EP3922926A1 - Verfahren zum regeln eines abtauvorgangs eines verdampfers einer kompressionskälteanlage und kompressionskälteanlage - Google Patents

Verfahren zum regeln eines abtauvorgangs eines verdampfers einer kompressionskälteanlage und kompressionskälteanlage Download PDF

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EP3922926A1
EP3922926A1 EP21177570.5A EP21177570A EP3922926A1 EP 3922926 A1 EP3922926 A1 EP 3922926A1 EP 21177570 A EP21177570 A EP 21177570A EP 3922926 A1 EP3922926 A1 EP 3922926A1
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    • F25B2700/2117Temperatures of an evaporator
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Definitions

  • the present invention relates to a method and a correspondingly designed device for regulating a defrosting process of an evaporator of a compression refrigeration system, in particular a heat pump.
  • a compression refrigeration system comprises, as components, an evaporator, a throttle element such as an expansion valve, a pressure-increasing element such as a compressor and a condenser.
  • the evaporator In compression refrigeration systems in particular, in which outside air flows through the evaporator as a heat source, the evaporator usually has fins or the like in order to provide the largest possible surface for heat exchange. Due to the presence of air humidity outside the system, the surface of the evaporator can ice up during operation, which worsens the operation of the compression refrigeration system. For this reason, it is known that the evaporator is defrosted during operation when a certain ice thickness is reached.
  • Methods for regulating a defrosting process of an evaporator of a compression refrigeration system are, for example, from DE 10 2005 054 101 A1 known.
  • the refrigeration circuit controller tries to reduce the evaporation temperature to such an extent that the energy is still transferred even with a reduced temperature difference in the air, and for every K increase in temperature difference in the air, the air must evaporate about 1 K lower in order to ensure further overheating.
  • This reaction of the controller via a volume flow-related increase in temperature of the heat source medium is used to identify the need for defrosting.
  • a reference size calculation can be carried out in a defrosted state, initially or after defrosting or under conditions in which it is assumed that no ice accumulation occurs.
  • the reference value calculation provides the temperature difference between the outside temperature entering the evaporator and the regulated evaporation temperature of the refrigerant.
  • the controller With the same operating conditions, i.e. in particular the same outside temperature, the same compressor speed, the same heat sink temperature, if the air volume flow is throttled, for example by icing, the temperature difference between the incoming and outgoing air would increase, i.e. the controller would see a colder medium temperature on average.
  • the controller therefore reduces the evaporation temperature in order to achieve overheating, for example by reducing the degree of opening of the throttle element, as a result of which the evaporation temperature drops. This evaporation temperature could then be evaluated against the reference and an evaporation temperature reduction could be determined.
  • the reduction in the evaporation temperature exceeds a (factory-set) threshold value for an evaporation temperature reduction of, for example, 2 K, the evaporator is sufficiently frozen that the need for defrosting is detected and the defrosting process is initiated.
  • a (factory-set) threshold value for an evaporation temperature reduction of, for example, 2 K the evaporator is sufficiently frozen that the need for defrosting is detected and the defrosting process is initiated.
  • disturbance variables often act on the reduction in evaporation temperature, which exceed the threshold value for the reduction in evaporation temperature many times over.
  • the disturbance variable can be over 10 K. With such disturbances, the defrosting process is triggered unreliably.
  • a method for regulating a defrosting process of an evaporator of a compression refrigeration system having: a refrigeration circuit with refrigerant, an evaporator which has a fan and is designed to transfer heat from air to the refrigerant, a compressor, a control unit for Adjustment of a desired cooling capacity, which is defined as heat transfer in the evaporator.
  • the method has the following steps: a) measuring an evaporator outlet pressure, b) determining a dew temperature based on the evaporator outlet pressure, c) correcting the determined dew temperature by compensating for interfering influences, d) determining a difference between the dew temperature and a dew temperature reference value, e) introduction defrosting if the difference exceeds a temperature limit.
  • the step of correcting the determined dew temperature includes the compensation of disruptive influences with the aid of at least one of the influencing variables low pressure, cooling capacity, evaporator outlet overheating and / or fan capacity.
  • the dew temperature is preferably formed from a difference between a first dew temperature and an outside temperature of the outside air flowing through the evaporator, the first dew temperature being calculated from the evaporator outlet pressure and / or the outside temperature being measured.
  • the dew temperature is preferably filtered, in particular filtered with a low-pass filter and particularly preferably with a first-order low-pass filter.
  • the dew temperature reference value is preferably the maximum dew temperature averaged over a specific period of time.
  • the defrosting process preferably comprises the following steps: e) determining a second difference between the evaporator outlet pressure and a cut-off pressure f) ending the defrosting process if the second difference falls below a pressure limit value.
  • a compression refrigeration system comprising: a refrigeration circuit with refrigerant, an evaporator which has a fan and is designed to transfer heat from air to the refrigerant, a compressor, a control unit for regulating a desired refrigeration output, which is used as heat transfer in the Evaporator is defined, wherein the control unit is designed to: measure an evaporator outlet pressure, determine a dew temperature based on the evaporator outlet pressure, correct the determined dew temperature by compensating for interfering influences, determine a difference between the dew temperature and a dew temperature reference value, initiate a defrosting process if the difference is a Exceeds temperature limit.
  • the step of correcting the determined dew temperature includes the compensation of interfering influences with the help of at least one of the influencing variables low pressure, cooling capacity, evaporator outlet overheating and / or fan capacity.
  • the refrigerant preferably has a temperature glide and is in particular a mixture of R32 and R1234yf and particularly preferably R454C.
  • the object is also achieved by an air-water heat pump with a compression refrigeration system according to the invention.
  • the object is also achieved by a heat pump with a compression refrigeration system according to the invention.
  • the actuators listed below are advantageously at least partially connected to the controller via a data connection 510, which can be done by cable, radio or other technologies: compressor 210, heating medium pump 410, brine pump 330, expansion valve 230, compressor inlet temperature sensor 501, low pressure sensor 502, high pressure sensor 503 hot gas temperature sensor 504, recuperator inlet temperature sensor 505, recuperator outlet temperature sensor 506 and / or evaporator outlet temperature sensor 508. Additionally or alternatively, an in the Fig. 1 Evaporator inlet temperature sensor (not shown) determine the temperature at evaporator inlet 241.
  • the heat pump 100 is shown as a brine heat pump.
  • a fan / fan is arranged as a heat source instead of the brine circuit with brine pump 330.
  • the compressor 210 is used to compress the superheated refrigerant from an inlet connection 211 to a compressor outlet pressure P Va at a compressor outlet temperature corresponding to the hot gas temperature at the compressor outlet 212.
  • the compressor 210 usually contains a drive unit with an electric motor, a compression unit and advantageously the electric motor can be operated at variable speed .
  • the compression unit can be designed as a rolling piston unit, scrolling unit or otherwise.
  • the compressed, superheated refrigerant at the compressor outlet pressure P Va is at a higher pressure level, in particular a high pressure HD, than at the inlet connection 211 with a compressor inlet pressure P Ve , in particular a low pressure ND, at a compressor inlet temperature T VE , which indicates the state of the refrigerant temperature Describes inlet port 211 when entering a compression chamber.
  • thermal energy Q H is transferred from the refrigerant of the vapor compression system 200 to a heating medium of the heat sink system 400.
  • the refrigerant is de-heated in the liquefier 220, with superheated refrigerant vapor transferring part of its thermal energy to the heating medium of the heat sink system 400 by reducing the temperature .
  • a further heat transfer Q H advantageously takes place in the condenser 220 by condensation of the refrigerant during the phase transition from the gas phase of the refrigerant to the liquid phase of the refrigerant.
  • further heat Q H is transferred from the refrigerant from the vapor compression system 200 to the heating medium of the heat sink system 400.
  • the high pressure HD of the refrigerant established in the condenser 220 corresponds approximately to a condensation pressure of the refrigerant at a heating medium temperature Tws in the heat sink system when the compressor 210 is in operation.
  • the heating medium in particular water, is conveyed by means of a heating medium pump 410 through the heat sink system 400 in a direction SW through the condenser 220, while the thermal energy Q H is transferred from the refrigerant to the heating medium.
  • collector 260 refrigerant emerging from the condenser 220 is stored, which, depending on the operating point of the vapor compression circuit 200, should not be fed into the circulating refrigerant. If more refrigerant is fed in from the condenser 220 than is passed on through the expansion valve 230, the collector 260 fills, otherwise it is emptied or emptied.
  • recuperator 250 which can also be referred to as an internal heat exchanger
  • internal thermal energy Q i from the refrigerant under high pressure HD which flows from condenser 220 to expansion valve 230 in a high pressure flow direction S HD
  • Q i from the refrigerant under low pressure LP Transfer refrigerant, which flows from the evaporator to the compressor in a low-pressure flow direction S ND , transferred.
  • the refrigerant flowing from the condenser to the expansion valve 230 is advantageously supercooled.
  • the refrigerant flows into the expansion valve through an expansion valve inlet 231.
  • the refrigerant pressure is throttled from high pressure HP to low pressure LP by the refrigerant advantageously passing through a nozzle arrangement or throttle with an advantageously variable opening cross-section, the low pressure advantageously corresponding approximately to a suction pressure of the compressor 210.
  • any other pressure reducing device can also be used. Pressure reducing pipes, turbines or other expansion devices are advantageous.
  • An opening degree of the expansion valve 230 is set by an electric motor, which is usually designed as a stepping motor, which is controlled by the control unit or regulation 500.
  • the low pressure ND at the expansion valve outlet 232 of the refrigerant from the expansion valve 230 is controlled in such a way that the resulting low pressure ND of the refrigerant during operation of the compressor 210 corresponds approximately to the evaporation pressure of the refrigerant with the heat source medium temperature T WQ.
  • the evaporation temperature of the refrigerant will advantageously be a few Kelvin below the heat source medium temperature T WQ so that the temperature difference drives heat transfer.
  • the evaporator there is a transfer of evaporation heat energy Qv from the heat source fluid of the heat source system 300, which can be a brine system, a geothermal system for using heat energy Q Q from the ground, an air system for using energy Q Q from the ambient air or another heat source that uses the source energy Q Q delivers to vapor compression system 200.
  • the heat source fluid of the heat source system 300 which can be a brine system, a geothermal system for using heat energy Q Q from the ground, an air system for using energy Q Q from the ambient air or another heat source that uses the source energy Q Q delivers to vapor compression system 200.
  • the refrigerant flowing into the evaporator 240 reduces its wet steam portion when flowing through the evaporator 240 by absorbing heat Q Q and leaves the evaporator 240 advantageously with a low wet steam portion or advantageously also as superheated gaseous refrigerant.
  • the heat source medium is conveyed through the heat source media path of the evaporator 240 by means of a brine pump 330 in the case of brine - water heat pumps or an outside air fan in the case of air / water heat pumps, the thermal energy Q Q being withdrawn from the heat source medium as it flows through the evaporator.
  • thermal energy Q i is transferred between the refrigerant flowing from the condenser 220 to the expansion valve 230 to the refrigerant flowing from the evaporator 240 to the compressor 210, the refrigerant flowing from the evaporator 240 to the compressor 210 particularly further overheating.
  • This superheated refrigerant which exits the recuperator 250 at an overheating temperature T Ke , is passed to the refrigerant inlet connection 211 of the compressor 210.
  • the recuperator 250 is used in the vapor compression circuit 200 in order to increase the overall efficiency as the quotient of the heat output Q H emitted and the electrical power P e consumed to drive the compressor motor.
  • thermal energy Q i is withdrawn from the refrigerant, which in the condenser 220 emits thermal energy Q H at a temperature level on the heat sink side, by subcooling in the high pressure path of the recuperator 250.
  • the internal energy state of the refrigerant when it enters the evaporator 240 is reduced by this heat extraction Q i , so that the refrigerant can absorb more thermal energy Q Q from the heat source 300 at the same evaporation temperature level.
  • the refrigerant in the low-pressure path at low pressure ND and at a low pressure temperature corresponding to an evaporator outlet temperature T Va at the inlet to the recuperator 250 is supplied with the heat energy Q i extracted in the high-pressure path.
  • the supply of energy has the advantageous effect of reducing the proportion of wet steam to a state without a proportion of wet steam. Overheating is ensured by additional energy supply.
  • the following sensors are advantageously arranged to detect the operating state of the vapor compression system 200, with which a model-based precontrol is implemented, in particular for safeguarding and optimizing the operating conditions of the vapor compression system 200, particularly in the event of changes in the operating state.
  • the process variable which has a significant influence on the overall efficiency of the vapor compression circuit 200 as the quotient between the heating power Q H transmitted by the vapor compression circuit 200 and that recorded by the compressor 210 electrical power P e is the overheating of the refrigerant at the compressor inlet 211.
  • restrictions with regard to the permissible overheating range of the refrigerant at the compressor inlet are advantageously observed. Overheating that is too low endangers the lubricating properties of the machine oil in particular, while overheating that is too high particularly results in a hot gas temperature that is too high.
  • the overheating describes the temperature difference between the recorded compressor inlet temperature T KE of the refrigerant and the evaporation temperature of the refrigerant in the case of saturated steam.
  • the compressor inlet overheating is preferably regulated in such a way that no condensate precipitates due to the water vapor content in the ambient air falling below the dew point in components of the refrigeration circuit, particularly in the section between the refrigerant outlet of the recuperator 252 and the compressor inlet 211.
  • the refrigeration circuit section between evaporator outlet 242 and recuperator inlet 251 is usually colder, because it is typically only a short pipe section, better insulation is possible compared to the section between the refrigerant outlet of recuperator 252 and compressor inlet 211.
  • the refrigerant separator that is to be protected is located at the location of the compressor inlet 211 on the compressor.
  • room temperature sensors and room humidity sensors which enable precise determination of the condensation conditions of the air, are advantageous.
  • Limit values in particular for overheating, define the permissible overheating range of the components at the compressor inlet 211 as a function of the operating point. Furthermore, there are also dependencies between the compressor inlet overheating dT ÜE and the overall efficiency of the vapor compression circuit 200 or between the compressor inlet overheating dT ÜE and a stability S of a control value R, which is advantageous when regulating the compressor inlet overheating.
  • the heat source medium temperature, the heating medium temperature, the compressor power P e and target values Z or the target value Z are used to calculate the compressor inlet superheat dT ÜE.
  • a calculation of the target value Z as a default value for the compressor inlet superheating dT ÜE can be carried out from the refrigeration circuit measurement variables that are dependent on the operating point, such as heat source medium temperature, heating medium temperature, compressor power P e and parameterizable coefficients that are adapted to the behavior of the respective refrigeration circuit components.
  • the target value for the compressor inlet superheat dT ÜE is constant regardless of all operating conditions, eg 10 Kelvin. In the case of a more complex adaptation it is varied as a function of an operating point variable, for example the compressor power P e , or in the case of an even more complex adaptation it varies as a function of several operating point variables.
  • the total control deviation is calculated, which is fed in to regulate the vapor compression circuit 200.
  • the refrigerant passes two sequentially arranged heat exchangers, the evaporator 240 and the recuperator 250, in which the refrigerant is supplied with thermal energy Q Q and Q i.
  • the refrigerant is supplied with source heat energy Q Q from the heat source system 300.
  • the temperature level of the supplied source heat Q Q is at a temperature level of the heat source, in particular such as that of the ground or the outside air.
  • thermal energy Q i is withdrawn from the refrigerant after it has left the condenser 220.
  • the temperature level of the refrigerant at the outlet of the condenser is approximately at the level of the return temperature of the heating medium.
  • the control value R is advantageously the weighted link between the control deviation of the compressor inlet superheat dT ÜE and the control deviation of the evaporator outlet superheat.
  • Actuator operating state variables with an influence on the control value R, in particular the compressor inlet overheating dT ÜE, are the compressor speed and / or the degree of opening of the expansion valve 230 in the relevant vapor compression circuit 200, which also advantageously determines the low pressure ND and the evaporation temperature level.
  • Actuators have a particularly advantageous influence on the control value R, in particular on the weighted linkage of the control deviation of the compressor inlet overheating with the control deviation of the evaporator outlet overheating.
  • the compressor 210 by varying the compressor speed and the expansion valve 230 by influencing the degree of opening are such actuators. These two actuators influence the low pressure LP and the evaporation temperature level.
  • a change in the compressor speed to regulate the desired heating power without further compensatory changes in the degree of opening of the expansion valve changes the control value R into undesired ranges, so that a model-based, supported change in the degree of opening of the expansion valve for regulating R is advantageous, if necessary, even necessary.
  • the compressor speed is advantageously set in the vapor compression circuit 200 such that the heating power QH transferred from the vapor compression circuit 200 to the heating medium corresponds to the requested target value Z.
  • influencing the compressor speed to control the compressor inlet superheating dT ÜE is advantageously subordinate or not appropriate.
  • the degree of opening of the expansion valve 230 is advantageously used as a control value for regulating the superheating of the compressor inlet dT ÜE.
  • the influence of the degree of opening of the expansion valve 230 on the compressor inlet superheat dT ÜE takes place as follows:
  • the expansion valve 230 acts as a nozzle with a nozzle cross section that can be adjusted by an electric motor, in which a needle-shaped nozzle needle is usually threaded into a nozzle seat by means of a stepper motor.
  • the refrigerant throughput through the expansion valve is approximately proportional to the square root of the pressure difference between the expansion valve inlet 231 and outlet 232 multiplied by a current relative value of the nozzle cross-section or degree of opening and advantageously a constant that is dependent on the refrigerant and a geometry of the expansion valve 230.
  • the degree of opening of the expansion valve 230 significantly influences only the low pressure ND, that is, the outlet pressure from the expansion valve 230.
  • the low pressure LP then falls on the low pressure side of the vapor compression circuit 200.
  • the mass flow of refrigerant through the compressor 210 decreases approximately proportionally, since its delivery rate is approximately described as volume / time due in particular to the piston strokes, and a correspondingly reduced low pressure value ND is established, at which the refrigerant mass flow supplied by the expansion valve 230 is equal to the refrigerant mass flow discharged by the compressor 210.
  • the degree of opening of the expansion valve 230 is increased, more refrigerant passes through the expansion valve 230 at a constant high pressure HP and initially still a constant low pressure LP.As the compressor 210 initially continues to convey the same refrigerant mass flow, the low pressure side LP of the refrigeration circuit becomes more refrigerant through the expansion valve 230 supplied than is sucked out by the compressor 210. Since the refrigerant vapor is a compressible medium, the low pressure ND on the low pressure side of the vapor compression circuit 200 rises.
  • the mass flow rate of the compressor 210 increases approximately proportionally, since its rate can be approximately described as volume / time, and it A correspondingly increased low pressure ND is established, at which the refrigerant mass flow supplied by the expansion valve 230 is equal to the refrigerant mass flow discharged by the compressor 210.
  • the low pressure ND in turn significantly influences the heat transfer between the heat source medium and the refrigerant in the evaporator 240.
  • the heat flow Q Q from the heat source system 300 is transferred between the heat source medium and the refrigerant at different temperatures, the heat flow Q Q depending on the temperature difference between the heat source medium and the refrigerant and the heat transfer resistance of a heat transfer layer of the evaporator 240.
  • the heat transfer resistance between the heat source media path of the evaporator and the refrigerant path of the evaporator is to be assumed to be approximately constant in a respective vapor compression circuit 200.
  • the size of the heat transfer capacity in the evaporator 240 is therefore critically dependent on the integral of the temperature differences of all surface elements of the heat transfer layer.
  • a refrigerant temperature is established which, as a material property of the refrigerant, is a function of the low pressure ND of the refrigerant as a result of the saturation vapor characteristic.
  • control of the evaporation temperature of the refrigerant as it flows through the recuperator 250 can be controlled indirectly.
  • the thermal energy Q Q which is transferred from the heat source system to the refrigerant flowing through the evaporator 240, influences the state of the refrigerant.
  • a corresponding refrigerant state when exiting the evaporator 240 is set as a function of the manipulated variable “degree of opening of the expansion valve 230”.
  • control system behavior is characterized in particular by the control system output value of the evaporator outlet overheating as a function of the control system input value of the expansion valve opening degree.
  • a refrigerant is advantageously used, in particular a refrigerant mixture as refrigerant, which has a “temperature glide”, in particular R454C is advantageously used.
  • the refrigerant After flowing through the evaporator 240, the refrigerant enters the low-pressure path of the recuperator 250 at low pressure LP.
  • the physical state of the refrigerant when flowing into the recuperator 250 is in a normal operating case, that is advantageously either saturated steam with a low vapor content between 0 to 20% or, in particular, also advantageously already superheated refrigerant.
  • a refrigerant temperature is established which, due to the saturation vapor characteristic curve of the refrigerant, is a function of the refrigerant pressure.
  • the refrigerant temperature will at most assume a size which corresponds to the entry temperature of the heat source medium.
  • the size preferably corresponds to the inlet temperature of the refrigerant into the high-pressure path of the recuperator 250, that is to say the temperature of the refrigerant after it exits the condenser 220.
  • recuperator 250 In order to be able to transfer a sufficient amount of thermal energy from the refrigerant of the high-pressure-side refrigerant path to the refrigerant of the low-pressure-side refrigerant path in recuperator 250, it must be ensured that the temperature of the refrigerant of the high-pressure-side refrigerant path at high pressure HD in as many surface elements as possible of the transfer layer of recuperator 250 is greater than is the temperature of the refrigerant of the low-pressure side refrigerant path at low pressure LP on the respective surface element.
  • the corresponding temperatures of the heating system 400 of the vapor compression system 200 are higher in a heating case than the corresponding temperatures of the heat source such as the ground or the outside air.
  • the thermal energy Q i which is transferred from the refrigerant at high pressure HD of the high-pressure side refrigerant path to the refrigerant at low pressure in the low-pressure side refrigerant path of the recuperator 250, influences the physical state of the refrigerant on the low-pressure side.
  • the wet steam proportion of the refrigerant flowing through the recuperator 250 on the low pressure side at low pressure LP decreases when heat is transferred to the refrigerant and, after complete evaporation, the refrigerant is advantageously overheated.
  • the steepness of the "isolated" controlled system at low pressure LP of the refrigerant in the low-pressure side path of recuperator 250 results in a controlled system behavior with a high steepness, with an approximately constant internal energy state of the refrigerant at entry 251 into the low-pressure side LP path of recuperator 250 a particularly relative change in the degree of opening of the expansion valve of 1%, a change in superheating at the outlet of the refrigerant from the evaporator 230 of approximately 10 K or even more than 10 K is set.
  • recuperator 250 there is advantageously a significantly higher heat transfer in the evaporator 240 between the source medium and the refrigerant in the evaporator 240.
  • the driving temperature difference can, for example, be between 20 and 60K in the recuperator, while it is only between 3 and 10K in the evaporator.
  • the exchanger surface of the evaporator is, for example, approximately 5 to 20 times larger than that of the recuperator 250.
  • the low-pressure side refrigerant path of the recuperator 250 is fed from the evaporator outlet 242 of the evaporator 240.
  • the internal energy state of the refrigerant is already delayed here by at least two time constants Z, Z 11 , Z 12 , Z 13 , Z 14 , Z 15 , Z tot after the manipulated variable "expansion valve opening degree" has been changed.
  • recuperator 250 After changing the manipulated variable “opening degree of expansion valve 230”, there is a further delay in the corresponding change in refrigerant state due to the time behavior of recuperator 250 when it exits the low-pressure side refrigerant path of recuperator 250.
  • the time behavior of the recuperator 250 can advantageously be taken into account as the total recuperator time constant Z tot depending on the respective operating point of the vapor compression circuit in the range between approximately 1 minute and 30 minutes.
  • a weighted combination of the compressor inlet superheating dT UE and the evaporator outlet superheat dT ÜA by dividing the total deviation is calculated in particular by means of a weighted combination of the control deviation of the compressor overheating and the deviation of the evaporator outlet superheat dT ÜA which is fed in the controller 500 for controlling the vapor compression cycle 200th
  • Step 1 First, the process variables compressor inlet overheating dT ÜE are advantageously recorded as the main control variable and the evaporator outlet overheating dT ÜA is advantageously recorded as an auxiliary variable in a first process step.
  • the temperatures of the refrigerant temperature assigned to the overheating measuring point are recorded by means of temperature sensors 501, 508.
  • the temperature difference between the refrigerant at the respective measuring point and the evaporation temperature is then calculated and this temperature difference value then corresponds to the respective overheating of the refrigerant at the measuring point.
  • the output variables of the calculation in step 1 are then the compressor inlet superheat dT ÜE and the evaporator outlet superheat dT ÜA .
  • Step 2 The process variables compressor inlet superheating dT ÜE and evaporator outlet superheating dT ÜA are advantageously offset in a second step to create assigned control deviations with the respectively assigned setpoints:
  • the setpoint value for the compressor inlet superheat dT ÜE is advantageously varied in the range between approx. 5 K to 20 K in order to ensure the permissible compressor operating range and the highest possible efficiency of the refrigeration circuit.
  • the set value for the evaporator outlet superheat dT ÜA at the evaporator outlet 242 is then varied in dependence of the refrigerant circuit mode, and the refrigeration circuit operating point so that it corresponds approximately to the autogenous process value of the evaporator outlet superheat dT ÜA steady rule.
  • This setpoint for the evaporator outlet superheat dT ÜA can be precalculated and adaptively corrected based on a model depending on an operating mode or an operating point depending on the evaporation temperature, the condensation temperature, the compressor output, a setpoint for the compressor inlet superheat dT ÜE at the compressor inlet 211 and / or on component properties.
  • the control deviation of the compressor inlet superheat dT ÜE is then calculated by subtracting the setpoint of the compressor inlet superheat dT ÜE from the process value of the compressor inlet superheat dT ÜE.
  • Step 3 In a third process step, the control deviation of the compressor inlet superheating dT ÜE and the control deviation of the evaporator outlet superheating dT ÜA are advantageously combined to form an overall control deviation for superheating.
  • the combination takes place in particular by means of a weighted addition of the individual control deviations.
  • the weighting influence is a measure of the proportional combination of the individual system deviations and, in extreme cases, can result in the exclusive inclusion of only one individual system deviation, but usually the weighted inclusion of both individual system deviations.
  • Step 4 In a fourth method step, the calculated overall control deviation of the overheating is then processed in the controller 500, which controls the corresponding actuators of the refrigeration circuit, in particular the expansion valve 230 with the adjustable degree of opening and / or the compressor 210 with adjustable compressor speed, so that In the regulated case, there is a control deviation of the overheating equal to approximately 0 Kelvin, if possible.
  • a P, I, PI, PID controller can be used, the control components being advantageously dynamically adapted to the respective operating mode and the operating point.
  • the evaporation temperature of the refrigerant in the evaporator depends, among other things, on the following process variables: outside temperature, degree of icing of the evaporator and the resulting reduced air mass flow, cooling capacity of the heat pump and evaporator outlet overheating.
  • the air mass flow reduced by the icing is the parameter which is to be measured and evaluated by the defrosting requirement detection according to the invention, as independently as possible of the influences of the other process variables. If the outside temperature, degree of icing and cooling capacity are roughly constant, a variation in the superheating of the evaporator outlet, e.g. by changing the degree of opening of the expansion valve from less than one to a few percent, means a proportional change in the evaporation temperature, which is synonymous with the dew point temperature.
  • dew point temperature would be set with a parameterized reference cooling capacity.
  • a parameterizable linear relationship between the change in refrigeration capacity and the change in the evaporation temperature is calculated.
  • This compensation is based on the refrigeration-related connection that with otherwise unchanged operating conditions of the refrigeration circuit, i.e. that heat source temperatures, heat sink temperatures and cooling capacity are approximately constant, a varied evaporator outlet overheating has an influence on the temperature difference between the heat source temperature and the evaporation temperature: An increase in the overheating caused by disturbance variables and thus also the control deviation of the overheating is generally accompanied by an increase in the temperature difference between the heat source temperature and the evaporation temperature.
  • a reduction in overheating caused by disturbance variables and thus also in the control deviation in overheating is generally associated with a reduction in the temperature difference between the heat source temperature and the evaporation temperature
  • the relationship between a change in the superheating and the change in the temperature difference between the heat source temperature and the evaporation temperature is generally non-linear; if the overheating is sufficiently high, the ratio of the change in the temperature difference between the heat source temperature and the evaporation temperature to the change in the control deviation of the superheating is just under one, which means that an increase in overheating by 1 Kelvin is accompanied by an increase in the temperature difference between the heat source temperature and the evaporation temperature by around 1 Kelvin.
  • the steepness of the compensation and thus the ratio of the change in the temperature difference between the heat source temperature and the evaporation temperature to the change in an overheating correction can preferably be set using parameters.
  • the range of the compensation is preferably limited to a range of values.
  • a third step the influence of the fan power and the associated influence on the air mass flow through the evaporator on the resulting dew point temperature in the low pressure is compensated.
  • This compensation is based on the physical relationship that with otherwise unchanged operating conditions of the refrigeration circuit, i.e. the heat source inlet temperature in the heat pump, heat sink temperatures and cooling capacity are approximately constant, a varied fan output influences the temperature difference between the heat source inlet temperature and the heat source inlet temperature and thus also influences the The temperature difference between the heat source inlet temperature and the evaporation temperature has: An increase in the air mass flow through the evaporator caused by an increase in fan output is generally associated with a decrease in the temperature difference between the heat source temperature and the evaporation temperature
  • a reduction in the air mass flow through the evaporator caused by a reduction in fan output is generally accompanied by an increase in the temperature difference between the heat source temperature and the evaporation temperature
  • the relationship between a change in the fan output and thus the air mass flow through the evaporator and the change in the temperature difference between the heat source temperature and the evaporation temperature is generally non-linear, regardless of the operating point of the refrigeration circuit.
  • the gradient between a change in the fan output and thus the air mass flow through the evaporator and the change in the temperature difference between the heat source temperature and the evaporation temperature depends on the operating point of the refrigeration circuit; in general, a relative change in the air mass flow at higher refrigeration capacities causes a greater change in the temperature difference between the heat source temperature and the evaporation temperature than with smaller cooling capacities.
  • the refrigeration circuit controller would regulate an evaporation temperature just below the heat source medium outlet temperature from the evaporator for complete evaporation of the refrigerant.
  • the heat source media outlet temperature in turn results from a) heat source media inlet temperature in the evaporator, b) specific heat capacity of the heat source medium, c) heat source media - mass flow and d) cooling capacity transferred in the evaporator.
  • the heat source media outlet temperature is reduced proportionally to a product of the change in the heat source media mass flow rate and the cooling capacity.
  • the dependency between heat source media mass flow and evaporation temperature is preferably determined by varying the fan output by measurement
  • Fig. 3 shows schematically and by way of example relationships between evaporation temperatures on the vertical axis over a relative fan speed, which is indicative of the fan performance, on the horizontal axis.
  • the various curves 3100, 3200, 3300 are determined for different compressor capacities, with higher compressor capacities closer to the outside temperature 3400, which is shown in Fig. 3 is constant, lie. It can be seen that the evaporation temperature approaches the outside temperature with increasing fan output and with increasing compressor output.
  • Figures 4a and 4b show schematically and exemplary temperature curves of the media flows in the evaporator with a high media flow 3400 in Figure 4a and at low media flow 3500 in Figure 4b .
  • the temperature of the heat source medium WQ decreases from an inlet temperature WQ_Ein to an outlet temperature WQ_Aus when it passes through the evaporator by releasing heat to the refrigerant KM.
  • the refrigerant is initially evaporates, which corresponds to the constant / horizontal range of the temperature profile between the temperature at the inlet KM_Ein and the temperature at the outlet KM_Aus before overheating occurs, i.e. the area in which the profile 3410 or 3420 of the refrigerant temperature rises.
  • the evaporation temperature level and the non-linearity of the relationship between a) the difference between the outside air temperature and the evaporation temperature and b) the cooling capacity are preferably included in the calculation of the performance-compensated dew point temperature at low pressure.
  • the inclusions are preferably made by means of a correction parameter each for the evaporation temperature level and the non-linearity, which are particularly preferably included in the calculation as an exponent.
  • the gradient difference temperature divided by the cooling capacity has a dependency on the heat source temperature.
  • a heat source temperature-dependent evaporation pressure for example, can play a role here.
  • the suction gas density and the flow rate of the refrigerant change proportionally to the evaporation pressure, which in turn influence the heat transfer between the refrigerant and the heat exchanger.
  • This dependency is included via the correction parameter for the evaporation temperature level, particularly preferably as an exponent of the refrigerant pressure in the low-pressure path of the refrigeration circuit, which is multiplied into the calculation of the power-compensated dew point temperature.
  • measurements according to the invention relating to the function between the temperature difference between the outside air temperature and the evaporation temperature and the cooling capacity have furthermore shown that the gradient of the difference temperature divided by the cooling capacity has a dependency on the cooling capacity itself.
  • a temperature glide of the refrigerant as well as the flow speed of the refrigerant can cause the dependency on the refrigeration capacity.
  • a lower dwell time means lower energy transfer based on the driving temperature difference. To achieve the desired energy transfer, in particular to achieve the desired degree of evaporation, a disproportionately higher driving temperature difference is necessary.
  • the Reynolds number which is dependent on the mean flow velocity, can influence the heat transfer.
  • non-linearity of cooling capacity are particularly preferably compensated by a factor which is an exponential factor of the cooling capacity of the compressor to the power of a correction parameter, the factor also preferably being multiplicatively included in the calculation of the capacity-compensated dew point temperature.
  • Fig. 5 and 6th show schematically and by way of example a temperature difference between the outside air temperature TA and the evaporation temperature T0, called the difference temperature, on the vertical axis as a function of the cooling capacity on the horizontal axis.
  • curves 4010, 4020, 4030 measured for four different compressor speeds are shown at different operating points of the compression refrigeration system.
  • the different working points are preferably determined by different outside temperatures and by different heat sink flow temperatures, for example heating flow or hot water flow temperature.
  • Fig. 5 the corrections of the dependencies "evaporation temperature level” and “non-linearity cooling capacity” are not included, whereas Fig. 6 shows the curves with corrected, calculated dew point temperature or evaporation temperature T0.
  • the associated calculated, power-compensated curves 4012, 4022, 4032 in Fig. 5 are correspondingly linear, while the courses 4014, 4024, 4034 in Fig. 6 take into account the exponential corrections "evaporation temperature level” and "non-linearity cooling capacity".
  • the power-compensated dew point temperature is preferably filtered for further processing, particularly preferably after the further corrections “evaporation temperature level” and “non-linearity of cooling power”, for example low-pass filtered and preferably filtered with a first-order low-pass.
  • defrost detection can be deactivated in the first time, for example an adjustable value such as 10 minutes, of a heating cycle and only activated after the first time has elapsed.
  • the outside temperature compensated dew point temperature changes in outside temperature are included in the calculation.
  • the outside temperature is preferably filtered, particularly preferably filtered with a low pass, and then processed further.
  • a dew point temperature reference is important for the method according to the invention.
  • the dew point temperature reference is only calculated if the defrost requirement detection has been enabled.
  • the dew point temperature reference is initialized when the device is switched on or after successful defrosting. Defrosts are considered successful if they are ended by the regular end of defrost detection, here for example high pressure above limit pressure.
  • Defrosts are considered unsuccessful if they are ended by other criteria, such as the condenser temperature below the limit value, switching off the compressor due to a lock or exceeding the maximum defrosting time. If the defrost is unsuccessful, the value of the dew point temperature reference is continued.
  • the dew point temperature reference is assigned a value that is below any value possible during operation, e.g. - 100 ° C.
  • the dew point temperature reference is updated by setting it to a maximum of the dew point temperature and the dew point temperature reference.
  • the dew point temperature is preferably the dew point temperature corrected, filtered and / or outside temperature compensated according to the invention.
  • the need for defrosting is recognized when the dew point temperature plus a temperature difference parameter for triggering the defrost, for example 2 K, is less than the dew point temperature reference.
  • the dew point temperature is preferably the dew point temperature corrected, filtered and / or outside temperature compensated according to the invention.
  • the refrigeration cycle process values relevant for the defrost trigger detection will settle. For example, in defrosting operation, the refrigeration circuit element to which the evaporator outlet temperature sensor is coupled is subjected to hot gas temperature, and the outside air temperature sensor is also heated by the evaporator heated in defrosting operation.
  • both temperature values adjust over time to the process temperatures actually present in the cooling circuit; a precise evaluation of the evaporator icing on the basis of the process values, in particular the calculated dew point temperature, is only possible after this adjustment time.
  • the temperature difference value for initiating defrosting as a criterion for detecting icing of the evaporator, which during the transient process of the process temperatures causes an increase in the temperature difference value that melts over time.
  • the course of the tolerance follows a 1 / x characteristic curve as a function of time, so that the tolerance melts in inverse proportion to the current time and approaches the temperature difference parameter.
  • defrosting is triggered depending on the operating situation of the refrigeration circuit, always approximately at an evaporation temperature that is reduced in proportion to the refrigeration capacity in relation to the non-iced state of the evaporator.
  • This parametrically adjustable operating state-dependent reduction in the evaporation temperature causes defrosting to be triggered at a relative degree of icing, which is relatively independent of the operating state of the refrigeration circuit and, regardless of the operating state, little different defrosting cycle times under the same ambient conditions.
  • the proportional share of the cooling capacity is included with a parameterizable exponent, which increases successively for the curves 5010, 5020, 5030 and 5040.
  • the exponent is equal to 0 so that complete independence from the refrigeration capacity can be set for calculating the temperature difference for triggering the defrost.
  • the choice of the exponent and thus the influence of the refrigeration capacity is preferably made depending on the specific compression refrigeration system.
  • a minimum and a maximum value for the temperature difference for triggering the defrost are provided.
  • the temperature difference is limited to at least 2 K and in a region 5055 the temperature difference of the curve 5040 is limited to a maximum of 4 K.
  • Figure 7b equals to Figure 7a , with threshold values for the temperature difference of less than 2 K being permitted in a range of low cooling capacities 5060.
  • the filtered dew point temperature is compared with the dew point temperature reference.
  • the need for defrosting is preferably recognized when the following condition is continuously fulfilled for longer than a predetermined period of time, for example one minute a) the sum of the (corrected, filtered and / or outside temperature compensated) dew point temperature and the determined temperature difference defrosting initiation is smaller than the dew point temperature reference and b) the (corrected, filtered and / or outside temperature compensated) dew point temperature is lower than a parameter to enable defrost detection.
  • the defrosting process is finished when the high pressure of the high pressure sensor is higher than a parameterized limit pressure end of defrosting.
  • defrost start detection with differential pressure switch or defrost start detection with, errors in the sensors cannot always ensure that the evaporator is defrosted in time.
  • a defrosting time program is preferably superimposed, which monitors a parameterizable minimum defrosting cycle depending on the outside temperature.
  • the evaporator may freeze up to such an extent, even before the defrosting is triggered according to the time program, that the low pressure monitor responds. If the low pressure monitor responds several times within a specified period of time, the heat pump can shut down on faults, which should be avoided. The response of the low pressure monitor can therefore directly cause the defrosting process to be carried out superimposed.
  • the triggering of a refrigeration circuit data-based defrost is subject to a high degree of influence by static disturbance variables such as a) inaccuracy in the calculation of the cooling capacity compensation b) inaccuracy in the compensation of the fan power influence c) inaccuracy in the compensation of the evaporation temperature influence d) inaccuracy in the compensation of the overheating influence; as well as a high degree of influenceability through dynamic processes such as e) Compressor start with oscillation of the superheat controller / oscillation of the process temperatures f) Compressor speed changes g) Operating point changes when switching between heating mode / hot water charging mode
  • a disruptive influence can cause incorrect calculation of the defrost reference - differential temperature as well as the filtered differential temperature between outside temperature and dew point temperature, which leads to premature defrosting (without ice formation).
  • the blocking of a defrost initiation is implemented in a time span of, for example, 10 minutes after the compressor has started / defrosted.
  • an additional defrost lock can be parameterized, which is based on the period of time that is calculated for triggering a defrost according to the time program.
  • the triggering of the defrost according to the time program is a higher-level safety function which, in the event of failure, In particular, a failure-prone non-triggering despite a sufficient amount of ice, a refrigeration circuit-based defrost detection according to the invention forces a defrost.
  • the duration of a time defrost trigger is parametrically set so long that a regular defrost usually takes place before a time defrost is triggered.
  • this calculation can also be used for a model-based suppression of early defrosts influenced by disturbances.
  • a time span relative to the defrost initiation time span is calculated in which icing below a level for defrost initiation is assumed. If a refrigeration circuit data-based defrost request is made within this period, a defrost trigger is suppressed.
  • the compressor speed is limited to a parameterizable maximum value before switching to defrosting mode.
  • the period of time that is used to reduce the compressor speed before starting a defrost is set by a lead time parameter.
  • the refrigerant temperature that is set during defrosting when the refrigerant emerges from the tube / lamellar heat exchanger. In the heating mode, this is the temperature at which the refrigerant enters the evaporator.
  • the refrigerant only condenses in small areas of the heat exchanger, which are then heated accordingly, while the remaining areas in which the liquefied refrigerant is located are barely heated, so that the ice coating is only there is insufficiently melted.
  • the refrigerant outlet temperature from the tube / lamellar heat exchanger during defrosting helps to detect complete ice melting, as this can only assume temperature values greater than 0 ° C if there is a constant flow of ice.
  • connection of pressure-based defrost end detection and temperature-based defrost end detection takes place when a corresponding temperature sensor is activated via sensor configuration as an "and" connection. If one of the triggering methods is undesirable, the corresponding parameter must be set to a value that is equivalent to masking the corresponding method.
  • the inclusion of the evaporator inlet temperature in the calculation is enabled and the following applies: If the operating mode is "defrosting" and if the high pressure exceeds the limit pressure for the end of defrosting and if the current defrosting time is greater than the value set with the process variable Minimum defrosting time and if the evaporator inlet temperature is higher than the parameter Limit temperature defrosting end, then the defrosting is ended.
  • the inclusion of the evaporator inlet temperature in the calculation is not enabled and the following applies: If the operating mode is "defrosting" and If the high pressure exceeds the limit pressure for the end of defrosting and the current defrosting time is longer than the value set with the process variable Minimum defrosting time, then the defrosting mode is ended.

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Abstract

Die vorliegende Erfindung betrifft ein Verfahren zum Regeln eines Abtauvorganges eines Verdampfers (240) einer Kompressionskälteanlage (100), wobei das Verfahren die folgenden Schritte aufweist: a) Messen eines Verdampferausgangsdrucks, b) Bestimmen einer Tautemperatur basierend auf dem Verdampferausgangsdruck, c) Korrigieren der bestimmten Tautemperatur durch Kompensation von Störeinflüssen, d) Bestimmen einer Differenz aus der Tautemperatur und einem Tautemperaturreferenzwert, e) Einleitung eines Abtauvorgangs, falls die Differenz einen Temperaturgrenzwert übersteigt. Der Schritt des Korrigierens der bestimmten Tautemperatur enthält die Kompensation von Störeinflüssen mit Hilfe wenigstens einer der Einflussgrößen Niederdruck (ND), Kälteleistung, Verdampferaustrittsüberhitzung und/oder Lüfterleistung.

Description

  • Die vorliegende Erfindung betrifft ein Verfahren und eine entsprechend ausgebildete Vorrichtung zum Regeln eines Abtauvorgangs eines Verdampfers einer Kompressionskälteanlage, insbesondere einer Wärmepumpe.
  • Eine Kompressionskälteanlage umfasst als Komponenten einen Verdampfer, ein Drosselorgan wie ein Expansionsventil, ein Druckerhöhungsorgan wie einen Verdichter und einen Verflüssiger. Besonders bei Kompressionskälteanlagen, bei denen Außenluft als Wärmequelle durch den Verdampfer strömt, weist dieser üblicherweise Lamellen oder ähnliches auf, um eine möglichst große Oberfläche zum Wärmeaustausch zur Verfügung zu stellen. Aufgrund vorhandener Luftfeuchtigkeit außerhalb des Systems kann die Oberfläche des Verdampfers während des Betriebs vereisen, was den Betrieb der Kompressionskälteanlage verschlechtert. Aus diesem Grund ist es bekannt, dass der Verdampfer während des Betriebs bei Erreichen einer bestimmten Eisstärke abgetaut wird.
  • Insbesondere beim Betrieb von Luft-Wasser-Wärmepumpen mit Außenluft als Wärmequelle kann bei Außenlufttemperaturen unter 7°C beim Unterschreiten der Kondensationstemperatur der Luftfeuchte Wasser auf den Verdampferlamellen kondensieren und festfrieren. Eine Abtaubedarfserkennung muss beim Überschreiten der maximal zulässigen Eisschichtstärke eine Abtauung zum Entfernen des Eisbelags einleiten. Hierbei ist es wichtig, dass die Abtauung rechtzeitig eingeleitet wird und so kurz wie möglich andauert. Dadurch wird der Wirkungsgrad der Wärmepumpe bzw. der Kompressionskälteanlage erhöht und damit die Leistungszahl verbessert.
  • Verfahren zum Regeln eines Abtauvorgangs eines Verdampfers einer Kompressionskälteanlage sind beispielsweise aus DE 10 2005 054 101 A1 bekannt.
  • Bei als konstant angenommener Wärmeübertragungsleistung geht mit einer (Luft-)Volumenstromreduzierung als Folge einer Vereisung eine Temperaturdifferenzerhöhung einher. Der Kältekreisregler versucht zur Aufrechterhaltung der Überhitzung die Verdampfungstemperatur so weit zu reduzieren, dass dennoch auch bei reduzierter Temperaturdifferenz der Luft die Energie übertragen wird, muss in etwa pro K Temperaturdifferenzerhöhung der Luft auch in etwa 1 K tiefer verdampfen, um die Überhitzung weiter zu gewährleisten.
  • Diese Reaktion des Reglers über eine volumenstrombedingte Temperaturdifferenzerhöhung des Wärmequellenmediums wird zur Erkennung des Abtaubedarfs herangezogen.
  • Dafür kann in einem abgetauten Zustand, initial oder nach Abtauung oder unter Bedingungen, in denen davon ausgegangen wird, dass kein Eisansatz erfolgt, eine Referenzgrößenberechnung durchgeführt werden. Die Referenzgrößenberechnung liefert die Temperaturdifferenz zwischen der Außentemperatur, die in den Verdampfer eintritt und der ausgeregelten Verdampfungstemperatur des Kältemittels.
  • Bei gleichen Betriebsbedingungen, also insbesondere gleiche Außentemperatur, gleiche Verdichterdrehzahl, gleiche Wärmesenkentemperatur, würde dann, wenn der Luftvolumenstrom beispielsweise durch Vereisung gedrosselt wird, die Temperaturdifferenz zwischen eintretender und austretender Luft größer werden, der Regler also im Schnitt eine kältere Medientemperatur sehen. Deshalb wird durch den Regler die Verdampfungstemperatur reduziert werden, um die Überhitzung zu erreichen, beispielsweise durch Reduktion des Öffnungsgrades des Drosselorgans, wodurch die Verdampfungstemperatur sinkt. Diese Verdampfungstemperatur dann könnte dann gegenüber der Referenz ausgewertet werden und eine Verdampfungstemperaturreduzierung bestimmt werden. Wenn die Reduzierung der Verdampfungstemperatur einen (werksseitig) gesetzten Schwellwert für Verdampfungstemperaturreduzierung von beispielsweise 2 K übersteigt, ist der Verdampfer hinreichend vereist, dass Abtaubedarf detektiert wird und der Abtauvorgang wird eingeleitet.
  • Es wurde aber festgestellt, dass für reale Betriebsbedingungen häufig Störgrößen auf die Verdampfungstemperaturreduzierung wirken, die den Schwellwert für die Verdampfungstemperaturreduzierung um ein Vielfaches übersteigen. Insbesondere in sensiblen Kältekreisen, wie solchen mit innerem Wärmeübertrager oder einem Kältemittel wie R454C, kann die Störgröße über 10 K betragen. Bei derartigen Störgrößen wird der Abtauvorgang unzuverlässig ausgelöst.
  • Vor diesem Hintergrund war es eine Aufgabe der vorliegenden Erfindung, ein verbessertes Verfahren zum Regeln eines Abtauvorgangs eines Verdampfers einer Kompressionskälteanlage sowie eine zugehörige Kompressionskälteanlage bereitzustellen.
  • Die Aufgabe wird erfindungsgemäß durch die beigefügten Ansprüche gelöst.
  • In einem Aspekt wird ein Verfahren zum Regeln eines Abtauvorgangs eines Verdampfers einer Kompressionskälteanlage vorgeschlagen, wobei die Kompressionskälteanlage aufweist: einen Kältekreis mit Kältemittel, einen Verdampfer, der einen Lüfter aufweist und zur Wärmeübertragung von Luft an das Kältemittel ausgebildet ist, einen Verdichter, eine Regeleinheit zur Einregelung einer gewünschten Kälteleistung, welche als Wärmeübertrag in dem Verdampfer definiert ist. Das Verfahren weist die folgenden Schritte auf: a) Messen eines Verdampferausgangsdrucks, b) Bestimmen einer Tautemperatur basierend auf dem Verdampferausgangsdruck, c) Korrigieren der bestimmten Tautemperatur durch Kompensation von Störeinflüssen, d) Bestimmen einer Differenz aus der Tautemperatur und einem Tautemperaturreferenzwert, e) Einleitung eines Abtauvorgangs, falls die Differenz einen Temperaturgrenzwert übersteigt. Der Schritt des Korrigierens der bestimmten Tautemperatur enthält die Kompensation von Störeinflüssen mit Hilfe wenigstens einer der Einflussgrößen Niederdruck, Kälteleistung, Verdampferaustrittsüberhitzung und/oder Lüfterleistung.
  • Erfindungsgemäß kommen also zusätzliche Kompensationsmethoden, da die bestimmte Tautemperatur alleine nicht ausreicht, um den Abtaubedarf zuverlässig zu detektieren. Erfindungsgemäß wurde herausgefunden, dass nicht nur der Vereisungsgrad (was der für die Abtaubedarfserkennung gewünschte Effekt ist) sondern auch der Niederdruck, die übertragene Kälteleistung, die Verdampferaustrittsüberhitzung und die Lüfterleistung die Temperaturdifferenz zwischen Außentemperatur und Verdampfungstemperatur beeinflussen.
  • Vorzugsweise wird die Tautemperatur aus einer Differenz aus einer ersten Tautemperatur und einer Außentemperatur der den Verdampfer durchströmenden Außenluft gebildet, wobei die erste Tautemperatur aus dem Verdampferausgangsdruck berechnet wird und/oder die Außentemperatur gemessen wird.
  • Vorzugsweise wird die Tautemperatur gefiltert, insbesondere mit einem Tiefpassfilter und besonders bevorzugt mit einem Tiefpassfilter erster Ordnung gefiltert.
  • Vorzugsweise ist der Tautemperaturreferenzwert die maximale über einen bestimmten Zeitraum gemittelte Tautemperatur.
  • Vorzugsweise enthält der Schritt des Korrigierens der bestimmten Tautemperatur wenigstens einen, vorzugsweise mehrere und besonders bevorzugt alle der folgenden Schritte:
    • Korrigieren der Tautemperatur mittels parametrierbarem, insbesondere linearem, Zusammenhang zwischen Änderung der Kälteleistung und Änderung der Verdampfungstemperatur, insbesondere nach Berechnung einer sich einstellenden Taupunkttemperatur bei einer parametrierten Referenzkälteleistung,
    • Kompensieren des Einflusses der Verdampferaustrittsüberhitzung auf die sich einstellende Taupunkttemperatur im Niederdruck, insbesondere Kompensieren eines nichtlinearen Zusammenhangs zwischen einer Veränderung der Überhitzung und der Veränderung der Temperaturdifferenz zwischen Wärmequellentemperatur und Tautemperatur,
    • Kompensieren des Einflusses der relativen Lüfterdrehzahl auf die sich einstellende Taupunkttemperatur im Niederdruck und/oder
    • Kompensieren einer Nichtlinearität der Kälteleistung durch einen Exponentialfaktor der Kälteleistung des Verdichters hoch einem Korrekturparameter.
  • Vorzugsweise umfasst der Abtauvorgang folgende Schritte umfasst :e) Bestimmen einer zweiten Differenz aus dem Verdampferausgangsdruck und einem Abschaltdruck f) Beenden des Abtauvorganges, falls die zweite Differenz einen Druckgrenzwert unterschreitet.
  • In einem weiteren Aspekt wird eine Kompressionskälteanlage vorgeschlagen, umfassend: einen Kältekreis mit Kältemittel, einen Verdampfer, der einen Lüfter aufweist und zur Wärmeübertragung von Luft an das Kältemittel ausgebildet ist, einen Verdichter, eine Regeleinheit zur Einregelung einer gewünschten Kälteleistung, welche als Wärmeübertrag in dem Verdampfer definiert ist, wobei die Regeleinheit ausgebildet ist zum: Messen eines Verdampferausgangsdrucks, Bestimmen einer Tautemperatur basierend auf dem Verdampferausgangsdruck, Korrigieren der bestimmten Tautemperatur durch Kompensation von Störeinflüssen, Bestimmen einer Differenz aus der Tautemperatur und einem Tautemperaturreferenzwert, Einleitung eines Abtauvorgangs, falls die Differenz einen Temperaturgrenzwert übersteigt. Der Schritt des Korrigierens der bestimmten Tautemperatur enthält die Kompensation von Störeinflüssen mit Hilfe wenigstens einer der Einflussgrößen Niederdruck, Kälteleistung, Verdampferaustrittsüberhitzung und/oder Lüfterleistung.
  • Vorzugsweise weist das Kältemittel einen Temperaturgleit auf und ist insbesondere eine Mischung von R32 und R1234yf und besonders bevorzugt R454C.
  • Die Aufgabe wird ferner durch eine Luft-Wasser-Wärmepumpe mit einer erfindungsgemäßen Kompressionskälteanlage gelöst.
  • Die Aufgabe wird ferner durch eine Wärmepumpe mit einer erfindungsgemäßen Kompressionskälteanlage gelöst.
  • Weitere Vorteile und besondere Ausgestaltungen werden nachfolgend mit Verweis auf die beigefügten Figuren beschrieben.
  • Die Figuren zeigen ein Ausführungsbeispiel:
  • Fig. 1
    Wärmepumpe 100 mit einem Dampfkompressionskreislauf 200;
    Fig. 2
    log p / h - Diagramm des Dampfkompressionsprozesses mit Rekuperator 250;
    Fig. 3
    zeigt schematisch und exemplarisch Zusammenhänge von Verdampfungstemperaturen und relativer Lüfterdrehzahl;
    Fig. 4a, 4b
    zeigen schematisch und exemplarisch Temperaturverläufe der Medienströme im Verdampfer;
    Fig. 5, 6
    zeigen schematisch und exemplarisch eine Temperaturdifferenz zwischen Außenlufttemperatur TA und Verdampfungstemperatur T0;
    Fig. 7
    zeigt schematisch und exemplarisch den Zusammenhang von Abtauauslösung und Kälteleistung.
  • Fig. 1 zeigt schematisch und exemplarisch eine Wärmepumpe 100. Die Wärmepumpe 100 besteht im Wesentlichen aus einem eine Kompressionskälteanlage bildenden Dampfkompressionssystem 200, welches folgende Komponenten enthält:
    • Einen Verdichter 210 zum Verdichten des überhitzten Kältemittels,
    • einen Verflüssiger 220, mit einem kältemittelseitigem Verflüssigereintritt 221 und einem Verflüssigeraustritt 222 zur Übertragung von Wärmeenergie QH aus dem Dampfkompressionssystem 200 an ein Heizmedium eines Heizsystems 400, mit einem Heizmediumeintritt 401, einem Heizmediumaustritt 402 und einer Heizmediumpumpe 410, zu einer Gebäudeheizung oder ein System zur Warmwassererhitzung,
    • vorteilhaft einen Kältemittelsammler 260, welcher als Kältemittelreservoir zum Ausgleich von betriebsbedingungsabhängig unterschiedlich hohen Kältemittelmengenbedarfen verwendet wird,
    • ein als Expansionsventil ausgebildetes Drosselorgan 230 zum Expandieren des Kältemittels,
    • einen Verdampfer 240, mit einem Verdampfereinlass 241, zur Übertragung von Quellenenergie QQ aus einem Wärmequellensystem 300, mit einem Wärmequelleinlass 320 und einem Wärmequellauslass 310, wobei das Wärmequellsystem 300 insbesondere ein Solesystem sein kann, welches Wärmeenergie QQ aus dem Erdreich aufnimmt oder ein Luftsystem, welches Wärmeenergie QQ aus der Umgebungsluft aufnimmt und an das Dampfkompressionssystem 200 abgibt oder eine beliebige andere Wärmequelle,
    • einen Rekuperator als Beispiel eines internen Wärmeübertragers 250, welcher dazu bestimmt ist, innere Wärmeenergie Qi zwischen dem vom Verflüssiger 220 zum Expansionsventil 230 strömenden Kältemittel auf das vom Verdampfer 240 zum Verdichter 210 strömende Kältemittel zu übertragen und
    • ein Kältemittel, insbesondere ein Kältemittelgemisch aus wenigsten zwei Stoffen oder zwei Kältemitteln welches in einer Strömungsrichtung SHD und SND durch den Dampfkompressionskreis 200 strömt, wobei im Dampfkompressionskreislauf 200 Kältemitteldampf durch den Verdichter 210 auf einen Hochdruck HD gebracht wird und zu einem Verflüssiger 220 geführt ist, wobei ein Hochdruckpfad mit der Hochdruckströmungsrichtung SHD vom Verdichter 210 bis zum Expansionsventil 230 gebildet ist. Nach dem Expansionsventil 230 bis zum Verdichter 210 ist ein Niederdruckpfad mit einer Niederdruckströmungsrichtung SND des Kältemittels gebildet, in dem der Verdampfer 240 liegt.
  • Die folgend aufgelisteten Aktoren sind vorteilhaft zumindest teilweise mit dem Regler über eine Datenverbindung 510, die per Kabel, Funk oder andere Technologien erfolgen kann, verbunden: Verdichter 210, Heizmediumpumpe 410, Solepumpe 330, Expansionsventil 230, Verdichtereintrittstemperatursensor 501, Niederdrucksensor 502, Hochdrucksensor 503 Heißgastemperatursensor 504, Rekuperatoreintrittstemperatursensor 505, Rekuperatoraustrittstemperatursensor 506und/oder Verdampferaustrittstemperatursensor 508. Zusätzlich oder alternativ kann ein in der Fig. 1 nicht gezeigter Verdampfereintrittstemperatursensor die Temperatur am Verdampfereinlass 241 bestimmen.
  • In dem in Fig. 1 gezeigten Beispiel ist die Wärmepumpe 100 als Sole-Wärmepumpe gezeigt. Natürlich sind analoge Betrachtungen und Vorteile mit Luft-/Wasser-Wärmepumpen erreichbar. Insbesondere bei Luft-Wärmepumpen ist anstelle des Solekreises mit Solepumpe 330 ein Ventilator/Lüfter als Wärmequelle angeordnet.
  • Der Verdichter 210 dient zur Kompression des überhitzten Kältemittels von einem Eintrittsanschluss 211 auf einen Verdichteraustrittsdruck PVa bei einer Verdichteraustrittstemperatur entsprechend der Heißgastemperatur am Verdichteraustritt 212. Der Verdichter 210 enthält üblicher Weise eine Antriebseinheit mit einem Elektromotor, eine Kompressionseinheit und vorteilhaft kann der Elektromotor drehzahlvariabel betrieben werden. Die Kompressionseinheit kann als Rollkolbeneinheit, Scrolleinheit oder anders ausgeführt sein. Am Verdichteraustritt 212 ist das komprimierte überhitzte Kältemittel beim Verdichteraustrittsdruck PVa auf einer höheren Drucklage, insbesondere einem Hochdruck HD, als am Eintrittsanschluss 211 mit einem Verdichtereintrittsdruck PVe, insbesondere einem Niederdruck ND, bei einer Verdichter Eintrittstemperatur TVE, was den Zustand der Kältemitteltemperatur am Eintrittsanschluss 211 bei Eintritt in eine Kompressionskammer beschreibt.
  • Im Verflüssiger 220 erfolgt die Übertragung von Wärmeenergie QH vom Kältemittel des Dampfkompressionssystem 200 an ein Heizmedium des Wärmesenkensystems 400. Zunächst findet im Verflüssigter 220 die Enthitzung des Kältemittels statt, wobei überhitzter Kältemitteldampf durch eine Temperaturreduzierung einen Teil seiner Wärmeenergie an das Heizmedium des Wärmesenkensystems 400 überträgt.
  • Nach der Enthitzung des Kältemitteldampfes erfolgt vorteilhaft im Verflüssiger 220 eine weitere Wärmeübertragung QH durch Kondensation des Kältemittels beim Phasenübergang von der Gasphase des Kältemittels auf die Flüssigphase des Kältemittels. Dabei wird weitere Wärme QH vom Kältemittel aus dem Dampfkompressionssystem 200 an das Heizmedium des Wärmesenkensystems 400 übertragen.
  • Der sich im Verflüssiger 220 einstellende Hochdruck HD des Kältemittels korrespondiert im Betrieb des Verdichters 210 in etwa mit einem Kondensationsdruck des Kältemittels bei einer Heizmediumtemperatur Tws im Wärmesenkensystem.
  • Das Heizmedium, insbesondere Wasser, wird mittels einer Heizmediumpumpe 410 durch das Wärmesenkensystem 400 in einer Richtung SW durch den Verflüssiger 220 gefördert, dabei wird die Wärmeenergie QH vom Kältemittel auf das Heizmedium übertragen.
  • Im nachfolgenden Sammler 260 wird aus dem Verflüssiger 220 austretendes Kältemittel gespeichert, welches abhängig vom Betriebspunkt des Dampfkompressionskreises 200 nicht in das zirkulierende Kältemittel eingespeist werden soll. Wird aus dem Verflüssiger 220 mehr Kältemittel eingespeist, als durch das Expansionsventil 230 weitergeleitet wird, füllt sich der Sammler 260, anderenfalls wird er leerer oder entleert.
  • Im nachfolgenden Rekuperator 250, der auch als interner Wärmeübertrager bezeichnet werden kann, wird interne Wärmeenergie Qi vom unter dem Hochdruck HD stehenden Kältemittel, welches vom Verflüssiger 220 zum Expansionsventil 230 in einer Hochdruck-Strömungsrichtung SHD strömt, auf das unter dem Niederdruck ND strömende Kältemittel übertragen, welches vom Verdampfer zum Verdichter in einer Niederdruckströmungsrichtung SND strömt, übertragen. Dabei wird das vom Verflüssiger zum Expansionsventil 230 strömende Kältemittel in vorteilhafter Weise unterkühlt.
  • Zunächst strömt das Kältemittel durch einen Expansionsventileintritt 231 in das Expansionsventil ein. Im Expansionsventil 230 erfolgt eine Drosselung des Kältemitteldruckes vom Hochdruck HD auf den Niederdruck ND, indem das Kältemittel vorteilhaft eine Düsenanordnung oder Drossel mit einem vorteilhaft variablen Öffnungsquerschnitt passiert, wobei der Niederdruck vorteilhaft in etwa ein Saugdruck des Verdichters 210 entspricht. Anstelle eines Expansionsventils 230 kann auch eine andere beliebige Druckminderungseinrichtung eingesetzt sein. Vorteilhaft sind Druckminderungsrohre, Turbinen oder andere Entspannungsvorrichtungen.
  • Ein Öffnungsgrad des Expansionsventils 230 wird durch einen Elektromotor, der üblicherweise als Schrittmotor ausgeführt ist eingestellt, welcher durch die Steuereinheit oder Regelung 500 gesteuert wird. Dabei wird der Niederdruck ND beim Expansionsventilaustritt 232 des Kältemittels aus dem Expansionsventil 230 so gesteuert, dass der sich einstellende Niederdruck ND des Kältemittels im Betrieb des Verdichters 210 in etwa mit dem Verdampfungsdruck des Kältemittels mit der Wärmequellenmedientemperatur TWQ korrespondiert. Vorteilhaft wird die Verdampfungstemperatur des Kältemittels wenige Kelvin unterhalb der Wärmequellen-Medientemperatur TWQ liegen, damit die Temperaturdifferenz eine Wärmeübertragung treibt.
  • Im Verdampfer erfolgt eine Übertragung von Verdampfungswärmeenergie Qv vom Wärmequellenfluid des Wärmequellensystems 300, welches ein Solesystem, ein Erdwärmesystem zur Nutzung von Wärmeenergie QQ aus dem Erdreich, ein Luftsystem zur Nutzung von Energie QQ aus der Umgebungsluft oder eine andere Wärmequelle sein, die die Quellenergie QQ an das Dampfkompressionssystem 200 abgibt.
  • Das in den Verdampfer 240 einströmende Kältemittel reduziert beim Durchströmen des Verdampfers 240 durch Wärmeaufnahme QQ seinen Nassdampfanteil und verlässt den Verdampfer 240 vorteilhaft mit einem geringen Nassdampfanteil oder vorteilhaft auch als überhitztes gasförmiges Kältemittel. Das Wärmequellenmedium wird mittels einer Solepumpe 330 bei Sole - Wasser-Wärmepumpen oder einem Außenluftventilator bei Luft/Wasser-Wärmepumpen durch den Wärmequellenmedienpfad des Verdampfers 240 gefördert, wobei beim Durchströmen des Verdampfers dem Wärmequellenmedium die Wärmeenergie QQ entzogen wird.
  • Im Rekuperator 250 wird Wärmeenergie Qi zwischen dem vom Verflüssiger 220 zum Expansionsventil 230 strömenden Kältemittel auf das vom Verdampfer 240 zum Verdichter 210 strömende Kältemittel übertragen, wobei das vom Verdampfer 240 zum Verdichter 210 strömende Kältemittel insbesondere weiter überhitzt.
  • Dieses überhitzte Kältemittel, welches mit einer Überhitzungstemperatur TKe aus dem Rekuperator 250 austritt, wird zum Kältemitteleintrittsanschluss 211 des Verdichters 210 geleitet.
  • Der Rekuperator 250 ist im Dampfkompressionskreis 200 eingesetzt, um den Gesamt - Wirkungsgrad als Quotient aus abgegebener Heizleistung QH und aufgenommener elektrischer Leistung Pe zum Antrieb des Verdichtermotors zu erhöhen.
  • Zu diesem Zweck wird dem Kältemittel, welches im Verflüssiger 220 Wärmeenergie QH auf einem wärmesenkenseitigen Temperaturniveau an das Heizmedium abgibt, im Hochdruckpfad des Rekuperators 250 durch Unterkühlung weitere Wärmeenergie Qi entzogen.
  • Der innere Energiezustand des Kältemittels beim Eintritt in den Verdampfer 240 ist durch diesen Wärmeentzug Qi reduziert, sodass das Kältemittel bei gleichem Verdampfungstemperaturniveau mehr Wärmeenergie QQ aus der Wärmequelle 300 aufnehmen kann.
  • Anschließend wird dem Kältemittel, nach dem Verdampferaustritt 242 aus dem Verdampfer 240, im Niederdruckpfad bei Niederdruck ND und bei einer Niederdrucktemperatur entsprechend einer Verdampferaustrittstemperatur TVa am Eintritt in den Rekuperator 250 die im Hochdruckpfad entzogene Wärmeenergie Qi wieder zugeführt. Die Zuführung der Energie bewirkt vorteilhat eine Reduzierung des Nassdampfanteils auf einen Zustand ohne Nassdampfanteil. Die Überhitzung wird durch weitere Energiezuführung sichergestellt.
  • Des Weiteren sind zur Erfassung des Betriebszustandes des Dampfkompressionssystems 200 vorteilhaft folgende Sensoren angeordnet, mit denen insbesondere zur Absicherung und Optimierung der Betriebsbedingungen des Dampfkompressionssystems 200 insbesondere bei Betriebszustandsänderungen eine modellbasierte Vorsteuerung umgesetzt ist.
  • Einerseits erfolgt vorteilhaft mit Hilfe der durch Sensoren erfassten Prozesswerte eine Absicherungen bezüglich zulässiger Arbeitsbereiche der Komponenten wie insbesondere dem Verdichter 210, andererseits erfolgen basierend auf den Sensordaten modellbasierte Vorsteuerungen insbesondere einer Drehzahl des Verdichters 210 und/oder einem Ventilöffnungsgrad des Expansionsventils, so dass die Regler zur Ausregelung einer sich dennoch, durch die Vorsteuerung aber kleineren, Regelabweichung nur noch kleinere Korrekturen durchführen muss:
    • Ein Hochdrucksensor 503 vorteilhaft zur Erfassung des Hochdrucks HD des Kältemittels am Verdichteraustritt 212 oder zwischen dem Verdichteraustritt 212 und dem Expansionsventileintritt 231,
    • ein Heißgastemperatursensor 504 vorteilhaft zur Erfassung einer Heißgastemperatur THG des Kältemittels am Verdichteraustritt 212, oder im Kältekreisabschnitt zwischen dem Verdichteraustritt 212 und dem Verflüssigereintritt 221,
    • ein Innentemperatursensor 506 vorteilhaft zur Erfassung der Innentemperatur Tie des Kältemittels zwischen dem hochdruckseitigem internen Rekuperatorauslass 252 des Kältemittels aus dem Rekuperator 250 und dem Expansionsventileitritt 231. Die Innentemperatur ist vorteilhaft auch als "Rekuperatoraustrittstemperatur Hochdruckpfad" benannt und
    • vorteilhaft ein Rekuperatorinnentemperatursensor 505. Der Rekuperatorinnentemperatursensor 505 erfasst vorteilhaft Verflüssigeraustrittstemperatur TFA des Kältemittels in der Strömungsrichtung am Verflüssigeraustritt oder dem hochdruckseitigen Rekuperatoreintritt und daher wird vorteilhaft die Verflüssigeraustrittstemperatur TFA vom Rekuperatorinnentemperatursensor 505 gemessen.
  • Die folgenden Sensoren sind insbesondere für die Durchführung des erfindungsgemäßen Verfahrens vorteilhaft:
    • Ein Niederdrucksensor 502 zur Erfassung des Niederdrucks ND des Kältemittels am Verdichtereintritt 211, oder zwischen dem Expansionsventil 230 und dem Verdichtereintritt 211,
    • ein Verdampferaustrittstemperatursensor 508 zur Erfassung der Verdampferaustrittstemperatur TVa des Kältemittels am Verdampferaustritt 242 oder zwischen dem Verdampferaustritt 242 und dem niederdruckseitigen Eintritt des Kältemittels in den Rekuperatoreinlass 251 des Rekuperators 250 und
    • ein Niederdrucktemperatursensor 501 misst vorteilhaft eine Verdichtereintrittstemperatur oder dient vorteilhaft zur Erfassung der Kältemittelniederdrucktemperatur TND oder vorteilhaft einer Verdichtereintrittstemperatur TKE am Verdichtereintritt 211, oder zwischen dem niederdruckseitigem Rekuperatorauslass 252 des Kältemittels aus dem Rekuperator 250 und dem Verdichtereintritt 211.
  • Die Prozessgröße, welche einen maßgeblichen Einfluss auf den Gesamt - Wirkungsgrad des Dampfkompressionskreises 200 als Quotient zwischen der vom Dampfkompressionskreis 200 übertragenen Heizleistung QH zu einer vom Verdichter 210 aufgenommenen elektrischen Leistung Pe hat, ist die Überhitzung des Kältemittels am Verdichtereintritt 211. Zur Einhaltung zulässiger Verdichter - Betriebsbedingungen werden vorteilhaft allerdings Beschränkungen bezüglich des erlaubten Überhitzungsbereiches des Kältemittels am Verdichtereintritt eingehalten. Zu niedrige Überhitzungen gefährden insbesondere die Schmiereigenschaften des Maschinenöls, zu hohe Überhitzungen bewirken insbesondere eine zu hohe Heißgastemperatur.
  • Die Überhitzung beschreibt die Temperaturdifferenz zwischen der erfassten Verdichtereintrittstemperatur TKE des Kältemittels und der Verdampfungstemperatur des Kältemittels bei gesättigtem Dampf.
  • Erfindungsgemäß wird vorzugsweise die Verdichtereintrittsüberhitzung derart geregelt, dass kein Kondensat durch Taupunktunterschreitung des in der Umgebungsluft enthaltenden Wasserdampfanteils an Komponenten des Kältekreises insbesondere im Abschnitt zwischen Kältemittelaustritt des Rekuperators 252 und Verdichtereintritt 211 ausfällt. Der Kältekreisabschnitt zwischen Verdampferaustritt 242 und Rekuperatoreintritt 251 ist zwar üblicherweise kälter, weil dieser typischerweise nur ein kurzer Rohrabschnitt ist, ist eine bessere Isolierung im Vergleich zu dem Abschnitt zwischen Kältemittelaustritt des Rekuperators 252 und Verdichtereintritt 211 möglich. Beispielsweise sitzt an der Stelle des Verdichtereintritts 211 am Verdichter der Kältemittelabscheider, der geschützt werden soll. Dieser kann schlecht eingehaust werden, so dass hier die Temperatur so hochgehalten werden soll, dass nichts kondensiert. Die Problematik der Kondensation tritt auf der Hochdruckseite im Regelfall nicht auf. Auch die Passage zwischen hochdruckseitigem Rekuperatoraustritt 252 und Eintritt in das Expansionsventil 231 kühlt regelmäßig in Abhängigkeit des Betriebspunktes bei idealen Wärmeübertragungsbedingungen im Rekuperator 250 auf das Temperaturniveau des Kältemittels am Verdampferaustritt 242 ab. Da aber auch diese Passage typischerweise kurz ist und man kann sie sehr gut isolieren kann, ist auch dieser Abschnitt im Regelfall nicht problematisch. Es sollte jedoch beachtet werden, dass das erfindungsgemäße Verfahren einen Kondensatabfall grundsätzlich über den gesamten Kreislauf der Wärmepumpe verhindern kann.
  • Wenn - zum Zwecke eines Zahlenbeispiels - ein Verdampfungstemperaturniveau von ca. -10°C angenommen wird und die Temperatur am Soleeintritt 330 bei etwa -10°C, am Soleaustritt 310 etwa -13°C und am Verdichtereintritt 5°C beträgt, beträft die Überhitzung 15K.
  • Vorteilhaft sind bei vielen Anlagen Raumtemperatursensor und Raumfeuchtesensor, die eine genaue Bestimmung der Auskondensierungsbedingungen der Luft ermöglicht, bspw. liegt bei 21 °C und 60% rel. Feuchte die Kondensationstemperatur im Bereich von 13°C. Unter diesen Bedingungen findet also, so lange die Rohrtemperatur über 13°C zuzüglich gegebenenfalls einen Puffer, bspw. 1K, keine Kondensation statt.
  • An dem selbstverständlich nicht einschränkenden Zahlenbeispiel festgehalten wird nun die Erzielung einer Überhitzung von 15K bei einer Verdichtereintrittstemperatur von 5°C erreicht. Diese Temperatur liegt unter den 13°C, die für die aktuellen Umgebungsbedingungen als Kondensationstemperatur des in der Umgebungsluft befindlichen Wasserdampfanteils bestimmt ist. Demnach findet Kondensation statt. Soll die Verdichtereintrittstemperatur wenigstens 14°C, d.h. Kondensationstemperatur plus Puffer, betragen, muss die Überhitzung um 9K größer werden, d.h. eine Überhitzung von 24K eingehalten werden.
  • Grenzwerte, insbesondere für die Überhitzung, legen arbeitspunktabhängig den zulässigen Überhitzungsbereich der Komponenten am Verdichtereintritt 211 fest. Weiterhin bestehen aber auch Abhängigkeiten zwischen der Verdichtereintrittsüberhitzung dTÜE und dem Gesamtwirkungsgrad des Dampfkompressionskreises 200 oder auch zwischen Verdichtereintrittsüberhitzung dTÜE und einer Stabilität S eines Regelwertes R vorteilhaft bei der Ausregelung der Verdichtereintrittsüberhitzung.
  • Zur Berücksichtigung all dieser Anforderungen werden vorteilhaft in Abhängigkeit des Arbeitspunktes des Dampfkompressionskreises 200, die Wärmequellenmedientemperatur, die Heizmediumtemperatur, die Verdichterleistung Pe und Zielwerte Z oder der Zielwert Z für eine Berechnung der Verdichtereintrittsüberhitzung dTÜE herangezogen. Alternativ oder zusätzlich kann aus den vom Arbeitspunkt abhängigen Kältekreis-Messgrößen wie Wärmequellenmedientemperatur, Heizmediumtemperatur, Verdichterleistung Pe und parametrierbaren, also an das Verhalten der jeweiligen Kältekreiskomponenten angepasste Koeffizienten eine Berechnung des Zielwertes Z als Vorgabewert für die Verdichtereintrittsüberhitzung dTÜE durchgeführt werden. Im einfachsten Fall ist der Zielwert für die Verdichtereintrittsüberhitzung dTÜE unabhängig von allen Betriebsbedingungen konstant, z.B. 10 Kelvin. Bei einer komplexeren Anpassung wird er als Funktion einer Arbeitspunktgröße, z.B. der Verdichterleistung Pe variiert oder bei noch komplexerer Anpassung variiert er als Funktion mehrerer Arbeitspunktgrößen.
  • Es wird eine Regelabweichung der Verdichtereintrittsüberhitzung dTÜE und eine Regelabweichung der Verdampferaustrittsüberhitzung dTÜA miteinander gewichtet kombiniert, woraus im Regler 500 eine Gesamtregelabweichung berechnet wird, welche zur Regelung des Dampfkompressionskreises 200 eingespeist wird. Vorteilhaft präziser werden zunächst die Regelabweichungen von der Verdichtereintrittsüberhitzung dTÜE und Verdampferaustrittsüberhitzung dTÜA durch die Bildung der Differenzen zwischen den jeweiligen Messwerten und Zielwerten gebildet.
    • Regelabweichung der Verdichtereintrittsüberhitzung dTÜE = Messwert Verdichtereintrittsüberhitzung - Zielwert Verdichtereintrittsüberhitzung ZTÜE
    • Regelabweichung der Verdampferaustrittsüberhitzung dTÜA = Messwert Verdampferaustrittsüberhitzung - Zielwert Verdampferaustrittsüberhitzung ZTÜA
  • Dann wird vorteilhaft aus dem gewichteten Einfluss von der Regelabweichung der Verdichtereintrittsüberhitzung dTÜE und dem gewichteten Einfluss der Regelabweichung der Verdampferaustrittsüberhitzung dTÜA im Regler 500 die Gesamtregelabweichung berechnet, welche zur Regelung des Dampfkompressionskreises 200 eingespeist wird.
  • Beim Dampfkompressionskreis 200 passiert das Kältemittel nach der Entspannung durch das Expansionsventil 230 zwei sequentiell angeordnete Wärmeübertrager, den Verdampfer 240 und den Rekuperator 250 in welchen dem Kältemittel Wärmeenergie QQ und Qi zugeführt wird.
  • Im Verdampfer 250 wird dem Kältemittel Quellwärmeenergie QQ aus dem Wärmequellsystem 300 zugeführt. Das Temperaturniveau der zugeführten Quellwärme QQ ist auf einem Temperaturniveau der Wärmequelle, insbesondere wie des Erdreiches oder der Außenluft.
  • In dem in Kältemittel Hochdruck-Strömungsrichtung SHD nachfolgenden Rekuperator 250 wird dem Kältemittel Wärmeenergie Qi nach Verlassen des Verflüssigers 220 entzogen. Das Temperaturniveau des Kältemittels am Austritt des Verflüssigers stellt sich in etwa auf Höhe der Rücklauftemperatur des Heizmediums ein.
  • Diese Verschaltung des Verdampfers 240 mit dem Rekuperator 250 in Reihe hat einen entscheidenden Einfluss auf die Übertragungsfunktion der Regelstrecke für die Regelung Verdichtereintrittsüberhitzung dTÜE.
  • Der Regelwert R ist vorteilhaft die gewichtete Verknüpfung der Regelabweichung der Verdichtereintrittsüberhitzung dTÜE mit der Regelabweichung der Verdampferaustrittsüberhitzung.
  • Aktor-Betriebszustandsgrößen mit einem Einfluss auf den Regelwert R, insbesondere der Verdichtereintrittsüberhitzung dTÜE, sind im betreffenden Dampfkompressionskreis 200 die Verdichterdrehzahl und/oder den Öffnungsgrad des Expansionsventils 230, womit auch vorteilhaft der Niederdruck ND und das Verdampfungstemperaturniveau bestimmt sind.
  • Besonders vorteilhaft haben Aktoren Einfluss auf den Regelwert R, insbesondere auf die gewichtete Verknüpfung der Regelabweichung der Verdichtereintrittsüberhitzung mit der Regelabweichung der Verdampferaustrittsüberhitzung. Im betreffenden Dampfkompressionskreis 200 sind insbesondere der Verdichter 210 durch die Variation der Verdichterdrehzahl und das Expansionsventil 230 durch Beeinflussung des Öffnungsgrades solche Aktoren. Diese beiden Aktoren beeinflussen den Niederdruck ND und das Verdampfungstemperaturniveau.
  • Hierbei sind nicht alle Einflüsse gewünscht. So verändert beispielsweise eine Änderung der Verdichterdrehzahl zur Einregelung der gewünschten Heizleistung ohne weitere kompensatorische Änderungen des Öffnungsgrades des Expansionsventils den Regelwert R in unerwünschte Bereiche, sodass eine mit der Verdichterdrehzahländerung einhergehende modellbasiert unterstützte Öffnungsgradänderung des Expansionsventils zur Einregelung von R vorteilhaft, gegebenenfalls sogar erforderlich ist.
  • Vorteilhaft wird im Dampfkompressionskreis 200 die Verdichterdrehzahl so eingestellt, dass die vom Dampfkompressionskreis 200 an das Heizmedium übertragene Heizleistung QH dem angeforderten Zielwert Z entspricht. Zur Einhaltung dieser Vorgabe ist eine Beeinflussung der Verdichterdrehzahl zur Regelung der Verdichtereintrittsüberhitzung dTÜE vorteilhaft untergeordnet oder nicht angebracht.
  • Vorteilhaft wird der Öffnungsgrad des Expansionsventils 230 als Stellwert für die Regelung der Verdichtereintrittsüberhitzung dTÜE verwendet. Der Einfluss des Öffnungsgrades des Expansionsventils 230 auf die Verdichtereintrittsüberhitzung dTÜE vollzieht sich wie folgt:
    Das Expansionsventil 230 agiert als Düse mit elektromotorisch verstellbarem Düsenquerschnitt, bei welchem üblicherweise mittels eines Schrittmotors eine nadelförmige Düsennadel per Gewinde in einen Düsensitz gefahren wird.
  • Der Kältemitteldurchsatz durch das Expansionsventil ist bei Betrieb mit flüssigem Kältemittel am Expansionsventileintritt 231 in etwa proportional zur Quadratwurzel des Druckunterschiedes zwischen dem Expansionsventileintritt 231 und -austritt 232 multipliziert mit einem aktuellen relativen Wert des Düsenquerschnitts oder Öffnungsgrads und vorteilhaft einer vom Kältemittel - und einer Geometrie des Expansionsventils 230 abhängigen Konstante.
  • Da bei einer in einem Arbeitspunkt mit einer als konstant angenommenen Verdichterdrehzahl und einer als konstant angenommenen Heizmediumtemperatur Tws auch der korrespondierende Hochdruck HD des Kältemittels beim Eintritt in das Expansionsventil 230 als konstant angenommen werden kann, beeinflusst der Öffnungsgrad des Expansionsventil 230 maßgeblich nur den Niederdruck ND, also des Austrittsdruck aus dem Expansionsventil 230.
  • Wird der Öffnungsgrad des Expansionsventils 230 verringert, so passiert weniger Kältemittel bei konstantem Hochdruck HD und zunächst noch konstantem Niederdruck ND das Expansionsventil 230. Da der Verdichter 210 aber weiterhin zunächst den gleichen Kältemittelmassenstrom fördert, wird in Hochdruck-Strömungsrichtung SHD durch das Expansionsventil 230 weniger Kältemittel zugeführt, als vom Verdichter 210 abgesaugt wird.
  • Da es sich bei Kältemitteldampf um ein kompressibles Medium handelt, sinkt dann der Niederdruck ND auf der Niederdruckseite des Dampfkompressionskreises 200. Bei sinkendem Niederdruck ND sinkt in etwa proportional der Massenstrom von Kältemittel durch den Verdichter 210, da dessen Förderleistung sich angenähert als Rauminhalt / Zeit beschreiben lässt, bedingt durch insbesondere die Kolbenhübe, und es stellt sich ein entsprechend reduzierter Niederdruckwert ND ein, bei welchem der durch das Expansionsventil 230 zugeführte Kältemittelmassenstrom gleich dem vom Verdichter 210 abgeführten Kältemittelmassenstrom ist.
  • Wird der Öffnungsgrad des Expansionsventils 230 vergrößert, so passiert mehr Kältemittel bei konstantem Hochdruck HD und zunächst noch konstantem Niederdruck ND das Expansionsventil 230. Da der Verdichter 210 aber weiterhin zunächst den gleichen Kältemittelmassenstrom fördert, wird der Niederdruckseite ND des Kältekreises durch das Expansionsventil 230 mehr Kältemittel zugeführt, als vom Verdichter 210 abgesaugt wird. Da es sich beim Kältemitteldampf um ein kompressibles Medium handelt, steigt der Niederdruck ND auf der Niederdruckseite des Dampfkompressionskreises 200. Bei steigendem Niederdruck ND steigt die Massenstromförderleistung des Verdichters 210 in etwa proportional, da dessen Förderleistung sich angenähert als Rauminhalt / Zeit beschreiben lässt, und es stellt sich ein entsprechend erhöhter Niederdruck ND ein, bei welchem der durch das Expansionsventil 230 zugeführte Kältemittelmassenstrom gleich dem vom Verdichter 210 abgeführte Kältemittelmassenstrom ist.
  • Der Niederdruck ND wiederum beeinflusst maßgeblich die Wärmeübertragung zwischen Wärmequellenmedium und Kältemittel im Verdampfer 240. Der Wärmestrom QQ aus dem Wärmequellsystem 300 wird zwischen dem Wärmequellmedium und dem Kältemittel mit unterschiedlicher Temperatur übertragen, wobei der Wärmestrom QQ dabei abhängig vom der Temperaturdifferenz zwischen dem Wärmequellmedium und dem Kältemittel und dem Wärmeübergangswiderstand einer Wärmeübertragungsschicht des Verdampfers 240 ist.
  • Der Wärmeübergangswiderstand zwischen Wärmequellenmedienpfad des Verdampfers und Kältemittelpfad des Verdampfers ist in einem jeweiligen Dampfkompressionskreis 200 als in etwa konstant anzunehmen. Daher ist die Größe der Wärmeübertragungsleistung im Verdampfer 240 maßgeblich abhängig vom Integral der Temperaturdifferenzen aller Flächenelemente der Wärmeübertragungsschicht.
  • Um ein hinreichendes Maß von Wärmeenergie QQ vom Wärmequellesystem 300 an das Kältemittel übertragen zu können, muss sichergestellt sein, dass die Temperatur des Wärmequellenmediums in möglichst allen Flächenelementen der Übertragungsschicht des Wärmeübertragers, hier des Verdampfers 240, größer ist als die Temperatur des Kältemittels am jeweiligen Flächenelement ist.
  • Ist der Aggregatzustand des Kältemittels beim Durchströmen des Verdampfers 240 gesättigter Dampf, so stellt sich eine Kältemitteltemperatur ein, welche durch die Sättigungsdampfkennlinie als Stoffeigenschaft des Kältemittels eine Funktion des Niederdrucks ND des Kältemittels ist. Somit lässt sich durch eine Steuerung des Niederdruckes ND oder auch eines Verdampfungsdruckes indirekt eine Steuerung der Verdampfungstemperatur des Kältemittels beim Durchströmen des Rekuperators 250 steuern.
  • Die Wärmeenergie QQ, welche vom Wärmequellensystem an das den Verdampfer 240 durchströmende Kältemittel übertragen wird, bewirkt eine Aggregatzustandsbeeinflussung des Kältemittels.
  • Der Nassdampfanteil im gesättigten Kältemitteldampf nimmt bei konstantem Niederdruck bei Wärmeübertragung an das Kältemittel ab. Bei einer unvollständigen Verdampfung ist der Nassdampfanteil und damit auch der innere Energiezustand des Kältemittels beim Austritt aus dem Wärmeübertrager eine Funktion vom:
    • Nassdampfanteil bei Eintritt in den Verdampfer 240,
    • Kältemittelmassenstrom,
    • Übertragener Wärmeleistung QQ, und von einer
    • Enthalpiedifferenz im Nassdampfgebiet beim jeweiligen Niederdruck ND, welche das Kältemittel als Stoffkonstante als Funktion des Drucks aufweist.
  • Zur vollständigen Verdampfung erfolgt eine zusätzliche Energiezuführung im Rekuperator 250, um das Kältemittel über den Zustand gesättigten Dampfes hinaus zu überhitzen.
  • Mit dem Verfahren wird bei gegebenen Betriebsbedingungen des Dampfkompressionskreises 200 in Abhängigkeit der Stellgröße "Öffnungsgrad Expansionsventil 230" ein korrespondierender Kältemittelzustand beim Austritt aus dem Verdampfers 240 eingestellt.
  • Im eingeschwungenen Zustand ergibt sich hinsichtlich einer Regelstreckensteilheit der "isolierten" Regelstrecke "Verdampfer 240" ein Regelstreckenverhalten mit moderater Steilheit. Das Regelstreckenverhalten ist insbesondere gekennzeichnet durch Regelstreckenausgangswertes Verdampferaustrittsüberhitzung als Funktion des Regelstreckeneingangswertes Expansionsventilöffnungsgrad.
  • Vorteilhaft wird ein Kältemittel, insbesondere als Kältemittel ein Kältemittelgemisch verwendet, welches einen "Temperaturglide" aufweist, insbesondere wird vorteilhaft R454C verwendet.
  • Die Einstellung dieses Zustandes erfolgt vorteilhaft auch durch eine regelungstechnische Beeinflussung wenigstens einer oder mehrerer der verschiedenen folgenden Zeitkonstanten; die letztendlich die Prozessgröße Kältemittelüberhitzung am Verdampferaustritt 242 beeinflussen:
    • Eine erste Zeitkonstante bewirkt vorteilhaft eine Verzögerung der mechanischen Öffnungsgradänderung des Expansionsventils 230 durch die Begrenzung der Verfahrgeschwindigkeit durch den Regler 500, der Regelwert R wird in dieser ersten Zeitkonstante Z in der Verfahrgeschwindigkeit durch einen Bremswert reduziert. Der Bremswert kann beispielsweise die reglertechnische Zykluszeit, in welcher ein Verfahrschritt des Expansionsventils 230 gesteuert wird, umfassen.
    • Eine zweite Zeitkonstante wirkt durch den Regler 500 vorgegeben vorteilhaft auf eine verzögerte Einstellung eines korrespondierenden Niederdruckes bei Öffnungsgradänderungen des Expansionsventils 230 aufgrund der Kompressibilität des Kältemitteldampfes bei Niederdruck ND im Niederdruckpfad.
    • Eine dritte Zeitkonstante ist vorteilhaft eine thermische Zeitkonstante der Wärmeübertragungsschicht des Verdampfers 240, wobei eine Änderung des Verdampfungsdruckes und damit der Verdampfungstemperatur eine verzögerte Temperaturänderung der Wärmeübertragungsschicht des Verdampfers, welcher oft mehrere Kilogramm Metall hat und des Wärmequellenmediums.
    • Eine vierte Zeitkonstante ergibt sich vorteilhaft aus verzögerten Aggregatzustandsänderungen des Kältemittels bei Verdampfungstemperaturänderungen.
    • Eine fünfte Zeitkonstante ergibt sich vorteilhaft aus dem Transport des Kältemittels durch den Verdampfer 240 mit einer endlichen Strömungsgeschwindigkeit.
  • Es stellt sich also vorteilhaft nach Änderung der Stellgröße "Öffnungsgrad des Expansionsventils 230" eine Verzögerung der korrespondierenden Kältemittelzustandsänderung beim Austritt aus dem Verdampferaustritt 242 ein und eine Gesamtzeitkonstante Zges liegt arbeitspunktabhängig vorteilhaft im Bereich von 30 Sekunden bis etwa 5 Minuten.
  • Nach Durchströmung des Verdampfers 240 tritt das Kältemittel bei Niederdruck ND in den Niederdruckpfad des Rekuperators 250 ein.
  • Der Aggregatzustand des Kältemittels beim Einströmen in den Rekuperators 250 ist in einem üblichen Betriebsfall, also vorteilhaft entweder gesättigter Dampf mit einem geringen Dampfanteil zwischen 0 bis 20 % oder insbesondere auch vorteilhaft auch bereits überhitztes Kältemittel.
  • Bei vorteilhaft gesättigtem Dampf stellt sich eine Kältemitteltemperatur ein, welche durch die Sättigungsdampfkennlinie des Kältemittels eine Funktion des Kältemitteldruckes ist. Bei Eintritt von überhitztem Kältemittel wird die Kältemitteltemperatur maximal eine Größe annehmen, welche der Eintrittstemperatur des Wärmequellenmediums entspricht. In diesem Fall entspricht die Größe vorzugsweise der Eintrittstemperatur des Kältemittels in den Hochdruckpfad des Rekuperators 250, also die Temperatur des Kältemittels nach Austritt aus dem Verflüssiger 220.
  • Um ein hinreichendes Maß von Wärmeenergie vom Kältemittel des hochdruckseitigen Kältemittelpfad an das Kältemittel des niederdruckseitigen Kältemittelpfad im Rekuperator 250 übertragen zu können, muss sichergestellt sein, dass die Temperatur des Kältemittels des hochdruckseitigen Kältemittelpfads auf Hochdruck HD in möglichst allen Flächenelementen der Übertragungsschicht des Rekuperators 250 größer als die Temperatur des Kältemittels des niederdruckseitigen Kältemittelpfades bei Niederdruck ND am jeweiligen Flächenelement ist.
  • Die korrespondierenden Temperaturen des Heizsystems 400 des Dampfkompressionssystems 200 sind in einem Heizfall höher als die korrespondierenden Temperaturen der Wärmequelle wie dem Erdreich oder der Außenluft.
  • Die Wärmeenergie Qi, welche vom Kältemittel bei Hochdruck HD des hochdruckseitigen Kältemittelpfads an das Kältemittel bei Niederdruck im niederdruckseitigen Kältemittelpfad des Rekuperators 250 übertragen wird, bewirkt eine Aggregatzustandsbeeinflussung des Kältemittels auf der Niederdruckseite. Der Nassdampfanteil des den Rekuperator 250 niederdruckseitig bei Niederdruck ND durchströmenden Kältemittels nimmt bei einer Wärmeübertragung an das Kältemittel ab und nach einer vollständigen Verdampfung erfolgt vorteilhaft eine Überhitzung des Kältemittels.
  • Der innere Energiezustand des Kältemittels, beim Austritt aus dem niederdruckseitigen Pfad des Rekuperators, wird vorteilhaft abhängig von einem oder mehreren der folgenden Faktoren beeinflusst. Hierbei sollte beachtet werden, dass die Energiezustandsänderung ausschließlich auf physikalischen Abhängigkeiten beruht, wobei der Regler die Steuerung der Aktoren beeinflusst, was dann natürlich auch die physikalischen Größen wie den Kältemittelmassenstrom beeinflusst:
    • Nassdampfanteil bei Eintritt in den Rekuperator 250,
    • Kältemittelmassenstrom,
    • übertragene Wärmeleistung Qi, womit vorteilhaft abhängig von der Temperaturdifferenz zwischen der Temperatur des Kältemittels bei Hochdruck HD im hochdruckseitigen Kältemittelpfad und der Temperatur des Kältemittels des niederdruckseitigen Kältemittelpfades bei Niederdruck ND geregelt wird, und/oder
    • eine Enthalpiedifferenz im Nassdampfgebiet beim jeweiligen Niederdruck ND.
  • Vorteilhaft wird somit bewirkt, dass sich in Abhängigkeit der gegebenen Betriebsbedingungen des Dampfkompressionskreises 200 sowie in Abhängigkeit der Stellgröße "Öffnungsgrad Expansionsventil 230" ein korrespondierender Kältemittelzustand beim Austritt 252 aus dem Rekuperator 250 beim Niederdruck ND einstellt.
  • Im eingeschwungenen Zustand ergibt sich hinsichtlich Regelstreckensteilheit der "isolierten" Regelstrecke beim Niederdruck ND des Kältemittels im niederdruckseitiger Pfad des Rekuperators 250 ein Regelstreckenverhalten mit hoher Steilheit, bei in etwa gleichbleibendem inneren Energiezustand des Kältemittels beim Eintritt 251 in den niederdruckseitigen ND Pfad des Rekuperators 250. Mit einer insbesondere relativen Öffnungsgradänderung des Expansionsventils von 1 % wird eine Überhitzungsänderung am Austritt des Kältemittels aus dem Verdampfer 230 von vorteilhaft etwa 10 K oder auch über 10 K eingestellt.
  • Gegenüber dem Rekuperator 250 erfolgt vorteilhaft eine wesentlich höhere Wärmeübertragung im Verdampfer 240 zwischen dem Quellmedium und dem Kältemittel im Verdampfer 240.
  • So erfolgt zwar im Verdampfer 240 eine wesentlich höhere Wärmeübertragung als im Rekuperator 250, was auch erforderlich ist, da der Umgebung mittels Verdampfer 240 eine wesentlich größere Energie entzogen werden soll, als sie nur im Rekuperator 250 innerhalb des Kältekreises zu übertragen. Die treibende Temperaturdifferenz kann aber beispielsweise im Rekuperator zwischen 20 bis 60K betragen, während diese im Verdampfer lediglich zwischen 3 bis 10 K beträgt. Um die gewünschten Energien trotz unterschiedlicher treibender Temperaturdifferenzen übertragen zu können, wird beispielsweise die Austauscherfläche des Verdampfers ca. 5 bis 20 mal größer ausgelegt als die des Rekuperators 250.
  • Die Einstellung dieses Zustandes erfolgt hierbei vorteilhaft unter Verwendung wenigstens einer der folgenden Zeitkonstanten Z:
    • Mit einer elften Zeitkonstante Z11 wird vorteilhaft eine Verzögerung der mechanischen Öffnungsgradänderung des Expansionsventils 230 durch die Begrenzung einer Verfahrgeschwindigkeit vorgegeben.
    • Eine zwölfte Zeitkonstante Z12 wirkt vorteilhaft auf die verzögerte Einstellung eines korrespondierenden Niederdruckes ND bei Öffnungsgradänderungen des Expansionsventils 230 aufgrund der Kompressibilität des Kältemitteldampfes im Niederdruckpfad ND.
    • Eine 13. Zeitkonstante Z13 ist eine thermische Zeitkonstante der Wärmeübertragungsschicht des Verdampfers. Somit bewirkt eine Änderung des Verdampfungsdruckes und damit der Verdampfungstemperatur eine verzögerte Temperaturänderung der Wärmeübertrageschicht, welche oft mehrere Kilogramm Metall beinhaltet, und des Kältemittels im Niederdruckpfad des Verdampfers 240.
    • Eine 14. Zeitkonstante Z14 wird vorteilhaft aus verzögerten Aggregatzustandsänderungen des Kältemittels bei Verdampfungstemperaturänderungen ermittelt oder vorgegeben.
    • Eine 15. Zeitkonstante Z15 ergibt sich vorteilhaft aus dem Transport des Kältemittels durch den Verdampfer 240 mit einer endlichen Strömungsgeschwindigkeit und wird berücksichtigt.
  • Der niederdruckseitige Kältemittelpfad des Rekuperators 250 wird aus dem Verdampferaustritt 242 des Verdampfers 240 gespeist. Der innere Energiezustand des Kältemittels wird auch hier bereits durch zumindest zwei Zeitkonstanten Z, Z11, Z12, Z13, Z14, Z15, Zges nach Änderung der Stellgröße "Öffnungsgrad Expansionsventil" verzögert.
  • Nach Änderung der Stellgröße "Öffnungsgrad Expansionsventil 230" stellt sich dann eine weitere Verzögerung der korrespondierenden Kältemittelzustandsänderung durch das Zeitverhalten des Rekuperators 250 beim Austritt aus dem niederdruckseitigen Kältemittelpfad des Rekuperators 250 ein.
  • Das Zeitverhalten des Rekuperators 250 lässt sich vorteilhaft als Rekuperatorgesamt - Zeitkonstante Zges abhängig vom jeweiligen Arbeitspunkt des Dampfkompressionskreises im Bereich zwischen in etwa 1 Minuten bis 30 Minuten berücksichtigen.
  • Es erfolgt vorteilhaft eine gewichtete Kombination Verdichtereintrittsüberhitzung dTÜE und der der Verdampferaustrittsüberhitzung dTÜA, indem insbesondere mittels einer gewichteten Kombination der Regelabweichung der Verdichterüberhitzung und der Regelabweichung der Verdampferaustrittsüberhitzung dTÜA die Gesamtregelabweichung berechnet wird, welche im Regler 500 zur Regelung des Dampfkompressionskreises 200 eingespeist wird.
  • Die Verdichtereintrittsüberhitzung dTÜE wird vorteilhaft als Haupt - Regelgröße verwendet und die korrespondierenden Signalflüsse und Signalverarbeitungen erfolgt insbesondere in den folgenden Verfahrensschritten:
    Schritt 1: Zunächst werden die Prozessgrößen Verdichtereintrittsüberhitzung dTÜE vorteilhaft als Hauptregelgröße und die Verdampferaustrittsüberhitzung dTÜA vorteilhaft als Hilfsgröße in einem ersten Verfahrensschritt messtechnisch erfasst.
  • Dazu wird jeweils eine Verdampfungstemperatur des Kältemittels am jeweiligen Erfassungspunkt entweder
    • direkt messtechnisch ermittelt, mit einem Temperatursensor, welcher so positioniert ist, dass er eine der Kältemitteltemperatur im Nassdampfgebiet entsprechende Temperatur erfasst oder
    • indirekt messtechnisch ermittelt, mit einem Drucksensor, welcher einen Kältemitteldruck des im Nassdampfgebiet verdampfenden Kältemittels erfasst und aus der kältemittelspezifischen Abhängigkeit zwischen Druck und Temperatur im Nassdampfgebiet dann die Verdampfungstemperatur berechnet wird.
  • Des Weiteren wird am jeweiligen dem Überhitzungsmesspunkt, insbesondere am Verdampferausgang 242 und/oder am Verdichtereingang 211 zugeordneten Temperaturen der Kältemitteltemperatur mittels Temperatursensoren 501, 508 erfasst. Es wird dann die Temperaturdifferenz des Kältemittels am jeweiligen Messpunkt und der Verdampfungstemperatur berechnet und dieser Temperaturdifferenzwert entspricht dann der jeweiligen Überhitzung des Kältemittels am Messpunkt.
  • Ausgangsgrößen der Berechnung in Schritt 1 sind dann die Verdichtereintrittsüberhitzung dTÜE und die Verdampferaustrittsüberhitzung dTÜA.
  • Schritt 2: Die Prozessgrößen Verdichtereintrittsüberhitzung dTÜE und Verdampferaustrittsüberhitzung dTÜA werden zur Bildung zugeordneter Regelabweichungen mit jeweils zugeordneten Sollwerten in einem zweiten Schritt vorteilhaft verrechnet:
    Der Sollwert für die Verdichtereintrittsüberhitzung dTÜE wird vorteilhaft zur Sicherstellung des zulässigen Verdichtersbetriebsbereiches und eines möglichst hohen Wirkungsgrades des Kältekreises im Bereich zwischen ca. 5 K bis 20 K variiert.
  • Der Sollwert für die Verdampferaustrittsüberhitzung dTÜA am Verdampferaustritt 242 wird dann in Abhängigkeit der Kältekreis-Betriebsart und des Kältekreis-Arbeitspunktes so variiert, dass dieser im eingeschwungenen Regelfall in etwa dem sich einstellenden Prozesswert der Verdampferaustrittsüberhitzung dTÜA entspricht. Dieser Sollwert für die Verdampferaustrittsüberhitzung dTÜA kann modellbasiert in Abhängigkeit von einer Betriebsart oder einem Arbeitspunkt abhängig von der Verdampfungstemperatur, der Kondensationstemperatur, der Verdichterleistung, einem Sollwert der Verdichtereintrittsüberhitzung dTÜE am Verdichtereintritt 211 und/oder von Komponenteneigenschaften vorberechnet werden und adaptiv korrigiert werden.
  • Es wird dann die Regelabweichung der Verdichtereintrittsüberhitzung dTÜE berechnet, indem vom Prozesswert der Verdichtereintrittsüberhitzung dTÜE der Sollwert der Verdichtereintrittsüberhitzung dTÜE subtrahiert wird.
  • Es wird dann die Regelabweichung der Verdampferaustrittsüberhitzung dTÜA berechnet, indem vom Prozesswert der Verdampferaustrittsüberhitzung dTÜA der Sollwert der Verdampferaustrittsüberhitzung dTÜA subtrahiert wird.
  • Schritt 3: In einem dritten Verfahrensschritt werden die Regelabweichung der Verdichtereintrittsüberhitzung dTÜE und die Regelabweichung der Verdampferaustrittsüberhitzung dTÜA vorteilhaft zu einer Gesamtregelabweichung-Überhitzung kombiniert.
  • Die Kombination erfolgt insbesondere mittels einer gewichteten Addition der Einzel - Regelabweichungen.
  • Der Gewichtungseinfluss ist ein Maß für die anteilige Kombination der Einzel - Regelabweichungen und kann im Extremfall die ausschließliche Einbeziehung nur einer Einzel - Regelabweichung, aber üblicherweise die gewichtete Einbeziehung beider Einzel - Regelabweichungen bewirken.
  • Vorteilhaft wird der Gewichtungseinfluss als Wert zwischen 0 bis 1, also 0 bis 100 % veranschlagt und dieser Wert wird auf den Grad der Einbeziehung der Regelabweichung der Verdichtereintrittsüberhitzung dTÜE in die Gesamt - Regelabweichung einbezogen, womit sich für die Berechnung der Gesamt - Regelabweichung folgende Abhängigkeit ergibt: Gesamt Regelabweichtung Uberhitzung = Gewichtungseinfluss * Regelabweichung Verdichtereintrittsuberhitzung + 1 Gewichtungseinfluss * Regelabweichung Verdichtereintrittsuberhitzung
    Figure imgb0001
  • Der Wert des Gewichtungseinflusses kann vorteilhaft von der Betriebsart und/oder dem Arbeitspunkt der Wärmepumpe 100 abhängig variiert werden:
    • Beim Betriebsartübergang zwischen Betriebsart = Betrieb mit ausgeschaltetem Verdichter 210 und Betriebsart = Betrieb mit eingeschaltetem Verdichter 210 im Heizbetrieb wird aufgrund der dynamischen Prozesswerteänderungen beim Anfahren des Dampfkompressionssystems 200 vorteilhaft ausschließlich zunächst die Regelabweichung Verdampferaustrittsüberhitzung dTÜA in die Gesamt - Regelabweichung einbezogen, insbesondere ist der Wert eines Gewichtungseinflusses dann zunächst = 0 oder ein Wert vorteilhaft unter 20 %.
    • Nach einer Stabilisierungsphase des Dampfkompressionssystems 200 ist es vorteilhaft, nicht spontan auf den für den Regelbetrieb ausgelegten Wert des Gewichtungseinflusses umzuschalten, sondern den Übergang rampenförmig zu gestalten. In diesem Fall ist es vorteilhaft, dass der Wert vom Gewichtungseinfluss vom Startwert = 0, oder einem Wert insbesondere unter 20%, vorteilhaft rampenförmig auf den vorgesehenen Zielwert angehoben werden. Hiermit wird insbesondere eine Werteunstetigkeit bei einem spontanen Umschalten vermieden und somit Regelschwingungen vermieden.
    • Der Zielwert des Gewichtungseinflusses wird vorteilhaft an die jeweilige Betriebsart und den Arbeitspunkt angepasst. Betriebspunkte, welche sich durch erhöhte Schwingneigung auszeichnen bedürfen vorteilhaft einer geringeren Gewichtung der Regelabweichung der Verdichtereintrittsüberhitzung dTÜE, insbesondere wird hiermit ein regeltechnisch kritisches Signalverhalten der Verdichtereintrittsüberhitzung dTÜE aufgrund der gegenüber der Verdampferaustrittsüberhitzung dTÜA größeren Signalverzögerung und größeren Streckensteilheit eine Schwingneigung vermieden.
  • Schritt 4: In einem vierten Verfahrensschritt wird die berechnete Gesamt - Regelabweichung der Überhitzung dann im Regler 500 verarbeitet, welcher die korrespondierenden Aktoren des Kältekreises, insbesondere das Expansionsventil 230 mit dem stellbarem Öffnungsgrad und/oder den Verdichter 210 mit stellbarer Verdichterdrehzahl, so steuert, dass sich im eingeregelten Fall eine Regelabweichung der Überhitzung gleich möglichst etwa 0 Kelvin einstellt.
  • Dabei kann ein P, I, PI, PID - Regler eingesetzt werden, wobei die Regelanteile an die jeweilige Betriebsart und den Arbeitspunkt vorteilhaft dynamisch angepasst werden.
  • Schließlich folgt die Beschreibung des Verfahrens der erfindungsgemäßen Abtauerkennung im Detail.
  • Die Verdampfungstemperatur des Kältemittels im Verdampfer ist im Heizbetrieb unter anderem von folgenden Prozessgrößen abhängig: Außentemperatur, Vereisungsgrad des Verdampfers und dadurch reduzierter Luftmassenstrom, Kälteleistung der Wärmepumpe und Verdampferaustrittsüberhitzung.
  • Je niedriger die Außentemperatur, desto niedriger ist die Verdampfungstemperatur. Je höher die Kälteleistung der Wärmepumpe, desto niedriger ist die Verdampfungstemperatur bei konstanter Außentemperatur und konstantem Vereisungsgrad. Der durch die Vereisung reduzierte Luftmassenstrom ist die Kenngröße, welche durch die erfindungsgemäße Abtaubedarfserkennung möglichst unabhängig von den Einflüssen der übrigen Prozessgrößen gemessen und bewertet werden soll. Sind Aussentemperatur, Vereisungsgrad und Kälteleistung in etwa konstant, bedeutet eine Variation der Verdampferaustrittsüberhitzung z.B. durch Ändern des Expansionsventilöffnungsgrades von weniger als einem bis zu einigen Prozent eine proportionale Änderung der Verdampfungstemperatur, die synonym auch als Taupunkttemperatur bezeichnet wird.
  • In einem ersten Schritt wird der Einfluss der aktuellen Kälteleistung auf die sich einstellende Taupunkttemperatur kompensiert.
  • Es wird berechnet, welche Taupunkttemperatur sich bei einer parametrierten Referenzkälteleistung einstellen würde. Dazu wird ein parametrierbarer linearer Zusammenhang zwischen Kälteleistungsänderung und Verdampfungstemperaturänderung verrechnet.
  • In einem zweiten Schritt wird der Einfluss der Verdampferaustrittsüberhitzung auf die sich einstellende Taupunkttemperatur kompensiert.
  • Diese Kompensation beruht auf dem kältetechnischen Zusammenhang, dass bei sonst unveränderten Betriebsbedingungen des Kältekreises, das heißt, dass Wärmequellentemperaturen, Wärmesenkentemperaturen und Kälteleistung annähernd konstant sind, eine variierte Verdampferaustrittsüberhitzung Einfluss auf die Temperaturdifferenz zwischen Wärmequellentemperatur und Verdampfungstemperatur hat:
    Eine durch Störgrößen verursachte Vergrößerung der Überhitzung und damit auch der Regelabweichung der Überhitzung geht im Allgemeinen mit einer Vergrößerung der Temperaturdifferenz zwischen Wärmequellentemperatur und Verdampfungstemperatur einher.
  • Eine durch Störgrößen verursachte Verringerung der Überhitzung und damit auch der Regelabweichung der Überhitzung geht im Allgemeinen mit einer Verringerung der Temperaturdifferenz zwischen Wärmequellentemperatur und Verdampfungstemperatur einher
  • Der Zusammenhang zwischen einer Veränderung der Überhitzung und der Veränderung der Temperaturdifferenz zwischen Wärmequellentemperatur und Verdampfungstemperatur ist im Allgemeinen nichtlinear, bei hinreichend hoher Überhitzung ist das Verhältnis von der Veränderung der Temperaturdifferenz zwischen Wärmequellentemperatur und Verdampfungstemperatur zur Veränderung der Regelabweichung der Überhitzung knapp eins, das heißt, dass mit einer Erhöhung der Überhitzung um 1 Kelvin eine Vergrößerung der Temperaturdifferenz zwischen Wärmequellentemperatur und Verdampfungstemperatur auch in etwa um knapp 1 Kelvin einhergeht.
  • Die Steilheit der Kompensation und damit dem Verhältnis von der Veränderung der Temperaturdifferenz zwischen Wärmequellentemperatur und Verdampfungstemperatur zur Veränderung einer Überhitzungskorrektur, die als Differenz einer Ist-Überhitzung des Verdampfers und einem Referenzüberhitzungsparameter definiert ist, ist vorzugsweise mittels Parameter einstellbar.
  • Zur Vermeidung von ungerechtfertigt großem Einfluss der Kompensation einer leistungskompensierten Taupunkttemperatur bezüglich der Überhitzungskorrektur wird der Bereich der Kompensation vorzugsweise auf einen Wertebereich begrenzt.
  • In einem dritten Schritt wird der Einfluss der Lüfterleistung und dem damit einhergehenden Einfluss auf den Luftmassenstrom durch den Verdampfer auf die sich einstellende Taupunkttemperatur im Niederdruck kompensiert.
  • Diese Kompensation beruht auf dem physikalischen Zusammenhang, dass bei sonst unveränderten Betriebsbedingungen des Kältekreises, das heißt, dass die Wärmequelleneintrittstemperatur in die Wärmepumpe, Wärmesenkentemperaturen und Kälteleistung annähernd konstant sind, eine variierte Lüfterleistung Einfluss auf die Temperaturdifferenz zwischen Wärmequelleneintrittstemperatur und Wärmequelleneintrittstemperatur und damit auch Einfluss auf die Temperaturdifferenz zwischen Wärmequelleneintrittstemperatur und Verdampfungstemperatur hat:
    Eine durch Lüfterleistungserhöhung verursachte Vergrößerung des Luftmassenstroms durch den Verdampfer geht im Allgemeinen mit einer Verringerung der Temperaturdifferenz zwischen Wärmequellentemperatur und Verdampfungstemperatur einher
  • Eine durch Lüfterleistungsreduzierung verursachte Verringerung des Luftmassenstroms durch den Verdampfer geht im Allgemeinen mit einer Vergrößerung der Temperaturdifferenz zwischen Wärmequellentemperatur und Verdampfungstemperatur einher
  • Der Zusammenhang zwischen einer Veränderung der Lüfterleistung und damit des Luftmassenstroms durch den Verdampfer und der Veränderung der Temperaturdifferenz zwischen Wärmequellentemperatur und Verdampfungstemperatur ist unabhängig vom Arbeitspunkt des Kältekreises im Allgemeinen nichtlinear.
  • Der Gradient zwischen einer Veränderung der Lüfterleistung und damit des Luftmassenstroms durch den Verdampfer und der Veränderung der Temperaturdifferenz zwischen Wärmequellentemperatur und Verdampfungstemperatur ist vom Arbeitspunkt des Kältekreises abhängig, im Allgemeinen bewirkt eine relative Änderung des Luftmassenstroms bei höheren Kälteleistungen eine größere Änderung der Temperaturdifferenz zwischen Wärmequellentemperatur und Verdampfungstemperatur als bei kleineren Kälteleistungen.
  • Bei einem "idealen" Verdampfer mit vernachlässigbar kleinen Wärmeübertragungswiderständen und damit vernachlässigbar kleinenTemperaturdifferenzen zwischen den Medienströmen Kältemittel/Wärmequellenmedium würde der Kältekreisregler zur vollständigen Verdampfung des Kältemittels eine Verdampfungstemperatur knapp unterhalb der Wärmequellenmedienaustrittstemperatur aus dem Verdampfer regeln.
  • Die Wärmequellenmedienaustrittstemperatur wiederum ergibt sich aus a) Wärmequellenmedieneintrittstemperatur in den Verdampfer, b) spezifischer Wärmekapazität des Wärmequellenmediums, c) Wärmequellenmedien - Massenstroms und d) im Verdampfer übertragene Kälteleistung.
  • Bei einer durch Vereisung durch Erhöhung des Luftwiderstandes im Verdampfer erfolgende Reduzierung des Wärmequellenmedienmassenstroms reduziert sich die Wärmequellenmedienaustrittstemperatur proportional zu einem Produkt aus Änderung des Wärmequellenmedienmassenstroms und der Kälteleistung.
  • Mit einer Reduzierung der Wärmequellenmedienaustrittstemperatur geht in etwa, bei einem als ideal angenommenen Wärmeübertrager, eine gleichartige Reduzierung der vom Regler der Kompressionskälteanlage gesteuerte Verdampfungstemperatur zum Betrieb einer vollständigen Verdampfung einher.
  • Die Abhängigkeit zwischen Wärmequellenmedienmassenstrom und Verdampfungstemperatur wird vorzugsweise per Variation der Lüfterleistung durch Messung ermittelt
  • Fig. 3 zeigt schematisch und exemplarisch Zusammenhänge von Verdampfungstemperaturen auf der vertikalen Achse über eine relative Lüfterdrehzahl, die indikativ für die Lüfterleistung ist, auf der horizontalen Achse. Die verschiedenen Verläufe 3100, 3200, 3300 sind für unterschiedliche Leistungen des Verdichters ermittelt, wobei höhere Verdichterleistungen näher an der Außentemperatur 3400, die in Fig .3 konstant ist, liegen. Es kann gesehen werden, dass sich die Verdampfungstemperatur mit steigender Lüfterleistung und mit steigender Verdichterleistung der Außentemperatur annähert.
  • Fig. 4a und 4b zeigen schematisch und exemplarisch Temperaturverläufe der Medienströme im Verdampfer bei hohem Medienstrom 3400 in Fig. 4a und bei niedrigem Medienstrom 3500 in Fig. 4b. Die Temperatur des Wärmequellenmediums WQ nimmt von einer Einlasstemperatur WQ_Ein zu einer Auslasstemperatur WQ_Aus bei Durchtritt durch den Verdampfer durch Wärmeabgabe an das Kältemittel KM ab. Das Kältemittel wird zunächst verdampft, was dem konstanten/waagerechten Bereich des Temperaturverlaufs zwischen Temperatur am Einlass KM_Ein und Temperatur am Auslass KM_Aus entspricht, bevor es zu einer Überhitzung kommt, dem Bereich also, dem der Verlauf 3410 bzw. 3420 der Kältemitteltemperatur ansteigt.
  • Durch den geringeren Medienstrom in Fig. 4b ist die Temperaturdifferenz dT_WQ zwischen Einlass und Auslass größer als bei dem höheren Medienstrom in Fig. 4a. Dadurch kommt es zu einer höheren Überhitzung dT (WQ_Ein-T0).
  • Zusätzlich erfolgt vorzugsweise die Einbeziehung des Verdampfungstemperaturniveaus und der Nichtlinearität der Beziehung zwischen a) der Differenz zwischen Außenlufttemperatur und Verdampfungstemperatur und b) der Kälteleistung in die Berechnung der leistungskompensierten Taupunkttemperatur im Niederdruck.
  • Vorzugsweise erfolgen die Einbeziehungen durch je einen Korrekturparameter für das Verdampfungstemperaturniveau und die Nichtlinearität, die besonders bevorzugt als Exponent in die Berechnung eingehen.
  • Erfindungsgemäß wurde durch Messungen zur Funktion zwischen Differenztemperatur, das heißt Differenz zwischen Aussenlufttemperatur und Verdampfungstemperatur, und Kälteleistung herausgefunden, dass der Gradient Differenztemperatur geteilt durch Kälteleistung eine Abhängigkeit von der Wärmequellentemperatur aufweist. Je höher die Wärmequellentemperatur, hier also die Aussenlufttemperatur, desto geringer die Differenztemperatur, d.h. Aussenlufttemperatur minus Verdampfungstemperatur, bei gleicher Kälteleistung. Hier kann beispielsweise ein wärmequellentemperaturabhängigen Verdampfungsdruck eine Rolle spielen. Proportional zum Verdampfungsdruck ändert sich die Sauggasdichte und die Strömungsgeschwindigkeit des Kältemittels, welche dann wiederum den Wärmeübergang zwischen Kältemittel und Wärmeübertrager beeinflussen.
  • Diese Abhängigkeit wird über den Korrekturparameter für das Verdampfungstemperaturniveau einbezogen, besonders bevorzugt als Exponent des Kältemitteldruckes im Niederdruckpfad des Kältekreises, der multiplikativ in die Berechnung der leistungskompensierten Taupunkttemperatur eingeht.
  • Ferner haben erfindungsgemäße Messungen zur Funktion zwischen der Differenztemperatur zwischen Aussenlufttemperatur und Verdampfungstemperatur, und der Kälteleistung weiterhin ergeben, dass der Gradient der Differenztemperatur geteilt durch Kälteleistung eine Abhängigkeit von der Kälteleistung selbst aufweist. Je höher die Kälteleistung, desto größer der Gradient aus Differenztemperatur geteilt durch Kälteleistung. Hier kann beispielsweise ein Temperaturgleits des Kältemittels als auch die Strömungsgeschwindigkeit des Kältemittels die Abhängigkeit von der Kälteleistung verursachen.
  • Je größer die Kälteleistung, desto (proportional) höher ist der Kältemittelmassenstrom durch den Verdampfer. Je höher der Kältemittelmassenstrom, desto höher ist die mittlere Strömungsgeschwindigkeit des Kältemittels und damit umso geringer die Verweilzeit des Kältemittels im Verdampfer. Eine geringere Verweilzeit bedeutet geringere Energieübertragung bezogen auf die treibende Temperaturdifferenz. Zur Erzielung der gewünschten Energieübertragung, insbesondere zum Erzielen des gewünschten Verdampfungsgrades, ist also eine überproportional höhere treibende Temperaturdifferenz erforderlich. Weiterhin kann die von der mittleren Strömungsgeschwindigkeit abhängige Reynold-Zahl die Wärmeübertragung beeinflussen.
  • Diese zusammengefasst als "Nichtlinearität Kälteleistung" bezeichneten Abhängigkeiten werden besonders bevorzugt durch einen Faktor kompensiert, der ein Exponentialfaktor der Kälteleistung des Verdichters hoch einem Korrekturparameter ist, wobei der Faktor ebenfalls bevorzugt multiplikativ in die Berechnung der leistungskompensierten Taupunkttemperatur eingeht.
  • Fig. 5 und 6 zeigen schematisch und exemplarisch eine Temperaturdifferenz zwischen Außenlufttemperatur TA und Verdampfungstemperatur T0, genannt Differenztemperatur, auf der vertikalen Achse als Funktion der Kälteleistung auf der horizontalen Achse. In beiden Figuren sind für je vier unterschiedliche Verdichterdrehzahlen gemessene Verläufe 4010, 4020, 4030 in unterschiedlichen Arbeitspunkten der Kompressionskälteanlage dargestellt. Die unterschiedlichen Arbeitspunkte sind vorzugsweise durch unterschiedliche Außentemperaturen und durch unterschiedliche Wärmesenkenvorlauftemperaturen, beispielsweise Heizungsvorlauf- oder Warmwasservorlauftermperatur, bestimmt.
  • In Fig. 5 sind die Korrekturen der Abhängigkeiten "Verdampfungstemperaturniveau" und "Nichtlinearität Kälteleistung" nicht einbezogen, wohingegen Fig. 6 die Verläufe mit korrigierter, berechneter Taupunkttemperatur bzw. Verdampfungstemperatur T0 zeigt. Die zugehörigen berechneten, leistungskompensierten Verläufe 4012, 4022, 4032 in Fig. 5 sind entsprechend linear, während die Verläufe 4014, 4024, 4034 in Fig. 6 die exponentiellen Korrekturen "Verdampfungstemperaturniveau" und "Nichtlinarität Kälteleistung" berücksichtigen.
  • Es kann durch Vergleich der Fig. 5 und 6 gesehen werden, dass die verbleibende Ungenauigkeit bei konstanten Umgebungsbedingungen und variierter Verdichterdrehzahl durch die Einbeziehung der weiteren Korrekturen von ca. 2-3 K auf ca. 1-1,5 K halbiert werden kann.
  • ## Martin, was ist "Potenz (Außentemperatur IWS - Taupunkttemperatur IWS)"
  • Vorzugsweise wird die leistungskompensierte Taupunkttemperatur, besonders bevorzugt nach den weiteren Korrekturen "Verdampfungstemperaturniveau" und "Nichtlinearität Kälteleistung", zur weiteren Verarbeitung gefiltert, beispielsweise tiefpassgefiltert und bevorzugt mit einem Tiefpass erster Ordnung gefiltert.
  • Da zu Beginn eines Heizzyklus die Prozessgrößen noch stark schwingen und die Amplituden sehr groß sind, kann die Abtauerkennung in der ersten Zeit, beispielsweise ein einstellbarer Wert wie 10 Minuten, eines Heizzyklus deaktiviert sein und erst nach Ablauf der ersten Zeit aktiviert werden.
  • Zur Berechnung der außentemperaturkompensierten Taupunkttemperatur werden Veränderungen der Außentemperatur mit in die Berechnung einbezogen. Vorzugsweise wird die Außentemperatur hierfür gefiltert, wie besonders bevorzugt mit einem Tiefpass gefiltert, und dann weiterverarbeitet.
  • Für das erfindungsgemäße Verfahren ist eine Taupunkttemperaturreferenz von Bedeutung.
  • Mit steigender Bereifung des Verdampfers vergrößert sich die Temperaturdifferenz zwischen der Außentemperatur und der Taupunkttemperatur. Die Berechnung der Taupunkttemperaturreferenz erfolgt nur bei freigegebener Abtaubedarfserkennung. Die Taupunkttemperaturreferenz wird initialisiert beim Netzeinschalten des Gerätes oder nach erfolgter erfolgreicher Abtauung. Abtauungen gelten als erfolgreich, wenn sie durch die reguläre Abtauendeerkennung beendet werden, hier beispielsweise Hochdruck über Grenzdruck.
  • Abtauungen gelten als nicht erfolgreich, wenn sie durch andere Kriterien beendet werden, wie beispielsweise Verflüssigertemperatur unterhalb Grenzwert, Abschalten des Verdichters durch eine Sperre oder maximale Abtauzeit überschritte. Bei einer nicht erfolgreichen Abtauung wird der Wert der Taupunkttemperaturreferenz weitergeführt.
  • Bei der Initialisierung wird der Taupunkttemperaturreferenz beispielsweise ein Wert zugewiesen, der unterhalb jedes im Betrieb möglichen Wertes ist, z.B. - 100 °C.
  • Die Taupunkttemperaturreferenz wird aktualisiert, indem sie auf ein Maximum aus der Taupunkttemperatur und der Taupunkttemperaturreferenz festgelegt wird. Die Taupunkttemperatur ist vorzugsweise die erfindungsgemäß korrigierte, gefilterte und/oder außentemperaturkompensierte Taupunkttemperatur.
  • Abtaubedarf wird erkannt, wenn die Taupunkttemperatur plus ein Temperaturdifferenzparameter zur Abtauauslösung, beispielsweise 2 K, kleiner als die Taupunkttemperaturreferenz ist. Auch hier ist die Taupunkttemperatur vorzugsweise die erfindungsgemäß korrigierte, gefilterte und/oder außentemperaturkompensierte Taupunkttemperatur.
  • Nach einem Betriebsartenwechsel von einer Betriebsart ungleich Heizbetrieb (Abtaubetrieb, Standby etc.) zum Heizbetrieb findet ein Einschwingvorgang der für die Abtauauslöseerkennung relevanten Kältekreisprozesswerte statt. Beispielsweise wird im Abtaubetrieb das Kältekreiselement an welchem der Verdampferaustrittstemperatursensor angekoppelt ist mit Heißgastemperatur beaufschlagt, der Aussenlufttemperatursensor wird durch den im Abtaubetrieb erwärmten Verdampfer ebenfalls erwärmt.
  • Im Heizbetrieb gleichen sich beide Temperaturwerte im Laufe der Zeit an die tatsächlich im Kältekreis vorhandenen Prozesstemperaturen an, erst nach dieser Angleichzeit ist eine präzise Bewertung der Verdampfervereisung auf Basis der Prozesswerte, insbesondere der berechneten Taupunkttemperatur, möglich.
  • Um diesem Einschwingverhalten Rechnung zu tragen ist es vorteilhaft, den Temperaturdifferenzwert zur Abtauauslösung als Kriterium für die Erkennung einer Vereisung des Verdampfers mit einer zeitverlaufsabhängigen Toleranz zu überlagern, die während des Einschwingvorganges der Prozesstemperaturen eine im Zeitverlauf abschmelzende Vergrößerung des Temperaturdifferenzwertes bewirkt. Besonders bevorzugt folgt der Verlauf der Toleranz als Zeitfunktion einer 1/x - Kennlinie, so dass die Toleranz umgekehrt proportional zur laufenden Zeit abschmilzt und sich dem Temperaturdifferenzparameter annähert.
  • In dieser Ausführungsform erfolgt eine Abtauauslösung unabhängig von der Betriebssituation des Kältekreises immer in etwa bei einer bezogen auf den unvereisten Zustand des Verdampfers reduzierten Verdampfungstemperatur. Diese parametrisch einstellbare betriebszustandsunabhängige Reduzierung der Verdampfungstemperatur bewirkt:
    • Eine Abtauauslösung bei einer relativen Wirkungsgradverringerung, welche relativ unabhängig vom Betriebszustand des Kältekreises der parametrierbaren Temperaturdifferenz zugeordnet ist.
    • Eine betriebszustandsabhängig stark unterschiedliche relative Vereisung bei Abtauauslösung, bei kleiner Kälteleistung mit Verdampfungstemperaturen nahe der Aussentemperatur kann bis zur Verdampfungstemperaturreduzierung von 2 K eine wesentlich größere Eismenge im Verdampfer eingelagert werden, als bei einer großen Kälteleistung mit einer Verdampfungstemperatur von mehr als 10 Kelvin unterhalb der Aussentemperatur, insbesondere dann, wenn die vom Lüfter geförderte Luftmenge nicht in allen Arbeitspunkten der Wärmepumpe proportional zu Kälteleistung ist.
    • Betriebszustandsabhängig stark unterschiedliche Abtauzyklenzeiten bei gleichen Umgebungsbedingungen. Bei kleiner Kälteleistung mit Verdampfungstemperaturen nahe der Aussentemperatur kann bis zur Verdampfungstemperaturreduzierung von 2 K eine wesentlich größere Eismenge im Verdampfer eingelagert werden und es ergeben sich relativ lange Betriebszyklen bis zur Abtauauslösung. Bei einer großen Kälteleistung mit einer Verdampfungstemperatur von mehr als 10 Kelvin unterhalb der Aussentemperatur kann bis zur Verdampfungstemperaturreduzierung von 2 K eine wesentlich kleinere Eismenge im Verdampfer eingelagert werden und es ergeben sich relativ kurze Betriebszyklen bis zur Abtauauslösung.
  • Aus diesem Grund wird bevorzugt eine Parametrierung der Temperaturdifferenz für die Abtauauslösung in Abhängigkeit der Kälteleistung vorgeschlagen, was schematisch in Fig. 7a und 7b gezeigt ist, wobei der sich ergebende Temperaturdifferenz auf der vertikalen Achse über die Kälteleistung auf der horizontalen Achse aufgetragen ist.
  • Mit diesem kälteleistungsabhängigen Anteil erfolgt eine Abtauauslösung abhängig von der Betriebssituation des Kältekreises immer in etwa bei einer bezogen auf den unvereisten Zustand des Verdampfers kälteleistungsproportional reduzierten Verdampfungstemperatur. Diese parametrisch einstellbare betriebszustandsabhängige Reduzierung der Verdampfungstemperatur bewirkt eine Abtauauslösung bei einem relativen Vereisungsgrad, welche relativ unabhängig vom Betriebszustand des Kältekreises ist und betriebszustandsunabhängig wenig unterschiedliche Abtauzyklenzeiten bei gleichen Umgebungsbedingungen.
  • Der proportionale Anteil der Kälteleistung geht mit einem parametrierbaren Exponenten ein, der für die Verläufe 5010, 5020, 5030 und 5040 sukzessive ansteigt.
  • Bei dem Verlauf 5010 ist der Exponent gleich 0 so dass eine vollständige Kälteleistungsunabhängigkeit für die Berechnung der Temperaturdifferenz für die Abtauauslösung eingestellt werden.
  • Bei dem Verlauf 5040 ist der Exponent der Leistungskorrektur gleich 1, so dass eine vollständige Kälteleistungsabhängigkeit (Proportionalität) für die Berechnung der Temperaturdifferenz für die Abtauauslösung eingestellt wird.
  • Bei den Verläufen 5020 und 5030 sind die Exponenten der Leistungskorrektur zwischen 0 und 1, so dass eine graduelle Kälteleistungsabhängigkeit (Proportionalität) zwischen Temperaturdifferenz für die Abtauerkennung und der Kälteleistung herrscht.
  • Die Wahl des Exponenten und damit des Einflusses der Kälteleistung erfolgt vorzugsweise in Abhängigkeit der konkreten Kompressionskälteanlage.
  • In Fig. 7a ist darüber hinaus ein Mindest- und ein Höchstwert für die Temperaturdifferenz für die Abtauauslösung vorgesehen. In einem Bereich 5050 wird die Temperaturdifferenz auf mindestens 2 K begrenzt und in einem Bereich 5055 wird die Temperaturdifferenz des Verlaufs 5040 auf höchstens 4 K beschränkt.
  • Fig. 7b entspricht der Fig. 7a, wobei in einem Bereich niedriger Kälteleistungen 5060 auch Schwellwerte für die Temperaturdifferenz von kleiner als 2 K zugelassen werden.
  • Zur Erkennung des Abtaubedarfs wird die gefilterte Taupunkttemperatur mit der Taupunkttemperaturreferenz verglichen. Abtaubedarf wird vorzugsweise erkannt, wenn folgende Bedingung für länger als eine vorbestimmte Zeitdauer, beispielsweise eine Minute, durchgehend erfüllt ist a) Summe aus (korrigierter, gefilterter und/oder außentemperaturkompensierter) Taupunkttemperatur und der bestimmten Temperaturdifferenz Abtauauslösung ist kleiner als die Taupunkttemperaturreferenz und b) die (korrigierte, gefilterte und/oder außentemperaturkompensierte) Taupunkttemperatur ist kleiner als ein Parameter zu Freigabe der Abtauerkennung.
  • Der Abtauvorgang ist beendet, wenn der Hochdruck des Hochdruckfühlers größer als ein parametrierter Grenzdruck Abtauende ist.
  • Bei Abtaubeginnerkennung mit Differenzdruckschalter oder Abtaubeginnerkennung mit kann durch Fehlereinflüsse auf die Sensorik nicht in jedem Fall sichergestellt werden, dass der Verdampfer rechtzeitig abgetaut wird. Als zusätzliche Sicherheit wird vorzugsweise ein Abtauzeitprogramm überlagert, welches in Abhängigkeit der Außentemperatur einen parametrierbaren Mindestabtauzyklus überwacht.
  • Bei Ausfall des Differenzdruckschalters und ungünstigen Umgebungsbedingungen kann es am Verdampfer auch vor der Abtauauslösung nach Zeitprogramm zu einer so starken Vereisung kommen, dass der Niederdruckwächter anspricht. Ein mehrmaliges Ansprechen des Niederdruckwächters in einer festgelegten Zeitspanne kann eine Störabschaltung der Wärmepumpe verursachen, welche vermieden werden sollte. Das Ansprechen des Niederdruckwächters kann demnach überlagert direkt ein Durchführen des Abtauvorgangs veranlassen.
  • Die Auslösung einer kältekreisdatenbasierten Abtauung unterliegt einer hohen Beeinflussbarkeit durch statische Störgrößen wie a) Ungenauigkeit der Berechnung der Kälteleistungskompensation b) Ungenauigkeit in der Kompensation des Lüfterleistungseinflusses c) Ungenauigkeit in der Kompensation des Verdampfungstemperatureinflusses d) Ungenauigkeit in der Kompensation des Überhitzungseinflusses; als auch einer hohen Beeinflussbarkeit durch dynamische Vorgänge wie e) Verdichterstart mit Schwingen des Überhitzungsreglers / Einschwingen der Prozesstemperaturen f) Verdichterdrehzahländerungen g) Arbeitspunktänderungen bei Umschaltung Heizbetrieb / Warmwasserladebetrieb
  • Eine störbehaftete Beeinflussung kann Fehlberechnung der Abtaureferenz - Differenztemperatur als auch der gefilterten Differenztemperatur zwischen Aussentemperatur und Taupunkttemperatur bewirken, welche zur verfrühten Abtauauslösung (ohne Eisbildung) führt.
  • Zur Vermeidung einer solchen verfrühten Abtauung durch Einschwingvorgänge nach Verdichterstart oder im Anschluss an eine Abtauung ist wie ausgeführt die Sperrung einer Abtauauslösung in einer Zeitspanne von beispielsweise 10 Minuten nach Verdichterstart / Abtauende implementiert.
  • Zur Vermeidung von verfrühten Abtauungen nach Ablauf dieser Zeitspanne kann zusätzlich eine weitere Abtausperre parametriert werden, welche sich an der Zeitspanne orientiert, welche für eine Abtauauslösung nach Zeitprogramm berechnet wird. Die Abtauauslösung nach Zeitprogramm ist eine übergeordnete Sicherheitsfunktion, welche bei Versagen, insbesondere einem störbehafteten Nichtauslösen trotz hinreichender Eismenge, einer erfindungsgemäßen kältekreisbasierten Abtauerkennung eine Abtauung erzwingt. Die Laufzeit einer Zeitabtauauslösung wird parametrisch so lang eingestellt, dass eine reguläre Abtauung üblicherweise vor Auslösung einer Zeitabtauung erfolgt.
  • Da sich die modellbasierte Berechnung der Abtauauslösung nach Zeitprogramm in etwa an angenommenen realitätsnahen Betriebsbedingungen der Wärmepumpe orientiert, lässt sich diese Berechnung auch für eine modellbasierte Unterdrückung von strörbeeinflusst verfrühten Abtauungen nutzen. Dazu wird eine zur Abtauauslösungs-Zeitspanne relative Zeitspanne berechnet, in welcher eine Vereisung unterhalb eines Niveaus für Abtauauslösung angenommen wird. Erfolgt eine kältekreisdatenbasierte Abtauanforderung innerhalb dieser Zeitspanne, wird eine Abtauauslösung unterdrückt.
  • Ist der Wert des Laufzeittimer zur Abtaufreigabe kleiner als die Zeit, die als Mindestzeit für eine Abtauauslösung nach Zeitprogramm eingestellt ist, wird eine kältekreisdatenbasierte Abtauung unterdrückt.
  • Bei einer Umschaltung in den Abtaubetrieb gleichen sich bei Betätigen des Umschaltventils innerhalb kürzester Zeit (beispielsweise weniger als eine Sekunde) Niederdruck und Hochdruck an den Verdichterports an. Infolge der Druckänderung an den Verdichterports erfolgt eine Lastmomentänderung der Scrolleinheit, welche wiederum durch die Vektorregelung des Inverters ausgeregelt werden muss.
  • Bei Kältekreisen mit drehzahlgeregelten Verdichtern besteht die Möglichkeit, dass auch bei maximaler Verdichterdrehzahl eine Abtaubeginnerkennung erfolgt. Je größer die Drehzahl des Verdichters und damit die Leistungsaufnahme in dem betreffenden Betriebspunkt ist, desto größer ist die Wahrscheinlichkeit, dass durch die Laständerung Stromspitzen den zulässigen Grenzwert überschreiten und damit ein Fehler-Abschalten des Inverters bewirken.
  • Um einer solchen Abschaltung vorzubeugen, ist bevorzugt vorgesehen, die Verdichterdrehzahl vor Umschaltung in den Abtaubetrieb auf einen parametrierbaren Maximalwert zu begrenzen. Die Zeitspanne, welche vor Einleitung einer Abtauung zur Reduzierung der Verdichterdrehzahl verwendet wird, wird durch einen Vorlaufzeitparameter eingestellt.
  • Abhängig von der Ausführung der Kältekreisverschaltung, der Komponentenauslegung, der Kältemittelfüllmenge und dem anzunehmenden Arbeitsbereich der Wärmepumpe ist es gegebenenfalls sinnvoll zur Abtauendeerkennung (zusätzlich) die sich im Abtaubetrieb einstellende Kältemitteltemperatur beim Austritt des Kältemittels aus dem Rohr/Lamellen-Wärmeübertrager zu bewerten. Im Betriebsfall Heizbetrieb ist dies die Eintrittstemperatur des Kältemittels in den Verdampfer.
  • Bei hohem Kältemittelfüllgrad im Rohr/Lamellen-Wärmeübertrager im Abtaubetrieb kondensiert das Kältemittel nur in kleinen Bereichen des Wärmeübertragers, welche dann auch entsprechend erwärmt werden, während die restlichen Bereiche, in welchen sich verflüssigtes Kältemittel befindet, kaum erwärmt werden, so dass der Eisbelag dort nur unzureichend geschmolzen wird.
  • Die hohen Kondensationstemperaturen in den kleinen Bereichen bewirken hohe korrespondierende Hochdrücke, welche eine Abtauung vorzeitig beenden lassen, obwohl noch vereiste Bereiche bestehen.
  • Hier hilft zur Detektion einer gesamtheitlichen Eisabschmelzung die Kältemittelaustrittstemperatur aus dem Rohr/Lamellen-Wärmeübertrager im Abtaubetrieb, da diese erst - gleichmäßige Durchströmung vorausgesetzt - bei völliger Eisfreiheit Temperaturwerte größer 0 °C annehmen kann.
  • Die Verknüpfung von druckbasierter Abtauendedetektion und temperaturbasierter Abtauendedetektion erfolgt bei Freischaltung eines korrespondierenden Temperatursensors per Sensorkonfiguration als "und" - Verknüpfung, ist eines der Auslöseverfahren unerwünscht, so ist der korrespondierende Parameter auf einen Wert einzustellen, welcher einer Maskierung des entsprechenden Verfahrens gleichkommt.
  • Diese "und" - Verknüpfung ist sinnvoll, da bei einer "oder" - Verknüpfung folgendes Problem auftreten könnte: Wird beispielsweise als Temperaturgrenzwert für die Abtaubeendung 15°C parametriert, so ist es durch die thermische Trägheit der Messkette durchaus möglich, dass selbst Minuten nach Abtauauslösung der Verdampfertemperatureintrittswert oberhalb der Abtauendegrenze liegt, was zur vorzeitigen Abtaubeendung führen würde.
  • Ist der Sensor zur Erfassung der Verdampfereingangstemperatur konfiguriert bzw. freigeschaltet und ist der Fehlerstatus für diesen Sensorwert inaktiv, dann ist eine Einbeziehung der Verdampfereingangstemperatur in die Berechnung freigeschaltet und es gilt:
    Ist die Betriebsart gleich "Abtaubetrieb" und überschreitet der Hochdruck den Grenzdruck für Abtauende und ist die aktuelle Abtaudauer größer als die mit der Prozessvariable Minimale Abtaudauer eingestellte Wert und ist die Verdampfereingangstemperatur größer als Parameter Grenztemperatur Abtauende dann wird der Abtaubetrieb beendet.
  • Anderenfalls, das heißt also dass der Sensor zur Erfassung der Verdampfereingangstemperatur nicht konfiguriert (freigeschaltet) ist oder der Fehlerstatus für diesen Sensorwert aktiv ist, dann ist eine Einbeziehung der Verdampfereingangstemperatur in die Berechnung nicht freigeschaltet und es gilt: Ist die Betriebsart gleich "Abtaubetrieb" und überschreitet der Hochdruck den Grenzdruck für Abtauende und ist die aktuelle Abtaudauer größer als die mit der Prozessvariable Minimale Abtaudauer eingestellte Wert, dann wird der Abtaubetrieb beendet.

Claims (9)

  1. Verfahren zum Regeln eines Abtauvorganges eines Verdampfers (240) einer Kompressionskälteanlage (100), wobei die Kompressionskälteanlage (100) aufweist:
    - einen Kältekreis (200) mit Kältemittel,
    - einen Verdampfer (240), der einen Lüfter aufweist und zur Wärmeübertragung von Luft an das Kältemittel ausgebildet ist,
    - einen Verdichter (210),
    - eine Regeleinheit (500) zur Einregelung einer gewünschten Kälteleistung, welche als Wärmeübertrag in dem Verdampfer definiert ist,
    wobei das Verfahren die folgenden Schritte aufweist:
    a) Messen eines Verdampferausgangsdrucks,
    b) Bestimmen einer Tautemperatur basierend auf dem Verdampferausgangsdruck,
    c) Korrigieren der bestimmten Tautemperatur durch Kompensation von Störeinflüssen,
    d) Bestimmen einer Differenz aus der Tautemperatur und einem Tautemperaturreferenzwert,
    e) Einleitung eines Abtauvorgangs, falls die Differenz einen Temperaturgrenzwert übersteigt,
    dadurch gekennzeichnet, dass der Schritt des Korrigierens der bestimmten Tautemperatur die Kompensation von Störeinflüssen mit Hilfe wenigstens einer der Einflussgrößen Niederdruck (ND), Kälteleistung, Verdampferaustrittsüberhitzung und/oder Lüfterleistung enthält.
  2. Verfahren nach Anspruch 1, wobei die Tautemperatur aus einer Differenz aus einer ersten Tautemperatur und einer Außentemperatur der den Verdampfer (240) durchströmenden Außenluft gebildet wird, wobei die erste Tautemperatur aus dem Verdampferausgangsdruck berechnet wird und/oder die Außentemperatur gemessen wird.
  3. Verfahren nach einem der vorstehenden Ansprüche, wobei die Tautemperatur gefiltert, insbesondere mit einem Tiefpassfilter und besonders bevorzugt mit einem Tiefpassfilter erster Ordnung gefiltert ist.
  4. Verfahren nach einem der vorstehenden Ansprüche, wobei der Tautemperaturreferenzwert die maximale über einen bestimmten Zeitraum gemittelte Tautemperatur ist.
  5. Verfahren nach einem der vorstehenden Ansprüche, wobei der Schritt des Korrigierens der bestimmten Tautemperatur wenigstens einen, vorzugsweise mehrere und besonders bevorzugt alle der folgenden Schritte enthält:
    - Korrigieren der Tautemperatur mittels parametrierbarem, insbesondere linearem, Zusammenhang zwischen Änderung der Kälteleistung und Änderung der Verdampfungstemperatur, insbesondere nach Berechnung einer sich einstellenden Taupunkttemperatur bei einer parametrierten Referenzkälteleistung,
    - Kompensieren des Einflusses der Verdampferaustrittsüberhitzung auf die sich einstellende Taupunkttemperatur im Niederdruck, insbesondere Kompensieren eines nichtlinearen Zusammenhangs zwischen einer Veränderung der Überhitzung und der Veränderung der Temperaturdifferenz zwischen Wärmequellentemperatur und Tautemperatur,
    - Kompensieren des Einflusses der relativen Lüfterdrehzahl auf die sich einstellende Taupunkttemeperatur im Niederdruck und/oder
    - Kompensieren einer Nichtlinearität der Kälteleistung durch einen Exponentialfaktor der Kälteleistung des Verdichters hoch einem Korrekturparameter.
  6. Verfahren nach einem der vorstehenden Ansprüche, wobei der Abtauvorgang folgende Schritte umfasst:
    e) Bestimmen einer zweiten Differenz aus dem Verdampferausgangsdruck und einem Abschaltdruck
    f) Beenden des Abtauvorganges, falls die zweite Differenz einen Druckgrenzwert unterschreitet.
  7. Kompressionskälteanlage (100), enthaltend:
    - einen Kältekreis mit Kältemittel,
    - einen Verdampfer (240), der einen Lüfter aufweist und zur Wärmeübertragung von Luft an das Kältemittel ausgebildet ist,
    - einen Verdichter (210),
    - eine Regeleinheit (500) zur Einregelung einer gewünschten Kälteleistung, welche als Wärmeübertrag in dem Verdampfer (240) definiert ist,
    wobei die Regeleinheit ausgebildet ist zum:
    a) Messen eines Verdampferausgangsdrucks,
    b) Bestimmen einer Tautemperatur basierend auf dem Verdampferausgangsdruck,
    c) Korrigieren der bestimmten Tautemperatur durch Kompensation von Störeinflüssen,
    d) Bestimmen einer Differenz aus der Tautemperatur und einem Tautemperaturreferenzwert,
    e) Einleitung eines Abtauvorgangs, falls die Differenz einen Temperaturgrenzwert übersteigt,
    dadurch gekennzeichnet, dass der Schritt des Korrigierens der bestimmten Tautemperatur die Kompensation von Störeinflüssen mit Hilfe wenigstens einer der Einflussgrößen Niederdruck, Kälteleistung, Verdampferaustrittsüberhitzung und/oder Lüfterleistung enthält.
  8. Kompressionskälteanlage nach Anspruch 7, wobei das Kältemittel einen Temperaturgleit aufweist, insbesondere eine Mischung von R32 und R1234yf ist und besonders bevorzugt R454C ist.
  9. Luft-Wasser-Wärmepumpe mit einer Kompressionskälteanlage gemäß Anspruch 7 oder 8.
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