heat can be removed directly from this closed room.
- a medium surrounding the jet pump such as air in a closed room
- heat can be removed directly from this closed room.
- Such a variant is therefore particularly suitable as an integrated power and evaporator part for cold rooms such as refrigerators or freezers, the wall arrangement being quite simple inside space of the refrigerator is arranged.
- An improvement in the heat transfer between the surrounding medium and the porous material results according to claim 3 by sheathing the wall arrangement with fins to enlarge the heat exchange surfaces, wherein the sheathing according to claim 4 can be produced particularly advantageously as an extruded piece cut to length.
- the condensate can be introduced without problems even when the generated steam is drawn off on the side of the porous material opposite the casing in that, according to claim 5, the condensate is formed by forming corresponding channels in the casing and / or in the porous material the area of the porous material covered by the jacket is supplied.
- the heat source can also be formed by a heat transfer medium which is guided in a metallic pipe coil and is in contact with the wall arrangement by means of surface-side installation or completely or partially embedded. Even in the case of a heat-conducting connection to a heat source via a closely fitting sheathing, such a coil could in principle be embedded in the porous material of the wall to use the heat of a heat transfer medium.
- such a coil is advantageously arranged on the surface of the wall arrangement opposite the exit of the vapor from the porous material - possibly with a few pipe turns also at a distance from this surface - in a prechamber which is sealed off from the surroundings and in which the condensate is also present, so that a heat transfer from the coil to the condensate can take place before the condensate enters the upstream surface of the wall arrangement; In this way, pre-evaporation can already be achieved and condensate in the form of wet steam can be supplied to the wall arrangement.
- the pipe coil can be arranged according to claim 7 when the wall arrangement is divided into a plurality of individual walls in a corresponding number of levels in the spaces between such walls and through which the heat transfer medium flows in such a way that there is a heat exchange between the liquid or in the evaporation condensate and the heat transfer medium in countercurrent.
- Such an arrangement of pipe coils in the gap between adjacent individual walls' has the advantage of a more straightforward production compared to a basically conceivable embedding of the pipe coil in corresponding planes inside the porous material.
- the heat in the pipe coil which can be the medium to be cooled, for example, can be removed from the heat at low temperature differences and thus under the most favorable exergetic conditions with optimal heat transfer conditions.
- evaporation can also be carried out using the circulation method, in particular if a heat source connected to the wall arrangement in a thermally conductive manner is not available or is not to be used, or if the amount of heat required for full evaporation is not introduced by means of an additional heat transfer medium.
- the only source of heat that can be used is the condensate itself, the large surface area of the porous material acting like a trickle evaporator.
- a plurality of jet pumps can be connected in series, the mixed steam of an upstream jet pump serving either as a propellant - series connection - or as suction steam - cascade connection. - of the subsequent jet pump (claims 11 and 12). If more than two jet pumps are connected in series, the circuit can be implemented partly as a series connection and partly as a cascade connection.
- the series connection according to claim 11 enables optimal use of the impulse of the propellant, as is known per se from WO 80/02 863 for vacuum technology; the nozzles of the jet pumps connected in series are matched to one another in such a way that the greatest possible pulse utilization of the propellant is achieved.
- the pressure of the mixed steam of a jet pump can be used in a subsequent jet pump without having an adverse effect on the function of the jet pump, although the temperature and pressure reduction of the previous jet pump can no longer be fully achieved in the following jet pump.
- each jet pump switched in this way receives the full propellant pulse.
- a jet pump arrangement can be achieved which, compared to the temperature difference achievable with one stage between the suction space and mixed steam outlet, can produce a significantly increased temperature difference, in that the mixed steam pressure rises within the jet pump arrangement, so that after a plurality of stages at the outlet the arrangement has a high mixed steam pressure which enables condensation at high temperature.
- cooling to low temperatures for example -10 ° C.
- condensation for example in a hot environment, must take place at a high temperature of, for example, 40 ° C.
- a particularly advantageous further development of the cascade circuit described consists in assigning a separate coolant to each jet pump or each specific group of jet pumps, which can be connected in series or cascade connection, and the separate cooling circuits thus formed within the cascade arrangement of the jet pumps to a certain extent to be connected in series so that the evaporator of the downstream jet pump is in heat exchange with the condenser of the upstream jet pump.
- the downstream jet pump can be located in the area of the evaporator a heat exchange in a double phase change take place in such a way that the refrigerant to be evaporated extracts at least part of its heat of vaporization from the refrigerant to be condensed and this condenses in the process.
- the two different refrigerants in the separate cooling circuits can serve different cooling purposes at different temperature levels.
- Claim 9 relates to an advantageous development of a refrigeration machine or heat pump with a jet pump as a compressor, the jet pump having a plurality N of nozzles arranged one behind the other, which are assigned to N-1 jet pump stages connected in series.
- the mixed steam from an upstream jet pump stage is used as motive steam for the subsequent jet pump stage.
- the optimal ratio of suction gas quantity to propellant gas quantity is only met for the design point of the jet pump, - in the case of the multi-stage jet pump, due to the jet pump stages connected in series, there is a delivery area in which the optimal ratio of suction gas quantity to the amount of propellant gas significantly improved with increasing suction pressure or decreasing condensation pressure.
- the ratio of suction gas quantity to propellant gas quantity can be optimized for a desired design area and not only for one design point by specifying the nozzle spacings, nozzle lengths of the nozzle inlet and outlet cross sections. Due to the equivalence of the switching of the individual jet pump stages of such a multiple ejector with the switching of individual jet pumps explained in connection with claim 11, the circuit examples explained for chillers or heat pumps can be transferred accordingly.
- the nozzles of the individual jet pump stages advantageously have a diverging flow channel in the outlet-side nozzle end, with which the impulse of the mixed steam is converted into a pressure increase.
- a jet pump which starts in the first part from a jet pump, as is known for example from US-A-2 044 811.
- a driving nozzle and a mixing nozzle are arranged one behind the other within a common casing.
- driving steam By Be Impact of the driving nozzle with driving steam creates a suction effect in the space between the driving nozzle and the mixing nozzle - the suction chamber.
- the disadvantage here is that with these known jet pumps, integration into the evaporator and / or throttle device of a refrigerator or heat pump in the jet pump is only possible with a considerable enlargement of the component.
- the characteristic features of claim 15 enable the integration of three components, namely the actual jet pump, the evaporator and the throttle device, in one component.
- An additional advantage of such a jet pump is the filter function of the porous wall with which, for example, oil particles can be extracted from the suction flow.
- a jet pump in the function as a fractional filter.
- porous material as a metallic material with good heat conduction and in particular as a sintered metal is advantageous.
- Fig. 1 shows the basic scheme of a refrigeration cycle according to the present invention.
- a jet pump 1 with the integrated evaporator 2 made of porous material is driven by motive steam from the steam generator 4.
- the mixed steam generated in the jet pump is condensed in the condenser 3 and part of this condensate is fed back to the evaporator 2.
- the other part of this condensate is conveyed back into the propellant generator 4 via the liquid pump 5.
- the drive energy Oex is fed to the steam generator 4, the heat of condensation is removed from the condenser 3 and the heat 0 0 necessary for the evaporation of the refrigerant is supplied to the evaporator 2.
- the liquid refrigerant penetrates into the evaporator 2 made of porous material and changes to the gaseous state on the large inner surface of the porous material.
- the liquid refrigerant is throttled by the condenser pressure P e to the pressure P o prevailing in the suction chamber of the jet pump.
- the heat Q o necessary for the evaporation of the refrigerant can be introduced into the porous material by heat conduction or , in a special embodiment, can be removed directly from the liquid refrigerant.
- the temperature that can be achieved in the capillary evaporator can be considerably lower than the temperature that results from the pressure P o prevailing in the suction frame of the jet pump.
- This effect of lowering the pressure in capillary systems has already been established in connection with absorption processes. See also the Refrigeration Technology Manual by Rudolf Planck, Volume 7, Absorption Chillers by Dr. Ing. Wilhelm Niebergall, page 246, Springer-Verlag 1959. Therefore, if the heat exchange on the cold side of the refrigerator is carried out via the sintered metal, these low temperatures can be used technically. The refrigerant used is thus cooled significantly below the temperature that would result from the pressure conditions in the suction chamber.
- Another effect that the temperature in Moving the capillary system downwards is probably a Joule / Thomson effect when the vaporized gas emerges from the capillary system and probably also a Venturi effect in the capillaries due to the suction gas flowing quickly at a 90 ° angle to the capillary outlet.
- FIG. 2 shows a longitudinal section of an embodiment of the jet pump 1.
- a blowing agent for example steam
- a suction chamber 13 is arranged between the driving nozzle 11 and the mixing nozzle 12.
- a vacuum P o is generated in the suction chamber 13 in the known manner by the propellant jet.
- Condensate is fed via lines 14 and 15 to a storage space 16 and 17, respectively, and from there to a wall arrangement 18 in the radially outer region.
- the wall arrangement 18 is closely surrounded on its outside by a metallic sheathing 19 which projects into the wall arrangement 18 with lamellae 20 and projects into the surrounding atmosphere with lamellae 21.
- the fins 20 and 21 serve as heat exchange surfaces.
- channels 22 are provided between the casing 19 and the outer region of the wall arrangement 18, which are formed by a corresponding shape or recess both on the inside of the casing 19 and on the outer circumference of the wall arrangement 18.
- the channels 22 can be formed solely in the area of the casing 19 or the wall arrangement 18, openings being also possible in the area of the wall arrangement 18 in the area on the surface thereof.
- the wall arrangement 18 consists of porous material, in the example of sintered metal, and is permeable to the liquid condensate at least in its surface layers.
- condensate When condensate is supplied through the lines 14 and 15 via the voda spaces 16 and 17, it thus reaches the channels 22, which are arranged in a plurality distributed over the circumference of the wall arrangement 18, and from there penetrates into the sintered metal of the wall arrangement essentially uniformly 18 a.
- the wall arrangement 18 serves as a throttle for the flow of the condensate, so that a pressure drop occurs in the region of the thickness of the wall arrangement 18, the pressure in the region of the downstream surface 23 of the wall arrangement 18 reaching the suction pressure Po .
- evaporation of the condensate inevitably occurs, which leaves the surface 23 as steam and is supplied to the propellant jet.
- the thermal energy required for the evaporation is introduced into the porous material by heat conduction via the fins 21, the casing 19 and the fins 20. In this case, heat is extracted from the surroundings of the fins 21. This heat extraction results in the desired cooling capacity.
- the wall arrangement is designed as an elongated part with the same cross section, namely outer slats 21 and inner slats 20. Therefore, the casing can be expediently made available as an extruded piece cut to length.
- FIG. 4 illustrates another embodiment of a jet pump, designated 24, for a refrigeration machine according to the invention.
- the jet pump 24 in turn has a driving nozzle 11a, a suction chamber 13a with the pressure p o and a mixing nozzle 12a.
- a wall arrangement 18a made of porous material is also provided.
- a jacket for heat conduction is not provided close-fitting on the outer circumference of the wall arrangement 18a, but the wall arrangement 18a is surrounded by an annular prechamber 25 and sealed off from the environment in a liquid-tight manner.
- Condensate is introduced into the prechamber 25 via a line 14a and from there is applied to the outer circumference of the wall arrangement 18a.
- the condensate enters the surface area of the wall arrangement 18a which is permeable to condensate, evaporates there, exits as steam at the downstream surface 23a and is supplied to the propellant jet.
- the heat required for evaporation is removed from the surroundings by heat conduction and supplied to the wall arrangement 18, in the case of the embodiment according to FIG. 4 the heat is supplied via a heat transfer medium in a line 26, which in the Area of the wall arrangement 18a is present as a highly conductive, that is metallic pipe coil 27 and closely surrounds the outer circumference of the wall arrangement 18a.
- a heat transfer medium in a line 26 which in the Area of the wall arrangement 18a is present as a highly conductive, that is metallic pipe coil 27 and closely surrounds the outer circumference of the wall arrangement 18a.
- a rapid temperature compensation takes place in the area of the wall arrangement 18a, so that the heat removed for evaporation inside the wall arrangement 18a leads to a strong cooling of the outer circumference of the wall arrangement 18a as well.
- a wall arrangement 18b can also consist of a plurality of individual walls, in the example case two walls 28 and 28a. Between the two walls 28 and 28a and on their outer sides, heat can be transferred to a coil 29 which is arranged in several layers or levels 29a, 29b and 29c.
- the direction of flow of the condensate or of the evaporating condensate illustrated by arrows in FIG. 5 illustrates that initially the foremost plane 29a of the pipe coil comes into contact with the condensate, and this can already pre-evaporate to a certain extent.
- a further plane 29d of the pipe coil can also be arranged at a distance in front of the wall arrangement 18b, which only serves to preheat or pre-evaporate the condensate.
- the actual evaporation then takes place in the first wall 28 of the wall arrangement 18b in the manner already explained, wherein a large part of the condensate may pass into vapor form.
- the heat transfer medium first flows through the plane 29d, which is in the area with the highest temperature, and exits in the area of plane 29c, which is in the area with the lowest temperature, so that there are always minimal temperature differences.
- 6 to 11 show different circuits for a refrigeration machine according to the invention in a circuit diagram, whereby jet pumps of the basic type according to FIG. 4 (with prechamber 25 and heat exchange) are always used via a heat transfer medium, unless expressly stated otherwise.
- the diagrams also show the phase in which the medium is present, (1) denoting the liquid phase and (v) the gaseous phase.
- the pressures p and heat flows Q or energy are entered in the diagrams in the usual manner with the usual indices, so that the circuit diagrams are largely self-explanatory and are therefore only dealt with in the following to be explained in particular.
- FIG. 6 and 7 show a further embodiment, designated 50, of a jet pump for a refrigeration machine or heat pump according to the invention.
- FIG. 6 shows a longitudinal section of this embodiment of the jet pump 50 and
- FIG. 7 shows a section perpendicular to the plane designated by I-I in FIG. 6.
- the jet pump 50 consists of a plurality of jet pump stages connected in series. Four nozzles 51, 52, 53, 54 arranged one behind the other each form the jet pump stages I, II and 111 in pairs.
- the individual jet pump stages are separated from one another in a gas-tight manner by two boundary walls 55. Suction spaces 56, 57 and 58 of the respective jet pump stages are arranged between two nozzles.
- the suction spaces 56, 57 and 58 are each surrounded by wall arrangements 39, 40 and 41 made of porous material, which are enclosed by a good heat-conducting jacket 42 enveloping the entire jet pump.
- Liquid refrigerant is supplied via, for example, four condensate feeds 43, 44, 45 and 46, which are arranged in recesses in the wall arrangements 39, 40, 41 and / or the casing 42, and reaches the wall arrangements 39, 40 and 41 through openings 47 in the condensate feeds the respective jet pump stages.
- the condensate feed could also be designed, for example, in such a way that in the individual jet pump stages the respective wall arrangement 39, 40, 41, annularly surrounding lines, are connected to the condensate feeds 43, 44, 45 and 46.
- Another option would be to guide the condensate feed in a spiral around the wall arrangements of the individual jet pump stages.
- a non-return valve 48 is arranged in the flow direction of the condensate.
- the heat necessary for the evaporation of the condensate is supplied directly from the environment via the heat-conducting jacket 42.
- the casing 42 as in the embodiment according to FIGS. 2 and 3, could also be provided with lamellae.
- the casing 42 could also be designed as a double casing through which a heat transfer medium is passed, by means of which the heat necessary for the evaporation of the condensate is supplied or the cooling capacity is removed. It would also be possible to wrap the casing 42 with a coil, in which a heat transfer medium medium circulated.
- the mixed steam formed in the third nozzle 53 in turn serves as motive steam for the third jet pump stage 111, in which condensate is evaporated from the wall arrangement 41 at a pressure P o3 which is higher than the pressure P o2 , so that finally the fourth emerges at the outlet Nozzle 54 mixed steam with the condenser pressure P e is present.
- the arrangement of four nozzles is of course only an example.
- the evaporation temperature of the condensate also increases in the respective jet pump stages. If the cooling capacity is dissipated by a heat transfer medium, this is advantageously conducted in countercurrent from the third to the first jet pump stage. If the supplied heat transfer medium has a temperature which is below the evaporation temperatures in the jet pump stages II and III or if the temperature of the heat-conducting jacket 42 drops below these temperatures, then the non-return flaps 48 close due to the pressure ratios which can thus be achieved in the jet pump, so that the jet pump stages II and III are no longer supplied with condensate.
- a refrigeration machine or heat pump according to the invention equipped with such a jet pump regulates itself automatically according to the circumstances on the evaporator side.
- the lowest suction steam pressure, but also the lowest heat flow, is reached; as the number of nozzles increases or from jet pump stage to jet pump stage, evaporation pressure and thus the evaporation temperature in the porous wall arrangements 39, 40, 41 as well as mass and heat flow in the respective jet pump stage .
- the nozzle inlet diameter d e By calculating the nozzle inlet diameter d e, the nozzle exit diameter d a, the nozzle lengths 1 and the nozzle distances a from the thermodynamic characteristics of the desired Auslege Schemees and the refrigerant used can be optimized to blowing amount of steam, the ratio of Saugdampf-.
- the nozzle geometry can also be advantageously adapted to the throttling action of the wall arrangements 39, 40 and 41. This results in a significant improvement in the part-load behavior of the refrigeration machine or heat pump according to the invention.
- the improved efficiency with multi-ejectors results in a propellant gas requirement that is reduced by approximately 25%.
- the combination of the integrated sintered metal evaporator and the multi-ejector thus enables a steam jet pump which, based on the end operating point, saves around 25% in operating costs and has automatic control over a wide temperature range with a continuously improving ratio of suction gas to propellant gas towards the upper end of the design range.
- the economy of a refrigeration machine or heat pump equipped with such a multijector increases considerably.
- wall arrangements 39 to 41 can also be designed in accordance with the embodiment shown in FIG. 5. All of the options for guiding the heat transfer medium further mentioned in the explanation of the embodiments according to FIG. 4 are also possible in the embodiment according to FIG. 6.
- the embodiment according to FIG. 8 differs from that according to FIG. 1 essentially in that the condensate line 6 does not release the condensate in the antechamber 25 like the condensate line 14a, but rather the condensate initially in the sense of the heat transfer medium in line 26 in contact-free heat exchange is guided with the evaporator and thereby undergoes pre-cooling. Via a line 6a, the pre-cooled, still liquid condensate is fed to an external evaporator 30 which works in direct evaporation, in which heat is supplied and the condensate is evaporated, the amount of heat required for this corresponds to the useful output of the chiller.
- the vaporous refrigerant is then fed to the pre-chamber 25 via a line 6b and released in the pre-chamber 25 in a manner similar to that in the case of the condensate line 14a in FIG. 4.
- the condensate line 14a_ releases liquid condensate or already vaporous refrigerant in the prechamber 25.
- liquid condensate is introduced into the pre-chamber 25 via the condensate line 14a and fed to the evaporator 2.
- the evaporator 2 or the wall arrangement 18a may not be able to absorb significant amounts of heat by conduction or in any other way in the example.
- the thermal energy required for evaporation is only available in the form of the energy content of the condensate. This removes heat from the condensate as evaporation begins, with the inner surface of the porous material acting like a trickle evaporator.
- the condensate which has passed into the vapor phase arrives in the propellant stream in the manner explained, while unevaporated, cooled condensate remains.
- refrigeration machines are realized in which a plurality of two jet pumps are connected in series in the example.
- a cold-side circuit with internal heat exchange is shown.
- any other variant of the heat exchange for example according to FIGS. 9 or 10, can be implemented accordingly.
- a first jet pump 24 with a driving nozzle 11 a, suction chamber 13 a and mixing nozzle 12 a is provided, the outlet of the mixing nozzle 12 a being connected to the driving nozzle 11 a of the downstream jet pump 24.
- the mixed steam of the upstream jet pump thus serves as a propellant for the downstream jet pump 24.
- the pressure at the outlet of the mixing nozzle of the first jet pump 24 can again be used accordingly, albeit using a lower pulse, so that the suction pressure Po1 of the upstream jet pump 24 is lower than the suction pressure p a2 of the downstream jet pump 24.
- the liquid heat transfer medium in line 6c finally reaches the heat exchanger 30, where direct evaporation takes place.
- the vaporous heat transfer medium is fed via a line 6d, which is branched, to the prechambers 25 of the two jet pumps 24 via a check valve 34.
- Complete evaporation takes place to form saturated steam from the wet steam introduced in line 6a (or in FIG. 8 and further 6b) or generated at least in the region of tube coil 27. If necessary, the condensate can be moistened further, thus increasing the energy extracted by evaporation, as is explained in more detail in connection with FIG. 5.
- a second external evaporator 30 can be connected in the manner shown in dashed lines in FIG. 11, the arrangement being such that each evaporator 30 is assigned to one of the jet pumps 24, so that there is normally no flow in the region of the non-return valve 34 is present.
- each of the evaporators operates in the power range of the associated jet pump 24. If only one evaporator 30 is connected to both jet pumps 24 in the manner explained above, this can be in the entire area Po1 and p o2 can be regulated, while maintaining the optimum efficiency of the propulsion jet pulse.
- the live steam propellant generator 4 serving as a propellant in the example can be found at different pressure levels, as is additionally illustrated in dashed lines in FIG. 12.
- a connection between the first blowing agent generator 4 and the Driving nozzle of the first jet pump 24 is closed by a schematically illustrated shut-off device 35, this line, which is only required when both jet pumps 24 are operated by a single propellant generator 4, can of course also be omitted entirely in the case of two propellant generators 4.
- the jet pump 24 forming the last stage is connected to the propellant generator 4 which generates the highest propellant pressure in order to achieve the highest possible back pressure at the associated mixing nozzle 12a.
- this may be the propellant generator 4 shown with solid lines.
- the heating medium output of the propellant generator 4 illustrated with solid lines can in turn be connected to the heating medium input of the propellant generator 4 shown in dashed lines, so that it works at a lower pressure and is connected to the upstream jet pump 24.
- the further training on the cold side there are no differences from the embodiment according to FIG. 9, so that reference can be made to this for further details.
- the cascade circuit according to FIG. 12 is also used in principle, but both jet pumps work with different refrigerants.
- the first jet pump 24 is assigned a cooling circuit, designated overall by 36, which instead of the usual condenser 3 has a condenser 37 which is explained in more detail below, but otherwise works according to the embodiment according to FIG. 8.
- a cooling circuit 38 is assigned to the downstream jet pump 24, which corresponds in principle to the embodiment according to FIG. 9, wherein a circulation method according to FIG. 10 can also be used instead of the embodiment according to FIGS. 8 and 9.
- the condenser 37 is in heat exchange with the evaporator 2 of the downstream jet pump 24, that is to say releases the heat of condensation to the downstream evaporator 2.
- the refrigerants in the cooling circuits 36 and 38 must be selected differently, in such a way that the refrigerant of the cooling circuit 36 assigned to the upstream jet pump 24 has a condensation temperature which is approximately the same or higher at the pressure prevailing at the outlet of the upstream jet pump 24 than the evaporation temperature of the refrigerant in the cooling circuit 38 of the downstream jet pump 24 at its suction pressure p o , so that the heat required for evaporation of the refrigerant in the circuit 38 can be obtained from the condensation of the refrigerant from the circuit 36 in the region of the condenser 37.
- the jet pump 24 according to FIG. 4, with a wall arrangement 18a made of sintered metal concentrically surrounding the central axis in the manner of a sleeve, is not only outstandingly suitable for use in all the circuits shown for refrigeration machines or heat pumps, but also has its own meaning; For example, another medium can be sucked through the sintered metal instead of a refrigerant and the filter effect of the sintered metal or another porous wall can be used to filter out substances from this medium, as explained in more detail in the introduction.
- a particular advantage of the refrigeration machine or heat pump according to the invention is that the integration of the evaporator or the integration of several jet pump stages in a jet pump results in a very compact design.
- maintenance is also simplified since, apart from a liquid pump and non-return valves, no moving parts are required.
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Description
- Die Erfindung betrifft eine Kältemaschine, bzw. Wärmepumpe, nach dem ersten Teil des Anspruchs 1, sowie eine insbesondere zur Verwendung hierbei besonders geeignete Strahlpumpe nach dem ersten Teil des Anspruchs 15.
- Kältemaschinen, bei denen unter Verzicht auf einen Kompressor die Verdichtung in einer Strahlpumpe erfolgt, sind in der Literatur vielfach beschrieben. Ein Beispiel hierfür im Zusammenhang mit einer Kühlanlage in der chemischen Verfahrenstechnik ist etwa in der Zeitschrift «Wärmepumpen 1978, 161, 168 erläutert, von dem die Erfindung ausgeht.
- Dabei wird Niederdruck-Wasserdampf aus einem Verdampfungskondensator als Treibdampf für eine Strahlpumpe in Form eines Dampfstrahl-Verdichters verwendet und saugt aus einem Rieselverdampfer Wasserdampf wird sodann in einem Kondensator kondensiert und einer Drosseleinrichtung in Form eines Standrohres zugeführt. Von dort erfolgt einerseits ein Zurückpumpen des . zur Bildung des Treibdampfes vorgesehenen Anteils in den Verdampfungskondensator sowie andererseits eine Zurückführung des zur Bildung des Saugdampfes vorgesehenen Anteils über einen Wärmetauscher, in dem dem Kondensat Wärme zugeführt wird, zur Verdampfer. Im Verdampfer erfolgt eine nur teilweise Verdampfung des Kondensats und eine Rückführung des nicht verdampften Anteils des Kondensats im Umlaufverfahren zum Kreislauf. Die Verdampfungsenergie wird im Verdampfer aus der erhöhten Temperatur des zugeführten Kondensats entnommen, so daß das nicht verdampfte Kondensat mit niedriger Temperatur den Verdampfer verläßt.
- Aus der US-A-2 044 811 ist eine Kältemaschine bekannt, die mit einer Strahlpumpe als Verdichter arbeitet. Die Entspannung bzw. Drosselung des in einem Kondensator verflüssigten Kältemittels erfolgt mittels einer porösen Wand bzw. mit einer Mehrzahl poröser Wände, die im Verdampfer der Wärmepumpe angeordnet sind. Die Verdampfung des die poröse Wand durchdringenden flüssigen Kältemittels erfolgt bei dieser bekannten Kältemaschine nach Art eines Rieselverdampfers in einem Raum unterhalb der porösen Wandanordnung, der saugseitig mit der Strahlpumpe verbunden ist.
- Bei dieser bekannten Kältemaschine, von der die Erfindung ausgeht, ist es ebenso wie bei anderen, mit Strahlpumpen arbeitenden Kältemaschinen nachteilig, daß der als separates Bauteil außerhalb der Strahlpumpe, jedoch unmittelbar benachbart angeordnete Verdampfer apparativ aufwendig ist und zum Teil sehr erheblichen Bauraum benötigt, so daß er die Kältemaschine nicht unerheblich verkompliziert und verteuert. Die Erzeugung des Dampfes ausserhalb der Strahlpumpe erfordert überdies einen Transport des niedergespannten Dampfes geringer Dichte über entsprechend großvolumige Leitungselemente, die ebenfalls zur Verteuerung und zur Vergrößerung des benötigten Bauraumes beitragen.
- Darüberhinaus ist bei allen bekannten Kältemaschinen bzw. Wärmepumpen mit Strahlpumpen als Verdichter das Verhältnis von Saugdampfmenge zu Treibdampfmenge, d. h. die Lieferziffer, verhältnismäßig klein, so daß ein wirtschaftlicher Einsatz derartiger bekannter Kältemaschinen bzw. Wärmepumpen nur möglich ist, wenn Treibdampf billig zur Verfügung steht.
- Ein weiterer Nachteil besteht darin, daß die Strahlverdichter derartiger Kältemaschinen bzw. Wärmepumpen optimal nur eng um den Auslegungspunkt der Strahlpumpe arbeiten, d. h. bei veränderten Druck- bzw. Temperaturverhältnissen mit drastischer Verschlechterung der Lieferziffer reagieren.
- Aufgabe der vorliegenden Erfindung ist es daher, eine Kältemaschine bzw. Wärmepumpe bzw. Strahlpumpe der im Oberbegriff der Ansprüche 1 bzw. 15 angegebenen Gattung zu schaffen, bei der die Lieferziffer des Strahlverdichters erheblich verbessert und gleichzeitig eine kompakte Bauform gewährleistet ist.
- Die Lösung dieser Aufgabe erfolgt durch die kennzeichnenden Merkmale des Anspruches 1 bzw. 15.
- Dadurch wird erreicht, daß der Verdampfer im einfachsten Falle durch eine Wand aus porösem Material wie Sintermetall gebildet ist, über deren Dicke hinweg sich bei der Ansaugung des Saugdampfes durch das Treibmittel ein ausgeprägter Druckabfall ergibt. Dabei wirkt die poröse Wand als Drosseleinrichtung. Die Saugleistung des Treibmittels ergibt an der stromab liegenden Seite der Wand einen von der Drosselwirkung der Wand abhängigen Druck, der in jedem Fall bei der gegebenen Temperatur des Kondensats den Verdampfungsdruck unterschreitet. Einer weiteren Absenkung dieses Drucks wirkt die Verdampfung des Kondensats entgegen, so daß sich ein dynamiches Gleichgewicht zwischen dem sich einstellenden Druck und der verdampften Menge an Kondensat ergibt, da eine weitere Druckabsenkung zu einer erhöhten Dampferzeugung führen würde. Auf diese Weise ist sichergestellt, daß infolge des stetig über die Dicke der Wand verlaufenden Druckabfalls im Inneren des porösen Materials der Wand eine Verdampfung von Kondensat erfolgt, bei der die große innere Oberfläche des porösen Materials, vorzugsweise Sintermetall, als Verdampfungsoberfläche wirksam wird. Die für die Verdampfung erforderliche Wärmemenge wird entweder nicht verdampfendem Kondensat entnommen, das dann bei niedriger Temperatur abgeführt wird, oder aber einer Wärmequelle, die mit der Wand wärmeleitend in Verbindung steht und so Energie für die Verdampfung liefert, wobei die Verdampfung dann auch vollständig erfolgen kann. Infolge des Entzugs der Verdampfungswärme sinkt die Temperatur des porösen Materials der Wand, so daß sich zu einer Wärmequelle sowie zum anströmenden Kondensat eine vergrößerte, bei einer gegebenen Kältemaschine im wesentlichen der maximal möglichen entsprechende Temperaturdifferenz ergibt, was den Wärmeübergang der Verdampfungswärme von der Wärmequelle oder dem Kondensat auf das poröse Material begünstigt. Bei guter Wärmeleitfähigkeit des Materials der Wand, beispielsweise Metall, stellt sich so eine weitgehend gleichmäßige Temperatur über die Dicke der Wand und daher auch bei einer erst im Bereich der stromab liegenden Seite erfolgenden Verdampfung eine starke Temperaturabsenkung der vom Kondensat beaufschlagten stromauf liegenden Seite der Wand, sowie an jeglichen Flächen, durch die hindurch Wärme in die Wand eintritt.
- Der an der stromab liegenden Seite der Wandanordnung erzeugte Dampf befindet sich sogleich im Saugraum der Strahlpumpe, so daß großvolumige Leitungen und Strömungsverluste weitgehend vermieden sind und eine kompakte Bauweise erzielt werden kann.
- Eine Einstellung des sich bei gegebener Leistungsfähigkeit der Strahlpumpe ergebenden Massenstromes sowie der sich einstellenden Temperatur des erzeugten Dampfes kann über die Dimensionierung der Konsistenz und der Dicke der Wandanordnung, also Wahl ihrer Drosselwirkung, erfolgen. Dabei ergibt eine bestimmte Drosselwirkung den minimal möglichen erzielbaren Saugdruck und damit minimale Dampftemperatur. Eine weitere Erhöhung der Drosselwirkung von diesem optimalen Punkt aus würde lediglich zu einer Verminderung des Massenstromes führen, was in der Regel nicht erwünscht ist. Eine Verminderung der Drosselwirkung hingegen führt zu einer Erhöhung des Massenstromes bei Erhöhung der Temperatur des erzeugten Dampfes, was für manche Betriebszustände angestrebt werden kann.
- Um eine Verdampfung im Inneren des porösen Materials der Wandanordnung bei großer Verdampfungsoberfläche sicherzustellen, müssen zumindest die stromauf liegenden Oberflächenschichten des porösen Materials der Wandanordnung für Kondensat durchlässig sein. Es ist jedoch nicht erforderlich, daß Kondensat die Wandanordnung vollständig durchdringen kann. Wenn stromab liegende Oberflächenschichten der Wandanordnung eine für Kondensat undurchlässige Konsistenz besitzen, so kann damit sichergestellt werden, daß ausschließlich gesättigter Dampf, der zur Kälteleistung beigetragen hat, in den Saugraum gelangt. Die Wandanordnung kann somit aus einer Mehrzahl von Schichten oder Lagen eines porösen Materials unterschiedlicher Konsistenz sowie gegebenenfalls auch aus einer Mehrzahl von im Abstand liegenden Einzelwänden bestehen, die über ihre Dicke sowie im Vergleich zueinander unterschiedliche Konsistenz besitzen können. Der Raum zwischen benachbarten Wänden eignet sich beispielsweise in besonderer Weise zum Abzug von nicht verdampftem Kondensat bei Umlaufkühlung.
- Die für die Verdampfung erforderliche Energie wird über eine wärmeleitende Verbindung zwischen der Wandanordnung und einer Wärmequelle zugeführt.
- Dadurch, daß die Wandanordnung den Saugraum der Strahlpumpe umfangsseitig einschließt und insbesondere in etwa konzentrisch zu ihrer Mittelachse der Strahlpumpe, d. h. der Treib- bzw. Mischdüse angeordnet ist, wird eine kompakte Bauform bei einer größtmöglicher Verdampferfläche ermöglicht. Bei dieser hülsenförmigen Ausbildung der Wandanordnung wird die Wandanordnung im wesentlichen radial von außen nach innen durchströmt, wodurch die Wandanordnung durch entsprechende konstruktive Gestaltung den Saugraum mit geringem Durchmesser umschließt und so möglichst nahe der kältesten Stelle der Kältemaschine angeordnet werden kann. Hierdurch wird zugleich der sog. « Totraum » minimiert.
- Aus der DE-C 633 200 ist eine Drosselvorrichtung insbesondere für Kältemaschinen bekannt, bei der das flüssige Kältemittel beim Durchtritt durch eine gut wärmeleitende poröse Wand expandiert wird, wodurch zwangsläufig ein Teil des flüssigen Kondensats verdampft. Dadurch, daß die Wand gut wärmeleitend ist, wird aus der Umgebung soviel Wärme aufgenommen, daß ein Einfrieren der Drosselvorrichtung verhindert wird.
- Zwar ist es aus der DE-B-15 01 591 bereits bekannt, poröses Material eines Wärmetauschers von einer Flüssigkeit durchströmen zu lassen, die dabei im Wärmetausch mit einer anderen Flüssigkeit steht, die in flüssigkeitsdicht abgeteilten Kammem im porösen Material geführt ist. Hierbei findet jedoch kein Phasenwechsel der das poröse Material durchströmenden Flüssigkeit statt, und die beim Durchströmen des porösen Materials auftretende Drosselwirkung ist an sich unerwünscht und zu minimieren. Weiterhin fehlt jeder Bezug zu einer Verwendung im Leistungsteil einer Kältemaschine, wofür ein derartiger bekannter Wäretauscher auch nicht verwendbar wäre.
- Weiterhin ist es aus der US-A-43 52 392 zwar bereits bekannt, poröses Material in Form von Sintermetall mit einem flüssigen Medium zu beaufschlagen, das in das Material eindringt und dort verdampft. Das Sintermetall ist hier jedoch eine oberflächenseitige Beschichtung einer zu kühlenden Fläche, die durch die Dampferzeugung wirksam gekühlt wird, wobei der Dampf an der Eintrittsseite der Flüssigkeit in das Sintermetall wieder austritt. Auch hier fehlt jeglicher Bezug zum Leistungsteil einer Kältemaschine, wofür die bekannte Kühleinrichtung auch nicht einsetzbar wäre.
- Wenn die Wärmequelle gemäß Anspruch 2 ein die Strahlpumpe umgebendes Medium wie etwa Luft in einem abgeschlossenem Raum ist, so kann hierdurch diesem abgeschlossenen Raum unmittelbar Wärme entzogen werden. Eine solche Variante eignet sich daher besonders als integrierter Leistungs- und Verdampferteil für Kühlräume wie Kühlschränke oder Gefrierschränke, wobei die Wandanordnung ganz einfach im Innenraum des Kühlraums angeordnet wird. Eine Verbesserung des Wärmeübergangs zwischen dem umgebenden Medium und dem porösen Material ergibt sich gemäß Anspruch 3 durch ein Ummantelung der Wandanordnung mit Lamellen zur Vergrößerung der Wärmetauschflächen, wobei die Ummantelung gemäß Anspruch 4 besonders vorteilhaft als abgelängtes Strangpreßteil hergestellt werden kann. Auch bei dicht die Wandanordnung umschließender Ummantelung kann eine Einführung des Kondensats auch bei Absaugung des erzeugten Dampfes an der der Ummantelung gegenüberliegenden Seite des porösen Materials problemlos dadurch erfolgen, daß gemäß Anspruch 5 das Kondensat durch Ausbildung entsprechender Kanäle in der Ummantelung und/ oder im porösen Material dem von der Ummantelung abgedeckten Bereich des porösen Materials zugeführt wird.
- Anstelle einer wärmeleitenden Verbindung mit einer Wärmequelle oder zusätzlich hierzu, kann die Wärmequelle auch durch ein Wärmeträgermittel gebildet sein, das in einer metallischen Rohrschlange geführt ist und mit der Wandanordnung durch oberflächenseitige Anlage oder ganz oder teilweise erfolgende Einbettung in Berührung steht. Auch bei einer wärmeleitenden Verbindung mit einer Wärmequelle über eine eng anliegende Ummantelung könnte grundsätzlich eine solche Rohrschlange zur Nutzung der Wärme eines Wärmeträgermittels in das poröse Material der Wand eingebettet werden. Vorteilhaft ist jedoch eine solche Rohrschlange an der dem Austritt des Dampfes aus dem porösen Material gegenüberliegenden Oberfläche der Wandanordnung - gegebenenfalls mit einigen Rohrwindungen auch im Abstand von dieser Oberfläche - in einer gegenüber der Umgebung abgeschlossenen Vorkammer angeordnet, in der auch das Kondensat vorliegt, so daß ein Wärmeübergang von der Rohrschlange auf das Kondensat vor dem Eintritt des Kondensats in die stromauf liegende Oberfläche der Wandanordnung erfolgen kann ; auf diese Weise kann gegebenenfalls bereits eine Vorverdampfung erzielt werden und der Wandanordnung Kondensat in Form von Naßdampf zugeführt werden.
- In besonders bevorzugter Weise kann die Rohrschlange gemäß Anspruch 7 bei Aufteilung der Wandanordnung in einer Mehrzahl einzelner Wände in einer entsprechenden Anzahl von Ebenen in den Zwischenräumen zwischen derartigen Wänden angeordnet werden und von dem Wärmeträgermittel in der Weise durchflossen werden, daß sich ein Wärmetausch zwischen dem flüssigen oder in der Verdampfung begriffenen Kondensat und dem Wärmeträgermittel im Gegenstrom ergibt. Eine solche Anordnung von Rohrschlangen im Spalt zwischen benachbarten Einzelwänden 'hat gegenüber einer grundsätzlich denkbaren Einbettung der Rohrschlange in entsprechenden Ebenen im Inneren des porösen Materials den Vorteil einer problemloseren Herstellung. In jedem Falle kann auf diese Weise dem in der Rohrschlange geführten Wärmeträgermittel, das beispielsweise auch das zu kühlende Medium sein kann, die Wärme bei geringen Temperaturdifferenzen und damit unter günstigsten exergetischen Bedingungen bei gleichzeitig optimalen Wärmeübergangsbedingungen entzogen werden. Bei einer Aufteilung der Wandanordnung in Einzelwände mit dazwischenliegendem Spalt kann , gleichgültig, ob der Spalt eine Rohrschlange aufnimmt oder nicht - zwischen insbesondere den weiter stromab liegenden Wänden zusätzlich frisches Kondensat zugeführt werden, um einen gewünschten Feuchtigkeitsgehalt des in die Einzelwände eintretenden Mediums, der bei 70 % liegen sollte, aufrechtzuerhalten.
- Durch die erläuterte Prozeßführung kann erreicht werden, daß das gesamte Kondensat in Sattdampf überführt wird. Wahlweise kann jedoch auch im Umlaufverfahren verdampft werden, insbesondere dann, wenn eine mit der Wandanordnung wärmeleitend verbundene Wärmequelle nicht zur Verfügung steht oder nicht genutzt werden soll bzw. mittels eines zusätzlichen Wärmeträgermittels nicht die zur vollen Verdampfung erforderliche Wärmemenge eingebracht wird. Es kann als einzige Wärmequelle auf das Kondensat selbst zurückgegriffen werden, wobei die große Oberfläche des porösen Materials im Sinne eines Rieselverdampfers wirkt.
- Dabei wird dem Kondensat selbst die für die Verdampfung eines Teils des Kondensats erforderliche Wärme entzogen, so daß nicht verdampftes Kondensat mit entsprechend niedriger Temperatur verbleibt. Dieses kann gemäß Anspruch 8 mittels einer Flüssigkeitsableitung über einen externen Wärmetauscher, mit dem ein Medium gekühlt wird, wieder dem Kreislauf zugeführt werden.
- In ganz besonders bevorzugter Ausgestaltung der Erfindung kann eine Mehrzahl von Strahlpumpen hintereinandergeschaltet werden, wobei der Mischdampf einer vorgeschalteten Strahlpumpe entweder als Treibmittel - Serienschaltung - oder als Saugdampf - Kaskadenschaltung.- der nachfolgenden Strahlpumpe dient (Ansprüche 11 und 12). Bei einer Hintereinanderschaltung von mehr als zwei Strahlpumpen kann die Schaltung teils als Serienschaltung und teils als Kaskadenschaltung ausgeführt werden.
- Die Serienschaltung gemäß Anspruch 11 ermöglicht eine optimale Ausnutzung des Impulses des Treibmittels, wie dies aus der WO 80/02 863 für die Vakuumtechnik an sich bekannt ist; dabei werden die Düsen der hintereinandergeschalteten Strahlpumpen in der Weise aufeinander abgestimmt, daß größtmögliche Impulsausnutzung des Treibmittels erzielt wird. Auf diese Weise kann der Druck des Mischdampfes einer Strahlpumpe ohne nachteilige Rückwirkung auf die Funktion der Strahlpumpe in einer folgenden Strahlpumpe weiter genutzt werden, wobei allerdings in der folgenden Strahlpumpe nicht mehr die Temperatur- und Druckabsenkung der vorherigen Strahlpumpe ganz erreicht werden kann. Durch eine derartige Serienschaltung kann somit mit einem einzigen Treibmittelstrom eine Mehrzahl von Strahlpumpen mit zunehmend geringerer Temperaturabsenkung betrieben werden, so daß entweder an den einzelnen Strahlpumpen einzelne Kühlkreisläufe mit unterschiedlicher Kühltemperatur angeschlossen werden können, oder aber eine Mehrzahl so hintereinandergeschalteter Strahlpumpen von einem einzigen Kühlkreislauf erfaßt werden können, wobei das Wärmekühlmedium zunächst der letzten Strahlpumpe zugeführt wird und mit entsprechend abgesenkter Temperatur schließlich die erste Strahlpumpe der Serie wieder verläßt. Hierbei wird das weiter oben im Zusammenhang mit Anspruch 7 erläuterte Gegenstromprinzip bei einer Mehrzahl hintereinandergeschalteter Strahlpumpen angewandt, und kann natürlich überdies auch in jeder einzelnen Strahlpumpe zusätzlich angewandt werden, so daß sich insgesamt ein Wärmetausch in einem annähernd idealen Gegenstrom ergibt.
- Bei der Kaskadenschaltung gemäß Anspruch 12 erhält jede so geschaltete Strahlpumpe den vollen Treibmittelimpuls. Dadurch kann durch die Zusammenschaltung in Kaskadenform eine Strahlpumpenanordnung erzielt werden, die gegenüber der mit einer Stufe erzielbaren Temperaturdifferenz zwischen Saugraum und Mischdampfausgang eine wesentlich erhöhte Temperaturdifferenz erzeugen kann, dadurch, daß innerhalb der Strahlpumpenanordnung der Mischdampfdruck ansteigt, so daß nach einer Mehrzahl von Stufen am Ausgang der Anordnung ein hoher Mischdampfdruck vorliegt, der eine Kondensation bei hoher Temperatur ermöglicht. Auf diese Weise läßt sich somit bei Bedarf eine Kühlung auf tiefe Temperaturen, beispielsweise -10 °C auch dann erzielen, wenn eine Kondensation, etwa bei heißer Umgebung, bei einer hohen Temperatur von beispielsweise von 40 °C erfolgen muß.
- Auch bei einer derartigen Kaskadenschaltung kann eine Durchströmung der einzelnen Strahlpumpen durch ein Kühlmedium in der weiter oben bereits geschilderten Weise im Gegenstrom von Strahlpumpe zu Strahlpumpe sowie gegebenenfalls innerhalb jeder Strahlpumpe erfolgen.
- Aufgrund der vorstehend geschilderten Funktionsweise eignet sich eine derartige Kaskadenschaltung in ganz hervorragender Weise für eine Nutzung als Wärmepumpe.
- Eine besonders vorteilhafte Weiterbildung der erläuterten Kaskadenschaltung besteht gemäß Anspruch 13 darin, jeder Strahlpumpe oder jeder bestimmten Gruppe von Strahlpumpen, die in Serien- oder Kaskadenschaltung miteinander verbunden sein können, ein eigenes Kühlmittel zuzuordnen, und die so gebildeten separaten Kühlkreisläufe innerhalb der Kaskadenanordnung der Strahlpumpen dadurch gewissermaßen in Serie zu schalten, daß der Verdampfer der nachgeschalteten Strahlpumpe mit dem Kondensator der vorgeschalteten Strahlpumpe im Wärmetausch steht. Werden dabei die Kältemittel in der Weise unterschiedlich gewählt, daß das Kältemittel der vorgeschalteten Strahlpumpe bei deren Mischdampfdruck eine Kondensationstemperatur aufweist, die zumindest ganz geringfügig höher ist als die Verdampfungstemperatur des Kältemittels der nachgeschalteten Strahlpumpe bei deren Saugdruck, so kann im Bereich des Verdampfers der nachgeschalteten Strahlpumpe ein Wärmetausch in doppeltem Phasenwechsel in der Weise stattfinden, daß das zu verdampfende Kältemittel zumindest einen Teil seiner Verdampfungswärme dem zu kondensierenden Kältemittel entzieht und dieses dabei kondensiert. Die beiden unterschiedlichen Kältemittel in den separaten Kühlkreisläufen können dabei unterschiedlichen Kühlzwecken auf unterschiedlichem Temperaturniveau dienen.
- Anspruch 9 betrifft eine vorteilhafte Weiterbildung einer Kältemaschine bzw. Wärmepumpe mit einer Strahlpumpe als Verdichter wobei die Strahlpumpe eine Mehrzahl N von hintereinander angeordneten Düsen aufweist, die N - 1 in Serie geschalteten Strahlpumpenstufen zugeordnet werden. Dabei wird der Mischdampf einer vorgeschalteten Strahlpumpenstufe als Treibdampf für die nachfolgende Strahlpumpenstufe verwendet. Im Gegensatz zur Betriebscharakteristik von einstufigen Strahlpumpen, bei denen das optimale Verhältnis von Sauggasmenge zu Treibgasmenge nur für den Auslegepunkt der Strahlpumpe erfüllt wird,-,ergibt sich bei der mehrstufigen Strahlpumpe aufgrund der hintereinander geschalteten Strahlpumpenstufen ein Auslegebereich, in dem sich das optimale Verhältnis von Sauggasmenge zu Treibgasmenge bei steigendem Saugdruck bzw. sinkendem Kondensationsdruck wesentlich verbessert. Durch Anpassung der Düsenkonfiguration, d. h. durch Festlegung der Düsenabstände, Düsenlängen der Düseneintritts- und Austrittsquerschnitte läßt sich das Verhältnis von Sauggasmenge zu Treibgasmenge für einen gewünschten Auslegungsbereich und nicht nur für einen Auslegungspunkt optimieren. Aufgrund der Äquivalenz der Schaltung der einzelnen Strahlpumpenstufen eines derartigen Mehrfachejektors mit den in Zusammenhang mit Anspruch 11 erläuterten Schaltung einzelner Strahlpumpen, lassen sich die dabei erläuterten Schaltungsbeispiele für Kältemaschinen bzw. Wärmepumpen entsprechend übertragen.
- Gemäß Anspruch 10 weisen die Düsen der einzelnen Strahlpumpenstufen in dem austrittsseitigen Düsenende vorteilhafterweise einen divergierenden Strömungskanal auf, mit dem der Impuls des Mischdampfes in eine Druckerhöhung umgesetzt wird.
- Es sei darauf hingewiesen, daß sich die Mehrfachejektoranordnung gemäß den Ansprüchen 9 und 10 auch mit den Ausbildungsformen der Erfindung gemäß den übrigen Ansprüchen in vorteilhafter Weise kombinieren läßt.
- In Anspruch 15 ist eine Strahlpumpe angegeben, die im ersten Teil von einer Strahlpumpe ausgeht, wie sie beispielsweise aus der US-A-2 044 811 bekannt ist. Bei diesen bekannten Strahlpumpen ist eine Treibdüse und eine Mischdüse hintereinander liegend innerhalb einer gemeinsamen Ummantelung angeordnet. Durch Beaufschlagung der Treibdüse mit Treibdampf wird in dem Raum zwischen Treibdüse und Mischdüse - dem Saugraum - eine Sogwirkung in die Mischdüse erzeugt. Nachteilig hierbei ist, daß bei diesen bekannten Strahlpumpen eine Integration in Verdampfer und/oder Drosseleinrichtung einer Kältemaschine bzw. Wärmepumpe in die Strahlpumpe nur unter erheblicher Vergrößerung des Bauteils möglich ist.
- Durch die kennzeichnenden Merkmale des Anspruchs 15 wird die Integration von drei Bauteilen, nämlich der eigentlichen Strahlpumpe, dem Verdampfer und der Drosseleinrichtung, in einem Bauteil ermöglicht.
- Ein zusätzlicher Vorteil einer derartigen Strahlpumpe besteht in der Filterfunktion der porösen Wand mit der aus dem Saugstrom beispielsweise ölpartikel entzogen werden können. In Folge der beim Betrieb der Strahlpumpe auftretenden, überschaubaren und voraussehbaren Druck- und insbesondere Temperaturverhältnisse besteht ein weiterer zusätzlicher Vorteil einer derartigen Strahlpumpe in der Funktion als fraktionierendes Filter. Durch diese Zusatzfunktion werden etwa nur diejenigen Fluidfraktionen ausgeschieden, die bei den sich einstellenden thermodynamischen Zustand als Fluid oder als Feststoff vorliegen, während andere Stoffe, die etwa gasförmig oder als Fluid vorliegen, durchgelassen werden.
- Auch für die letztgenannte Verwendung ist eine Ausbildung des porösen Materials als metallisches Material mit guter Wärmeleitung und insbesondere als Sintermetall gemäß Anspruch 16 vorteilhaft.
- Weitere Einzelheiten, Merkmale und Vorteile der Erfindung ergeben sich aus der nachfolgenden Beschreibung von Ausführungsformen anhand der Zeichnung.
- Es zeigt
- Fig. 1 ein Schaltbild einer erfindungsgemäßen Kältemaschine bzw. Wärmepumpe,
- Fig. 2 gemäß Linie II-II in Fig. 3 einen Längsschnitt durch eine Strahlpumpe in einer ersten Ausführungsform, wie sie bei einer Kältemaschine gemäß Fig. 1 verwendbar ist,
- Fig. 3 gemäß Linie III-III in Fig. 2 einen Querschnitt durch die Strahlpumpe gemäß Fig. 2,
- Fig. 4 einen Fig. 2 entsprechenden Längsschnitt durch eine andere Ausführungsform einer erfindungsgemäßen Strahlpumpe,
- Fig. 5 die Einzelheit gemäß Kreis V in Fig. 4 in vergrößerter Darstellung, jedoch in abgewandelter Ausführungsform,
- Fig. 6 einen Fig. 2 bzw. Fig. 4 entsprechenden Längsschnitt durch eine - weitere Ausführungsform einer erfindungsgemäßen Strahlpumpe,
- Fig. 7 gemäß Linie I-I in Fig. 6 einen Querschnitt durch die Strahlpumpe gemäß Fig. 6,
- Fig. 8 eine schaltbildliche Darstellung einer anderen Ausführungsform der erfindungsgemäßen Kältemaschine mit innerem Wärmetausch,
- Fig. 9 eine schaltbildliche Darstellung einer weiteren Ausführungsform der erfindungsgemäßen Kältemaschine, bei der das zu kühlende Medium in direktem Wärmekontakt mit dem porösen Material steht,
- Fig. 10 eine schaltbildliche Darstellung einer wiederum anderen Ausführungsform der erfindungsgemäßen Kältemaschine im Umlaufkühlverfahren,
- Fig. 11 eine schaltbildliche Darstellung einer weiteren Ausführungsform der erfindungsgemä-Ben Kältemaschine mit zwei Strahlpumpen in Serienschaltung,
- Fig. 12 eine schaltbildliche Darstellung einer wiederum anderen Ausführungsform der erfindungsgemäßen Kältemaschine mit zwei Strahlpumpen in Kaskadenschaltung, und
- Fig. 13 eine schaltbildliche Darstellung einer wiederum weiteren Ausführungsform der erfindungsgemäßen Kältemaschine mit zwei Strahlpumpen in Kaskadenschaltung sowie zwei Kühlkreisläufen in Serienschaltung.
- Fig. 1 zeigt das grundlegende Schema eines Kältekreislaufes gemäß der vorliegenden Erfindung. Eine Strahlpumpe 1 mit dem integrierten Verdampfer 2 aus porösem Material wird durch Treibdampf aus dem Dampferzeuger 4 angetrieben. Der in der Strahlpumpe erzeugte Mischdampf wird im Kondensator 3 kondensiert und ein Teil dieses Kondensats wird wieder dem Verdampfer 2 zugeführt. Der andere Teil dieses Kondensats wird über die Flüssigkeitspumpe 5 wieder in den Treibmittelerzeuger 4 befördert. Die Antriebsenergie Oex wird dem Dampferzeuger 4 zugeführt, die Kondensationswärme
- Hierbei ist zu beachten, daß die im Kapillarverdampfer erreichbare Temperatur erheblich unter der Temperatur liegen kann, die sich aus dem im Saugrahmen der Strahlpumpe herrschenden Druck Po ergibt. Dieser Effekt der Druckabsenkung in Kapillarsystemen wurde bereits im Zusammenhang mit Absorptionsprozessen festgestellt. Siehe hierzu Handbuch der Kältetechnik von Rudolf Planck, Band 7, Absorptions-Kältemaschinen von Dr. Ing. Wilhelm Niebergall, Seite 246, Springer-Verlag 1959. Wird daher der Wärmetausch auf der Kälteseite der Kältemaschine über das Sintermetall durchgeführt, so lassen sich diese tiefen Temperaturen technisch nutzen. Das verwendete Kältemittel wird damit erheblich unter die Temperatur abgekühlt, die sich aufgrund der Druckverhältnisse in der Saugkammer ergeben würden.
- Ein weiterer Effekt, der die Temperatur im Kapillarsystem nach unten verschiebt, ist vermutlich ein Joule/Thomson-Effekt beim Austritt des verdampften Gases aus dem Kapillarsystem sowie vermutlich auch ein Venturi-Effekt in den Kapillaren durch das im 90° Winkel zum Kapillaraustritt schnell strömende Sauggas.
- In Versuchen mit dem Kältemittel R113 wurde bei einem Druck von 0,462 bar in der Saugkammer eine Oberflächentemperatur des Sintermetallverdampfers von 12,5°C gemessen. Diese Temperatur liegt etwa 10 K unterhalb der zu dem obigen Druck gehörenden Verdampfungstemperatur in freier Umgebung. Anders ausgedrückt bedeutet dies, daß mit einer herkömmlichen Strahlpumpe ein um 0,17 bar tieferer Saugdruck erreicht werden müßte.
- Fig. 2 zeigt einen Längsschnitt einer Ausführungsform der Strahlpumpe 1. Über eine Treibmitteldüse 11 wird Treibmittel, beispielsweise Dampf, eingeführt und in einer Mischdüse 12 aufgefangen. Zwischen der Treibdüse 11 und der Mischdüse 12 ist ein Saugraum 13 angeordnet. Durch den Treibmittelstrahl wird im Saugraum 13 in der bekannten Weise ein Unterdruck Po erzeugt.
- Über Leitungen 14 und 15 wird Kondensat einem Vorlageraum 16 bzw. 17 zugeführt, und von dort im radial äußeren Bereich einer Wandanordnung 18 zugeleitet.
- Wie insbesondere auch aus Fig. 3 ersichtlich ist, ist die Wandanordnung 18 an ihrer Außenseite eng von einer metallischen Ummantelung 19 umgeben, die mit Lamellen 20 in die Wandanordnung 18 hineinragt sowie mit Lamellen 21 in die umgebende Atmosphäre ragt. Die Lamellen 20 und 21 dienen als Wärmetauschflächen.
- Zur Zuführung des Kondensats zur Wandanordnung 18 in deren radial äußerem Bereich sind Kanäle 22 zwischen der Ummantelung 19 und dem Außenbereich der Wandanordnung 18 vorgesehen, die durch entsprechende Formgebung oder Ausnehmung sowohl an der Innenseite der Ummantelung 19 als auch am Außenumfang der Wandanordnung 18 ausgebildet sind. Selbstverständlich kann stattdessen eine Ausbildung der Kanäle 22 alleine im Bereich der Ummantelung 19 oder der Wandanordnung 18 erfolgen, wobei auch Durchbrüche im Bereich der Wandanordnung 18 in deren oberflächenseitigen Bereich möglich sind.
- Die Wandanordnung 18 besteht aus porösem Material, im Beispielsfalle Sintermetall, und ist zumindest in ihren oberflächenseitigen Schichten für das flüssige Kondensat durchlässig. Bei Zuführung von Kondensat durch die Leitungen 14 und 15 über die Vodageräume 16 und 17 gelangt dieses somit in die Kanäle 22, die in einer Mehrzahl am Umfang der Wandanordnung 18 verteilt angeordnet sind, und dringt von dort im wesentlichen gleichmäßig verteilt in das Sintermetall der Wandanordnung 18 ein. Die Wandanordnung 18 dient dabei als Drossel für die Strömung des Kondensats, so daß im Bereich der Dicke der Wandanordnung 18 ein Druckabfall auftritt, wobei der Druck im Bereich der stromabseitigen Oberfläche 23 der Wandanordnung 18 den Saugdruck Po erreicht. In der einleitend im einzelnen erläuterten Weise tritt dabei zwangsläufig eine Verdampfung des Kondensats auf, welches als Dampf die Oberfläche 23 verläßt und dem Treibmittelstrahl zugeführt wird.
- Die für die Verdampfung erforderliche Wärmeenergie wird durch Wärmeleitung über die Lamellen 21, die Ummantelung 19 und die Lamellen 20 in das poröse Material eingebracht. Hierbei wird der Umgebung der Lamellen 21 Wärme entzogen. Dieser Wärmeentzug ergibt die gewünschte Kälteleistung.
- Wie insbesondere aus Fig. 3 ersichtlich ist, ist die Wandanordnung als langgestrecktes Teil mit gleichem Querschnitt, nämlich äußeren Lamellen 21 und inneren Lamellen 20, ausgebildet. Daher kann die Ummantelung zweckmäßig als abgelängtes Strangpreßteil zur Verfügung gestellt werden.
- In Fig. 4 ist eine mit 24 bezeichnete andere Ausführungsform einer Strahlpumpe für eine erfindungsgemäße Kältemaschine veranschaulicht. Die Strahlpumpe 24 weist wiederum eine Treibdüse 11a, einen Saugraum 13a mit dem Druck po und eine Mischdüse 12a auf. Weiterhin ist eine Wandanordnung 18a aus porösem Material vorgesehen. Im Unterschied zur Ausführungsform gemäß Fig. 2 und 3 ist jedoch nicht eng anliegend am Außenumfang der Wandanordnung 18a eine Ummantelung zur Wärmeleitung vorgesehen, sondern die Wandanordnung 18a ist durch eine ringförmige Vorkammer 25 umgeben und flüssigkeitsdicht gegenüber der Umgebung abgeschlossen. Über eine Leitung 14a wird Kondensat in die Vorkammer 25 eingeführt und von dort auf den Außenumfang der Wandanordnung 18a aufgebracht. Auch bei dieser Ausführungsform tritt das Kondensat in den für Kondensat durchlässigen Oberflächenbereich der Wandanordnung 18a ein, verdampft dort, tritt als Dampf an der stromab liegenden Oberfläche 23a aus und wird dem Treibmittelstrahl zugeführt.
- Während jedoch bei der Ausführungsform gemäß Fig. 2 und 3 die zur Verdampfung erforderliche Wärme durch Wärmeleitung aus der Umgebung entzogen und der Wandanordnung 18 zugeführt wird, erfolgt im Falle der Ausführungsform gemäß Fig. 4 die Wärmezufuhr über ein Wärmeträgermittel in einer Leitung 26, die im Bereich der Wandanordnung 18a als gut leitende, also metallische Rohrschlange 27 vorliegt und den Außenumfang der Wandanordnung 18a eng umgibt. Insbesondere im Falle einer Verwendung von Metall für die Wandanordnung 18a erfolgt im Bereich der Wandanordnung 18a ein schneller Temperaturausgleich, so daß die zur Verdampfung im Inneren der Wandanordnung 18a entzogene Wärme zu einer starken Abkühlung auch des Außenumfangs der Wandanordnung 18a führt. Dadurch wird dem Wärmeträgermittel in der Rohrschlange 27 durch Wärmeleitung Wärme entzogen, so daß eine entsprechende Abkühlung des Wärmeträgermittels 7 erfolgt, und dieses an anderer Stelle zu Kühlzwecken Wärme aufnehmen kann. Die Wärmequelle für die Verdampfung stellt somit das in der Leitung 26 strömende Wärmeträgermittel dar, welches das Kühlmedium ist.
- Wie aus Fig. 5 ersichtlich ist, die die Einzelheit aus Kreis V in Fig. 4 in vergrößerter Darstellung, jedoch bei einer abgewandelten Ausführungsform veranschaulicht, kann eine Wandanordnung 18b auch aus einer Mehrzahl von Einzelwänden, im Beispielsfalle zwei Wänden 28 und 28a bestehen. Zwischen beiden Wänden 28 und 28a sowie an deren Außenseiten kann Wärmeübertragung auf eine Rohrschlange 29 erfolgen, die in mehreren Lagen oder Ebenen 29a, 29b und 29c angeordnet ist. Die in Fig. 5 durch Pfeile veranschaulichte Durchströmungsrichtung des Kondensats bzw. des verdampfenden Kondensats veranschaulicht, daß zunächst die in Strömungsrichtung vorderste Ebene 29a der Rohrschlange in Kontakt mit dem Kondensat kommt, und dieses bereits in gewissem Umfange vorverdampfen kann. Zur Erzielung einer solchen Rohrverdampfung kann auch im Abstand vor der Wandanordnung 18b eine weitere Ebene 29d der Rohrschlange angeordnet sein, die lediglich dazu dient, das Kondensat vorzuwärmen bzw. vorzuverdampfen. Die eigentliche Verdampfung erfolgt dann in der ersten Wand 28 der Wandanordnung 18b in der bereits erläuterten Weise, wobei ein großer Teil des Kondensats in Dampfform übergehen möge. Es erfolgt sodann ein weiterer Wärmetausch auch zwischen dem verdampfenden Kondensat und der zweiten Lage oder Ebene 29b der Rohrschlange 29 und sodann der Eintritt in die zweite Wand 28a, in der Im Beispielsfalle die vollständige Verdampfung erfolgen möge. Soweit die Verdampfung im Bereich der Wand 28 bereits so weit fortgeschritten ist, daß das Kondensat bzw. der Kondensatdampf beim Eintritt in die zweite Wand 28a eine sehr geringe Feuchtigkeit, etwa unter 70 % aufweist, kann im Bereich der Ebene 29b zusätzliches Kondensat zur Nachfeuchtung zugeführt werden. Im Beispielsfalle einer vollständigen Verdampfung liegt dann jedenfalls an der stromab liegenden Oberfläche 23b Sattdampf vor, der, ebenso wie die benachbarte Fläche der Wand 28a, in Wärmetausch mit der letzten Ebene 29c der Rohrschlange 29 tritt, so daß dem darin strömenden Wärmeträgermittel nochmals Wärme, diesmal bei den niedrigsten auftretenden Temperaturen, entzogen wird. Zur Erzielung eines exergetisch günstigen Gegenstromwärmetausches durchströmt das Wärmeträgermittel zunächst die Ebene 29d, die im Bereich mit der höchsten Temperatur liegt, und tritt im Bereich der Ebene 29c, die im Bereich der niedrigsten Temperatur liegt, aus, so daß stets minimale Temperaturdifferenzen vorliegen. Die Fig. 6 bis 11 zeigen in schaltbildlicher Darstellung unterschiedliche Schaltungen für eine erfindungsgemäße Kältemaschine, wobei stets Strahlpumpen der prinzipiellen Bauart gemäß Fig. 4 (mit Vorkammer 25 und Wärmetausch) über ein Wärmeträgermittel eingesetzt sind, soweit dies nicht ausdrücklich anders vermerkt ist. Weiterhin ist zur Verbesserung der Übersichtlichkeit in den Schaubildem eingetragen, in welcher Phase das dortige Medium vorliegt, wobei (1) die flüssige Phase und (v) die gasförmige Phase bezeichnen. Weiterhin sind in den Schaubildern in der üblichen Weise die Drücke p und Wärmeströme Q bzw. Energie mit den üblichen Indizes eingetragen, so daß die Schaltbilder weitgehend aus sich selbst heraus verständlich sind und im folgenden daher nur auf besonders zu erläuternde Gesichtspunkte eingegangen wird.
- In Fig. 6 und 7 ist eine mit 50 bezeichnete weitere Ausführungsform einer Strahlpumpe für eine erfindungsgemäße Kältemaschine bzw. Wärmepumpe dargestellt. Fig. 6 zeigt einen Längsschnitt dieser Ausführungsform der Strahlpumpe 50 und Fig. 7 einen Schnitt senkrecht zur der in Fig. 6 mit I-I bezeichneten Ebene. Im Gegensatz zu den Ausführungsformen der Strahlpumpe gemäß den Fig. 2 und 4 besteht die Strahlpumpe 50 aus einer Mehrzahl in Serie geschalteter Strahlpumpenstufen. Vier hintereinander angeordnete Düsen 51, 52, 53, 54 bilden jeweils paarweise die Strahlpumpenstufen I, II und 111. Die einzelnen Strahlpumpenstufen sind durch zwei Begrenzungswände 55 gasdicht voneinander abgetrennt. Zwischen jeweils zwei Düsen sind Saugräume 56, 57 und 58 der jeweiligen Strahlpumpenstufen angeordnet. Die Saugräume 56, 57 und 58 sind jeweils von Wandanordnungen 39, 40 und 41 aus porösem Material umgeben, die von einer die gesamte Strahlpumpe umhüllenden gut wärmeleitenden Ummantelung 42 umschlossen sind. Über beispielsweise vier Kondensatzuführungen 43, 44, 45 und 46, die in Ausnehmungen der Wandanordnungen 39, 40, 41 und/oder der Ummantelung 42 angeordnet sind wird flüssiges Kältemittel zugeführt und gelangt durch Öffnungen 47 in den Kondensatzuführungen in die Wandanordnungen 39, 40 und 41 der jeweiligen Strahlpumpenstufen.
- Um das Kondensat gleichmäßig zu verteilen, ließe sich die Kondensatzuführung beispielsweise auch derart gestalten, daß in den einzelnen Strahlpumpenstufen die jeweiligen Wandanordnung 39, 40, 41 ringförmig umschließende Leitungen an die Kondensatzuführungen 43, 44, 45 und 46 angeschlossen werden. Eine weitere Möglichkeit bestünde darin, die Kondensatzuführung spiralförmig um die Wandanordnungen der einzelnen Strahlpumpenstufen zu führen.
- An den Stellen, an denen die Kondensatzuführungen 43, 44, 45 und 46 die Begrenzungswände 55 durchsetzen, ist in Flußrichtung des Kondensats jeweils eine Rückschlagklappe 48 angeordnet. Die zur Verdampfung des Kondensats notwendige Wärme wird über die gut wärmeleitende Ummantelung 42 unmittelbar aus der Umgebung zugeführt. In vorteilhafter Weise ließe sich die Ummantelung 42, wie bei der Ausführungsform nach Fig. 2 und 3, auch mit Lamellen versehen.
- In nicht näher dargestellter Weise ließe sich jedoch auch die Ummantelung 42 als Doppelmantel ausführen durch den ein Wärmeträgermittel geführt wird, mittels dem die zur Verdampfung des Kondensats notwendige Wärme zugeführt bzw. die Kälteleistung abgeführt wird. Auch wäre es möglich die Ummantelung 42 mit einer Rohrschlange zu umwickeln, in der ein Wärmeträgermittel zirkuliert.
- Wird nun der ersten Düse 51 Treibdampf mit dem Druck Pex zugeführt, wird in der Strahlpumpenstufe I ein Unterdruck Po1 erzeugt, so daß das der Wandanordnung 39 zugeführte Kondensat verdampft und sich mit dem Treibdampf aus der Düse 51 in der zweiten Düse 52 vermischt. Der dabei entstehende Mischdampf in Düse 52 dient als Treibdampf für die zweite Strahlpumpenstufe II, in deren Saugraum 57 wiederum Kondensat aus der Wandanordnung 40 bei einem etwas höheren Druck Po2 verdampft. Der sich dabei in der dritten Düse 53 bildende Mischdampf dient wiederum als Treibdampf für die dritte Strahlpumpenstufe 111, in der bei einem im Vergleich zu dem Druck Po2 erhöhten Druck Po3 Kondensat aus der Wandanordnung 41 verdampft wird, so daß schließlich am Austritt der vierten Düse 54 Mischdampf mit dem Kondensatordruck Pe vorliegt. Die Anordnung von vier Düsen ist natürlich nur beispielhaft.
- Entsprechend den sich erhöhenden Saugdrücken Po1, P02 und Po3 erhöht sich auch die Verdampfungstemperatur des Kondensats in den jeweiligen Strahlpumpenstufen. Wird die Kälteleistung durch ein Wärmeträgermittel abgeführt, so wird dieses vorteilhafterweise im Gegenstrom von der dritten zur ersten Strahlpumpenstufe geführt. Weist das zugeführte Wärmeträgermittel eine Temperatur auf, die unter den Verdampfungstemperaturen in den Strahlpumpenstufen II und III liegt bzw. sinkt die Temperatur der gut wärmeleitenden Ummantelung 42 unter diese Temperaturen, so schließen sich aufgrund der damit in der Strahlpumpe erzielbaren Druckverhältnisse die Rückschlagklappen 48, so daß den Strahlpumpenstufen II und III kein Kondensat mehr zugeführt wird. Auf diese Weise regelt sich eine mit einer derartigen Strahlpumpe ausgerüstete erfindungsgemäße Kältemaschine bzw. Wärmepumpe automatisch gemäß den Gegebenheiten auf der Verdampferseite. In der jeweils ersten Strahlpumpenstufe wird der niedrigste Saugdampfdruck, aber auch der niedrigste Wärmestrom erreicht, mit fortschreitender Düsenzahl bzw. von Strahlpumpenstufe zu Strahlpumpenstufe steigen Verdampfungsdruck und damit die Verdampfungstemperatur in den porösen Wandanordnungen 39, 40, 41 sowie Massen- und Wärmestrom in der jeweiligen Strahlpumpenstufe.
- Durch Berechnung der Düseneintrittsdurchmesser de, der Düsenaustrittsdurchmesser da, der Düsenlängen 1 sowie der Düsenabstände a aus den thermodynamischen Kenndaten des gewünschten Auslegebereiches und des verwendeten Kältemittels läßt sich das Verhältnis von Saugdampf- zu Treibdampfmenge optimieren. Auch läßt sich in vorteilhafter Weise die Düsengeometrie an die Drosselwirkung der Wandanordnungen 39, 40 und 41 anpassen. Auf diese Weise ergibt sich eine wesentliche Verbesserung des Teillastverhaltens der erfindungsgemäßen Kältemaschine bzw. Wärmepumpe.
- Bezieht man den Temperatur- bzw. Druckgewinn aufgrund der Verdampfungstemperaturabsenkung in den Kapillaren des Sintermetallverdampfers auf eine Optimierung des Verhältnises von Sauggas zu Treibgas, so ergibt sich aufgrund des verbesserten Wirkungsrades bei Multijektoren, ein um etwa 25 % reduzierter Treibgasbedarf. Die Kombination des integrierten Sintermetallverdampfers und des Multiejektors ermöglicht somit eine Dampfstrahlpumpe, die bezogen auf den Endbetriebspunkt eine etwa 25 %ige Betriebskostenersparnis erbringt und in einem weiten Temperaturbereich eine selbsttätige Regelung mit sich zum oberen Ende des Auslegungsbereiches hin ständig verbessernden Verhältnis von Sauggas zu Treibgas aufweist. Folglich erhöht sich die Wirtschaftlichkeit einer mit einem derartigen Multijektor ausgerüsteten Kältemaschine bzw. Wärmepumpe erheblich.
- Selbstverständlich können die Wandanordnungen 39 bis 41 auch entsprechend der in Fig. 5 gezeigten Ausführungsform ausgebildet werden. Auch sind alle bei der Erläuterung der Ausführungsformen gemäß Fig. 4 weiter genannten Möglichkeiten der Führung des Wärmeträgermittels bei der Ausführungsform gemäß Fig. 6 möglich.
- Die Ausführungsform gemäß Fig. 8 unterscheidet sich von derjenigen gemäß Fig. 1 im wesentlichen dadurch, daß die Kondensatleitung 6 nicht wie die Kondensatleitung 14a das Kondensat in der Vorkammer 25 freisetzt, sondem vielmehr das Kondensat zunächst im Sinne des Wärmeträgermittels in Leitung 26 in berührungsfreiem Wärmetausch mit dem Verdampfer geführt wird und dabei eine Vorkühlung erfährt. Uber eine Leitung 6a wird das so vorgekühlte, noch flüssige Kondensat einem in Direktverdampfung arbeitenden extemen Verdampfer 30 zugeführt, in dem Wärme zugeführt und das Kondensat verdampft wird, wobei die hierfür erforderliche Wärmemenge
- Bei der Ausführungsform gemäß Fig. 9 entfällt ein innerer Wärmetausch, wie er im Zusammenhang mit Fig. 8 veranschaulicht und erläutert ist, vielmehr wird das hinter dem Kondensator 3 abgezweigte flüssige Kondensat über die Kondensatleitung 14a, wie im Zusammenhang mit Fig. 4 erläutert ist, in der Vorkammer 25 freigesetzt und im 'Verdampfer 2 verdampft. Die Verdampfungswärme wird der Rohrschlange 27 bzw. dem darin strömenden flüssigen Wärmeträgermittel entzogen, welches diese Wärme in einem externen Wärmetauscher 31 aufnimmt, an dem die Nutzleistung der Kältemaschine zur Verfügung steht.
- Bei der Ausführungsform gemäß Fig. 10 wird, wie im Zusammenhang mit Fig. 4 erläutert ist, über die Kondensatleitung 14a flüssiges Kondensat in die Vorkammer 25 eingeführt und dem Verdampfer 2 zugeführt. Der Verdampfer 2 bzw. die Wandanordnung 18a mögen im Beispielsfalle keine wesentlichen Wärmemengen durch Wärmeleitung oder auf sonstige Weise aufnehmen können. In diesem Falle steht die für die Verdampfung erforderliche Wärmeenergie lediglich in Form des Energieinhalts des Kondensats zur Verfügung. Dadurch wird dem Kondensat bei beginnender Verdampfung Wärme entzogen, wobei die innere Oberfläche des porösen Materials ähnlich einem Rieselverdampfer wirkt. Das in die dampfförmige Phase übergegangene Kondensat gelangt in der erläuterten Weise in den Treibmittelstrom, während nicht verdampftes, gekühltes Kondensat zurückbleibt. Dieses wird über eine Flüssigkeitsableitung 32 aus dem Bereich der Vorkammer 25 bzw. des Verdampfers 2 abgezogen und über einen Wärmetauscher 33 wieder dem Kreislauf zugeführt, wie dies aus Fig. 10 ersichtlich ist. Am Wärmetauscher 33 steht die Nutzleistung der Kältemaschine zur Verfügung. Das im Wärmetauscher 33 erwärmte Kondensat wird wieder der Vorkammer 25 zugeführt. Es erfolgt somit die Kühlung im Umlaufverfahren.
- Bei den Schaltbildem gemäß Fig. 11 bis 13 sind Kältemaschinen verwirklicht, bei denen eine Mehrzahl von im Beispielsfalle zwei Strahlpumpen hintereinandergeschaltet sind. Bei sämtlichen Verdampfern der Strahlpumpen ist dabei jeweils eine kälteseitige Schaltung mit innerem Wärmetausch dargestellt. Stattdessen kann selbstverständlich auch jede andere Variante des Wärmetauschs etwa gemäß den Fig. 9 oder 10 entsprechend verwirklicht werden.
- Bei der Ausführungsform gemäß Fig. 11 ist eine erste Strahlpumpe 24 mit Treibdüse 11 a, Saugraum 13a und Mischdüse 12a vorgesehen, wobei der Ausgang der Mischdüse 12a an die Treibdüse 11 a der nachgeschalteten Strahlpumpe 24 angeschlossen ist. Der Mischdampf der vorgeschalteten Strahlpumpe dient somit als Treibmittel für die nachgeschaltete Strahlpumpe 24. Dadurch kann in der nachgeschalteten Strahlpumpe 24 der Druck am Ausgang der Mischdüse der ersten Strahlpumpe 24 erneut entsprechend, wenn auch unter Nutzung eines niedrigeren Impulses, genutzt werden, so daß der Saugdruck Po1 der vorgeschalteten Strahlpumpe 24 niedriger liegt als der Saugdruck pa2 der nachgeschalteten Strahlpumpe 24.
- In beiden Fällen erfolgt entsprechend der Schaltung gemäß Fig. 8 die Kühlung eines Wärmeträgermittels. Das Wärmeträgermittel strömt in einer der Leitungen 6 gemäß Fig. 8 entsprechenden Leitung 6c in den Bereich des Verdampfers 2 der nachgeschalteten Strahlpumpe 24, durchströmt in einer Rohrschlange 27, wird jedoch an deren Ausgang nicht zum Wärmetauscher 30, sondern weiter zu einer entsprechenden Rohrschlange 27 des Verdampfers 2 der vorgeschalteten Strahlpumpe 24 geführt und dort mit geringerer Temperatur als im Bereich der nachgeschalteten Strahlpumpe 24 erneut beaufschlagt, so daß Wärme entzogen wird. Auf diese Weise ist ein Wärmetausch im Gegenstrom verwirklicht. Selbstverständlich kann im Bereich beider Verdampfer 2 der beiden Strahlpumpen 24 jeweils nochmals ein Wärmetausch im Gegenstrom erfolgen, wie dies im Zusammenhang mit Fig. 5 näher erläutert ist.
- Aus dem Verdampfer 2 der vorgeschalteten Strahlpumpe 24 gelangt das flüssige Wärmeträgermittel in der Leitung 6c schließlich in den Wärmetauscher 30, wo eine Direktverdampfung erfolgt. Das dampfförmige Wärmeträgermittel wird über eine Leitung 6d, die verzweigt ist, über eine Rückschlagklappe 34 den Vorkammern 25 der beiden Strahlpumpen 24 zugeführt. Dabei erfolgt die vollständige Verdampfung zur Bildung von Sattdampf aus dem in der Leitung 6a (bzw. in Fig. 8 und des weiteren 6b) herangeführten oder zumindest im Bereich der Rohrschlange 27 erzeugten Naßdampf. Bei Bedarf kann durch Zuführung von Kondensat weiter nachgefeuchtet und damit die durch Verdampfung entzogene Energie weiter erhöht werden, wie dies im Zusammenhang mit Fig. 5 näher erläutert ist.
- Bei Bedarf kann ein zweiter externer Verdampfer 30 in der aus Fig. 11 gestrichelt ersichtlichen Weise angeschlossen werden, wobei die Anordnung so getroffen sein kann, daß jeder Verdampfer 30 einer der Strahlpumpen 24 zugeordnet ist, so daß also im Bereich der Rückschlagklappe 34 normalerweise keine Strömung vorliegt.
- Im Falle zweier Verdampfer 30, die jeweils mit einer Strahlpumpe 24 zusammenarbeiten, arbeitet jeder der Verdampfer im Leistungsbereich der zugehörigen Strahlpumpe 24. Ist nur ein Verdampfer 30 an beide Strahlpumpen 24 in der weiter oben erläuterten Weise angeschlossen, so kann dieser im gesamten Bereich Po1 und po2 geregelt werden, und zwar unter Beibehaltung des optimalen Wirkungsgrades des Treibstrahlimpulses.
- Während bei der Ausführungsform gemäß Fig. 11 die Schaltung der Strahlpumpe 24 nach Art einer Serienschaltung erfolgte, ist bei den Ausführungsformen gemäß Fig. 12 und 13 eine Schaltung nach Art einer Kaskadenschaltung vorgesehen, bei der der Mischdampf aus der Mischdüse 12a der vorgeschalteten Strahlpumpe 24 der Saugseite der nachgeschalteten Strahlpumpe 24, also deren Vorkammer 25 zugeführt wird. Hierdurch wird im Prinzip erreicht, daß der jeweils am Ausgang der Mischdüse 12a vorliegende Mischdampfdruck in der Kaskadenschaltung von der vorgeschalteten Strahlpumpe 24 zur nachgeschalteten Strahlpumpe 24 ansteigt, so daß an der letzten Mischdüse 12a ein wesentlich höherer Druck vorliegt, als er mit einer nur einer Strahlpumpe 24 bei- gegebenem Saugdruck Po und Treibdruck pex erzielbar wäre.
- Da im Gegensatz zur Serienschaltung gemäß Fig. 11 hier jeweils Treibmittel an jeder Strahlpumpe 24 in das System eingeführt werden muß, kann der im Beispielsfalle als Treibmittel dienende Frischdampf Treibmittelerzeugern 4 unterschiedlichen Druckniveaus entnommen werden, wie dies in Fig. 12 gestrichelt ergänzend veranschaulicht ist. Dabei wird eine Verbindung zwischen dem ersten Treibmittelerzeuger 4 und der Treibdüse der ersten Strahlpumpe 24 durch ein schematisch veranschaulichtes Absperrorgan 35 abgeschlossen, wobei diese Leitung, die nur bei Betrieb beider Strahlpumpen 24 durch einen einzigen Treibmittelerzeuger 4 erforderlich ist, im Falle zweier Treibmittelerzeuger 4 natürlich auch gänzlich entfallen kann. Dabei wird die die letzte Stufe bildende Strahlpumpe 24 mit demjenigen Treibmittelerzeuger 4 verbunden, der den höchsten Treibmitteldruck erzeugt, um einen möglichst hohen Gegendruck an der zugehörigen Mischdüse 12a zu erzielen. Im Beispielsfalle möge dies der mit ausgezogenen Linien dargestellte Treibmittelerzeuger 4 sein. Der Heizmediumausgang des mit ausgezogenen Linien veranschaulichten Treibmittelerzeugers 4 kann wiederum mit dem Heizmediumeingang des gestrichelt dargestellten Treibmittelerzeugers 4 verbunden sein, so daß dieser auf niedrigerem Druck arbeitet und mit der vorgeschalteten Strahlpumpe 24 verbunden wird. Bezüglich der weiteren Ausbildung auf der Kälteseite ergeben sich keine Unterschiede zur Ausführungsform gemäß Fig. 9, so daß wegen weiterer Einzelheiten hierauf verwiesen werden kann.
- Bei der Ausführungsform gemäß Fig. 13 ist ebenfalls die Kaskadenschaltung gemäß Fig. 12 im -- Prinzip eingesetzt, jedoch arbeiten beide Strahlpumpen mit unterschiedlichen Kältemitteln. Der ersten Strahlpumpe 24 ist ein isngesamt mit 36 bezeichneter Kühlkreis zugeordnet, der anstelle des üblichen Kondensators 3 einen weiter unten näher erläuterten Kondensator 37 aufweist, im übrigen jedoch gemäß der Ausführungsform nach Fig. 8 arbeitet. Der nachgeschalteten Strahlpumpe 24 ist ein Kühlkreislauf 38 zugeordnet, der im Prinzip der Ausführungsform gemäß Fig. 9 entspricht, wobei jeweils anstelle der Ausführungsform gemäß den Fig. 8 und 9 auch ein Umlaufverfahren gemäß Fig. 10 eingesetzt werden kann.
- Die Besonderheit dieser Ausführungsform liegt darin, daß der Kondensator 37 im Wärmetausch mit dem Verdampfer 2 der nachgeschalteten Strahlpumpe 24 liegt, also die Kondensationswärme an den nachgeschalteten Verdampfer 2 abgibt. Hierzu müssen die in den Kühlkreisläufen 36 und 38 befindlichen Kältemittel unterschiedlich gewählt sein, und zwar derart, daß das Kältemittel des der vorgeschalteten Strahlpumpe 24 zugeordneten Kühlkreises 36 bei dem am Ausgang der vorgeschalteten Strahlpumpe 24 herrschenden Druck eine Kondensationstemperatur besitzt, die etwa gleich oder höher ist als die Verdampfungstemperatur des Kältemittels im Kühlkreis 38 der nachgeschalteten Strahlpumpe 24 bei deren Saugdruck po, so daß die zur Verdampfung des Kältemittels im Kreislauf 38 erforderliche Wärme aus der Kondensation des Kältemittels aus dem Kreislauf 36 im Bereich des Kondensators 37 gewonnen werden kann.
- Die Strahlpumpe 24 gemäß Fig. 4 mit nach Art einer Hülse konzentrisch die Mittelachse umgebender Wandanordnung 18a aus Sintermetall eignet sich nicht nur hervorragend zur Verwendung in sämtlichen dargestellten Schaltungen für Kältemaschinen bzw. Wärmepumpen, sondern besitzt darüberhinaus auch eigene Bedeutung ; so kann beispielsweise durch das Sintermetall hindurch anstelle eines Kältemittels auch ein anderes Medium angesaugt und die Filterwirkung des Sintermetalls oder einer sonstigen porösen Wand dazu genutzt werden, Stoffe aus diesem Medium auszufiltem, wie dies einleitend näher erläutert ist.
- Ein besonderer Vorteil der erfindungsgemäßen Kältemaschine bzw. Wärmepumpe besteht darin, daß sich aufgrund der Integration des Verdampfers bzw. durch die Integration von mehreren Strahlpumpenstufen in eine Strahlpumpe eine sehr kompakte Bauform ergibt. Darüberhinaus vereinfacht sich auch die Wartung, da außer einer Flüssigkeitspumpe und Rückschlagklappen keine beweglichen Teile benötigt werden.
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