Wärmeumwälzmaschine, sowie Wärmeumwälzmaschine Die Erfindung betrifft ein Verfahren zur Minimierung eines Energieverbrauchs einer Wärmeumwälzmaschine, sowie eine Wärmeumwälzmaschine zur Durchführung des Verfahrens gemäss dem Oberbegriff der unabhängigen Ansprüche 1 und9.

Die Verwendung von Wärmetauschsystemen ist in einer kaum zu

überblickenden Zahl von Anwendungen aus dem Stand der Technik bekannt. Wärmetauscher werden in Kühlanlagen, wie z.B. in gewöhnlichen

Haushaltskühlschränken verwendet, in Klimaanlagen für Gebäude oder in Fahrzeugen aller Art, vor allem in Kraftfahrzeugen, Flugzeugen und Schiffen, als Wasser- oder Ölkühler in Verbrennungsmotoren, als Kondensatoren oder Verdampfer in Kühlmittelkreisen, wie zum Beispiel in Wärmepumpen und in weiteren unzähligen verschiedenen Anwendungen, die dem Fachmann alle wohlbekannt sind. Es gibt dabei verschiedene Möglichkeiten die Wärmetauscher aus ganz unterschiedlichen Anwendungen sinnvoll zu klassifizieren. Ein Versuch besteht darin, eine Unterscheidung nach dem Aufbau bzw. der Herstellung der verschiedenen Typen von Wärmetauschern vorzunehmen. So kann einerseits eine Einteilung nach sogenannten„Lamellierten

Wärmetauschern", die auch als„Röhrenwärmetauscher" bezeichnet werden können, und andererseits nach„Minnichannel-",

„Microchannelwärmetauscher" oder„Mikrokanalwärmetauschern"

vorgenommen werden. Die seit sehr langer Zeit wohlbekannten lamellierten Röhrenwärmetauscher dienen, wie alle Typen von Wärmetauschern, zur Übertragung von Wärme zwischen zwei Medien, z.B., aber nicht nur, zur Übertragung von einem Kühlmedium auf Luft oder umgekehrt, wie es zum Beispiel von einem klassischen Haushaltskühlschrank oder einer Klimaanlage bekannt ist, bei dem über den Wärmetauscher zur Erzeugung einer Kühlleistung im Inneren des Kühlschranks oder im Inneren eines Gebäudes Wärme an die

Umgebungsluft ausserhalb abgegeben wird.

Das Umgebungsmedium ausserhalb des Wärmetauschers, also z.B. Wasser, Öl oder häufig einfach die Umgebungsluft, die zum Beispiel die Wärme aufnimmt oder von dem Wärme auf den Wärmetauscher übertragen wird, wird dabei entweder entsprechend abgekühlt oder erwärmt. Das zweite Medium kann z.B. ein flüssiger Kälte- bzw. Wärmeträger sein oder ein verdampfendes bzw. kondensierendes Wärmemedium. Dabei ist im Rahmen dieser Anmeldung unter dem Begriff„Wärmemedium" jedes Fluid zu verstehen, das vorteilhaft in einem Wärmetauscher verwendet werden kann. Der Begriff„Wärmemedium" umfasst somit sowohl die in der Technik bekannten klassischen Kältemittel als auch jedes andere geeignete Wärmemittel bzw. Kühlmittel, wie sie

beispielweise, aber nicht nur in Klimaanlagen verwendet werden. Daher sind bereits vor einigen Jahren eine neue Klasse von Wärmetauschern, sogenannte Minichannel- oder Mircochannelwärmetauscher oder auch

Mikrokanalwärmetauscher entwickelt worden, die nach einem völlig anderen Verfahren hergestellt werden und fast dem Idealbild eines lamellierten

Röhrenwärmeaustauschers entsprechen: viele kleine Rohre mit kleinen Abständen.

Anstatt kleiner Rohre werden jedoch beim Minichannelwärmetauscher z.B. Aluminiumstrangpressprofile verwendet, die sehr viele kleine Kanäle mit einem Durchmesser von z.B. etwa 1 mm haben. In der Praxis kann dabei ein

Wärmetauscher, je nach geforderter Wärmeübertragungsleistung, bereits mit einem einzigen Strangpressprofil als zentrales Wärmeaustauschelement auskommen. Um höhere Wärmeübertragungsleistungen zu erzielen, können selbstverständlich in einem einzigen Wärmetauschsystem auch mehrere Strangpressprofile gleichzeitig vorgesehen werden, die in geeigneten

Kombinationen zum Beispiel über zu und Ableitungen miteinander verbunden, z.B. miteinander verlötet werden.

Durch die engen Abstände und die kleinen Kanaldurchmesser bei den

Mikrokanalwärmetauschern entsteht ein Wärmetauscher mit einem sehr hohen Lamellenwirkungsgrad und einem sehr geringen Füllvolumen

(Kanalinnenseite). Die weiteren Vorteile dieser Technik sind die Vermeidung von Materialpaarungen (Korrosion), das geringe Gewicht (kein Kupfer), die hohe Druckstabilität (ca. 100 bar) sowie die kompakte Bauform (typische Tiefe eines Wärmeaustauschers z.B. 20mm).

Wenn im Rahmen der vorliegenden Anmeldung die Rede von Wärmetauschern, Verflüssigern, Verdampfer oder dergleichen die Rede ist, so können damit sowohl die klassischen lamellierten Wärmetauscher als auch Mikrokanalwärmetauscher verstanden werden, die der Fachmann je nach Anwendung vorteilhaft, eventuell auch in Kombination einzusetzen weiss. Betrachtet man zum Beispiel Klimaanlagen, so ist es allgemein bekannt, dass die Wahl der Verflüssigungstemperatur in Kältekreisläufen einen starken Einfluss auf die Leistungszahl, (im Folgenden einfach COP, coefficient of Performance, genannt) des Kreislaufes hat. Je niedriger die

Verflüssigungstemperatur, desto höher ist der Wirkungsgrad der Anlage und desto weniger Energie muss zur Bereitstellung einer gegebenen Kälte- /Klimaleistung aufgebracht werden. Dabei betrachtet man gewöhnlich nur die Leistungsaufnahme des Verdichters als einzig aufzuwendende Leistung.

Allein schon aus Umweltschutzgründen, aber natürlich auch aus

Kostengründen kommt dabei einem effizienten Einsatz der elektrischen Betriebsenergie eine immer grössere Bedeutung zu, auch mit Blick darauf, dass der Einsatz von Klimageräten aller Art weltweit im stärker zunimmt. Daher besteht ein entsprechendes Bedürfnis immer effizientere Klimageräte zur Verfügung zu stellen bzw. immer effizientere Verfahren zu deren Betrieb zu entwickeln.

Die Aufgabe der Erfindung ist es daher, eine verbesserte

Wärmeumwälzmaschine sowie ein energieeffizienteres Verfahren zum betreiben einer Wärmeumwälzmaschine bereitzustellen.

Die diese Aufgaben lösenden Gegenstände der Erfindung sind durch die Merkmale der unabhängigen Ansprüche 1 und 9 gekennzeichnet.

Die abhängigen Ansprüche beziehen sich auf besonders vorteilhafte

Ausführungsformen der Erfindung.

Die Erfindung betrifft somit ein Verfahren zur Minimierung eines

Energieverbrauchs einer Wärmeumwälzmaschine, wobei die

Wärmeumwälzmaschine einen als Verdampfer ausgestalteten ersten

Wärmetauscher und einen als Verflüssiger ausgestalteten zweiten

Wärmetauscher umfasst. Im Betriebszustand wird ein Wärmemedium vom Verdampfer einem Verdichter zugeführt, vom Verdichter auf einen Verflüssigungsdruck verdichtet, wird dem Verflüssiger zugeführt und verflüssigt. Wird sodann über ein Druckentspannungsmittel dem Verdampfer wieder zurückgeführt und unter Aufnahme von Wärme aus einem zu kühlenden Prozessfluid wieder verdampft, wobei eine Strömungsmaschine vorgesehen wird, so dass Wärme vom Wärmemedium auf das Kühlfluid übertragen wird. Erfindungsgemäss werden die Strömungsmaschine und der Verdichter derart angesteuert, dass in Abhängigkeit von einer vorgegebenen thermischen Nutzleistung der Wärmeumwälzmaschine eine Summe einer Leistungsaufnahme durch die Strömungsmaschine und den Verdichter minimiert wird.

Es ist somit eine wesentliche Erkenntnis der vorliegenden Erfindung, dass man bei der Gesamtleistungsaufnahme der KälteVKIimaanlage auch die elektrische Leistung der Verflüssigerventilatoren mit zu berücksichtigen hat, wenn man die Gesamtleistungsaufnahme der Wärmeumwälzmaschine effektiv minimieren will. Sobald nämlich, insbesondere im Fall von

Teillastzuständen der Kälteanlage und anderen im Vergleich zum

Volllastbetrieb veränderten Betriebsbedingungen, wie zum Beispiel niedrigere Umgebungstemperaturen vorliegen, kann die Leistungsaufnahme der als Verflüssigerventilatoren in der Wärmeumwälzmaschine eingesetzten

Strömungsmaschinen in die Größenordnung der Leistungsaufnahme des

Verdichters kommen oder diese sogar übertreffen. Es hat sich dabei durch die vorliegende Erfindung gezeigt, dass unter solchen Umständen es energetisch günstiger sein kann, die Drehzahl der Verflüssigerventilatoren zu senken. Dies führt zwar zu einem Anstieg der Verflüssigungstemperatur und dadurch zu einem Anstieg der Leistungsaufnahme des Verdichters, der jedoch mit der Energiereduzierung am Verflüssigerventilator ins Verhältnis gesetzt werden muss, um beurteilen zu können, ob Gesamtenergie eingespart werden kann oder nicht. In der Kälte- und Klimatechnik werden zur Regelung der

Verflüssigungstemperatur bisher fast ausschließlich P- oder Pl-Regler eingesetzt, die einen oder zwei feste Sollwerte aufweisen. Dagegen wird durch die vorliegende Erfindung eine neuartige Regelstrategie vorgestellt, die eine deutliche Energieeinsparung im Vergleich zur Standardregelung erzielt.

Beim Betrieb von Kälte- und Klimaanlagen wurde von aufmerksamen

Anlagenbetreibern immer wieder festgestellt, dass z.B. an warmen Tagen Betriebszustände zu beobachten waren, bei denen die Drehzahl der

Verflüssigerventilatoren unerwartet hoch war, obwohl sich die Anlage, zum Beispiel wegen Produktionsunterbrechungen, in einem niedrigen

Teillastbereich befand. Dieser Sachverhalt ist aber nur dann als ungewöhnlich aufgefallen, wenn der Lastzustand der Anlage explizit bekannt war, da eine hohe Außentemperatur grundsätzlich auch eine hohe Drehzahl der

Verflüssigerventilatoren erwarten lässt. Bei Anlagen mit einem hohen und damit energieaufwändigen Verflüssigungssollwert traten diese Fälle nicht auf, da die Verflüssigerventilatoren schon früh in den Regelbetrieb gingen um den eingestellten Sollwert für die Verflüssigungstemperatur nicht zu

unterschreiten. Dieser aus dem Stand der Technik bekannte Zusammenhang lässt sich im Diagramm gemäss Fig. 1 einfach nachvollziehen, die eine bekannte Standardverflüssigungsregelung mit Tc_soll = 25 °C bei einer Geräteauslegung mit dt1 = 12 K exemplarisch zeigt.

Im Beispiel der Fig. 1 wurde angenommen, dass ein Verflüssiger mit einer Eintrittstemperaturdifferenz, d.h. mit einer Temperaturdifferenz zwischen Verflüssigungs- und Lufteintrittstemperatur, von 12K ausgelegt wurde. Somit liegt die Verflüssigungstemperatur im Volllastfall immer 12K über der

Lufteintrittstemperatur. Dies ist vereinfacht betrachtet erst einmal unabhängig von der absoluten Lufteintrittstemperatur. Beispielsweise wird sich bei einer Lufteintrittstemperatur von 28 °C und bei voller Drehzahl der

Verflüssigerventilatoren eine Verflüssigungstemperatur von 40 °C einstellen. Des Weiteren sei angenommen, dass der Verflüssigungssollwert auf 25 °C am Regler eingestellt wurde. Fällt die Lufteintrittstemperatur unter 13 °C beginnt der Regler, auch bei Volllast der Anlage, die Drehzahl der

Verflüssigerventilatoren zu reduzieren, um den Verflüssigungssollwert nicht zu unterschreiten. Eine Unterschreitung könnte zu einer Verletzung der

Auslegungsbedingungen der Expansionsventile führen und Leistungsverluste an den Verdampfern verursachen.

Befindet sich die Anlage im Teillastbereich, zum Beispiel weil am

Wochenende nur wenig Kälte zu Produktionszwecken benötigt wird, wird sich unter der Annahme, dass die Ventilatoren unverändert in ihrer Nenndrehzahl betrieben werden, die Eintrittstemperaturdifferenz reduzieren. Die Ursache dafür ist die physikalische Tatsache, dass die Leistung eines

Wärmeaustauschers in erster Näherung, bei sonst gleichen

Randbedingungen, mit der treibenden Temperaturdifferenz skaliert. Auch dieser Fall ist in Fig. 1 dargestellt. Der Regler beginnt bei 23 °C

Lufteintrittstemperatur die Drehzahl der Ventilatoren zu reduzieren. Liegt die Lufteintrittstemperatur höher, tritt jetzt der unerwünschte Fall auf, dass die Ventilatoren mit voller Drehzahl betrieben werden, obwohl nur eine geringe Kälte- bzw. Klimaleistung benötigt wird. Es hat sich gezeigt, dass das sogar dazu führen kann, dass die Verflüssigerventilatoren mehr Energie als der Kompressor, also der Verdichter verbrauchen, was aus energetischer Sicht sehr unbefriedigend ist. Dieser Sachverhalt kann auch so beschrieben werden, dass ab einer bestimmten Au ßentemperatur eine

Standardverflüssigungsregelung nicht mehr lastabhängig regeln kann oder den Lastzustand einer Kälte-/Klimaanlage nicht mehr erkennt.

Um diese Situation zu entschärfen, gibt es schon seit vielen Jahren bei den Verflüssigungsdruckreglern der Fa. Güntner den optionalen Betriebsmodus "Aussentemperaturgeführte Sollwertschiebung". Dazu muss am Regler, wie bisher auch, der Sollwert, der am sinnvollsten auf die minimal erlaubte Verflüssigungstemperatur eingestellt sein sollte, als auch ein zweiter Wert, die "Schiebung" in Kelvin, eingegeben werden. Zusätzlich benötigt der Regler die aktuelle Lufteintrittstemperatur, die über einen Temperatursensor abgefragt wird. Die diesem Verfahren zu Grunde liegende Vorschrift lautet: Der zur Regelung der Ventilatordrehzahl zu verwendende Sollwert sei der am Regler eingestellte feste Wert, außer die Summe aus Lufteintrittstemperatur und Schiebung ist größer, als dieser Wert. Dann verwende diese Summe als neuen Sollwert.

[tc __ m n

Der aktuelle Verflüssigungssollwert ist nun keine feste Zahl mehr, sondern wird ab einer bestimmten Außentemperatur gleitend, mit einem festen

Temperaturabstand - der Schiebung - zur aktuellen Lufteintrittstemperatur nach oben verschoben. Die sich nun einstellenden Betriebsbedingungen sind Fig. 2 beispielhaft dargestellt, die eine aussentemperaturgeführte

Sollwertschiebung mit tc_soll = 25 °C und einer Schiebung 4K bei einer Geräteauslegung mit dt1 = 12 K zeigt.

Die Auslegungs- und Randbedingungen wurden, wie in Fig. 1 angegeben, beibehalten, das heißt tc_min=25 ^q C und dt1 =12K. Die neu hinzukommende Schiebung wurde mit 4K angenommen. Bei den Betriebszuständen mit hoher KälteVKIimalast ändert sich an der Drehzahl der Verflüssigerventilatoren nichts. Im Volllastfall wird die Verflüssigungstemperatur weiterhin immer 12K über der Lufteintrittstemperatur liegen und verhält sich somit genauso, wie bei der Standardregelung. Wie bisher auch, wird bei Lufteintrittstemperaturen unter 13°C die Ventilatordrehzahl zurückgeregelt. Wenn sich nun auf Grund geringer Kälte- bzw. Klimalast die Eintrittstemperaturdifferenz am Verflüssiger deutlich reduziert, wird die sich bei voller Drehzahl der Ventilatoren ergebende Verflüssigungstemperatur bei hohen Lufteintrittstemperaturen kleiner sein, als die Summe aus Lufteintrittstemperatur und Schiebung. Da diese Summe beim Regelmodus "Aussentemperaturgeführte Sollwertschiebung" den aktuellen Sollwert darstellt, muss der Regler die Drehzahl der Ventilatoren reduzieren, um den neuen Sollwert nicht zu unterschreiten. Dies ist genau die Reaktion, die erreicht werden sollte. Die Drehzahl und somit die Leistungsaufnahme der Verflüssigerventilatoren wird in Teillast der Anlage reduziert, obwohl die Verflüssigungstemperatur höher als der fest eingestellte Sollwert von 25 °C liegt. Es darf jedoch nicht unbeachtet bleiben, dass der COP der Kälteanlage sich gegenüber der Standardregelung nun verschlechtert hat, da eine Erhöhung der Verflüssigungstemperatur durch die reduzierte Ventilatordrehzahl bewusst in Kauf genommen wurde. Die Gesamtleistungsaufnahme der Kälteanlage, also die Summe aus den elektrischen Leistungsaufnahmen des Verdichters und der Verflüssigerventilatoren kann aber sehr wohl niedriger liegen, als im Fall ohne "Aussentemperaturgeführte Sollwertschiebung", d.h. bei 100% Ventilatordrehzahl.

Dass dies ein relevanter Effekt ist, hängt mit der Tatsache zusammen, dass die Leistungsaufnahme der Ventilatoren mit der dritten Potenz der Drehzahl steigt, der Luftvolumenstrom jedoch nur linear mit der Drehzahl zunimmt. Der Gesamtenergieverbrauch der Kälteanlage wird unter Anderem durch die Höhe der thermischen Teillast am Verflüssiger, durch den COP der Kälteanlage und die Energieeffizenzklasse des Verflüssigers bzw. des Verflüssigerventilators bestimmt. Somit hängt auch ein sinnvoller Wert für die Schiebung von diesen Parametern ab.

Die Höhe der Schiebung kann aus den Anlagendaten berechnet bzw.

abgeschätzt, oder aus Erfahrungswerten abgeleitet werden. Grundsätzlich gilt, dass die Schiebung umso größer gewählt werden sollte, je höher der COP der KälteVKIimaanlage ist, da bei hohem COP die Verdichterleistung im Vergleich zur Ventilatorleistungsaufnahme immer kleiner wird. Das hei ßt der Einfluss der Energieaufnahme der Verflüssigerventilatoren nimmt im Vergleich zur Energieaufnahme der gesamten Anlage immer mehr zu. Die Schiebung sollte also bei Klimaanwendung höher sein als bei Tiefkälteanwendungen, bei denen eine Schiebung eventuell ganz entfallen kann, da die

Gesamtleistungsaufnahme der Anlage immer vom Verdichter dominiert wird.

Des Weiteren wird eine sinnvolle Schiebung bei Verflüssigern mit niedriger Energieeffizenzklasse immer höher ausfallen als bei Verflüssigern mit hoher Energieeffizienzklasse. Dies ist sofort einleuchtend, da die

Energieeffizienzklasse als Verhältnis aus Nennverflüssigerleistung Q_c_nom zur elektrischen Leistungsaufnahme P_el der Ventilatoren definiert ist. Dieser Wert wird z.B. bei Eurovent zertifizierten Verflüssigerherstellern zu jedem Gerät angegeben.

Tab. 1 : Energieeffizienzklassen und Energieverbrauch

Ein Verflüssiger der Energieeffizienzklasse E verbraucht im Vergleich zu einem Verflüssiger der Energieeffizienzklasse A mehr als 3-mal soviel elektrische Antriebsenergie zum Erreichen derselben thermischen

Verflüssigerleistung. Somit sollten die Ventilatoren einer schlechteren

Energieeffizienzklasse natürlich früher in der Drehzahl reduziert werden, als bei Geräten einer höheren Energieeffizienzklasse. In Fig. 3 wurden einige sinnvolle Werte für die aussentemperaturgeführte Sollwertschiebung bei einer Geräteauslegung mit dt1 = 12 K und einem isentropen Verdichterwirkungsgrad von 0.7 zusammengefasst.

Die "Außentemperaturgeführte Sollwertschiebung" stellt somit eine einfache Möglichkeit dar, den Gesamtenergieverbrauch einer Kälte-/Klimaanlage im Teillastbereich zu reduzieren. Jedoch ist dies nur ein erster Schritt zu einer wirklichen Optimierung.

Durch die Erfindung hat sich nämlich herausgestellt, dass die Kenntnis des Betriebspunktes, der den minimalen Energieverbrauch einer Kälte- /Klimaanlage bei den jeweils aktuellen Randbedingungen darstellt, wesentlich ist. Das bedeutet, dass erfindungsgemäss die Verdichterantriebsleistung und Antriebsleistung des Verflüssigerventilators nicht nur reduziert, sondern als Summe minimiert wird, also den energetisch optimierten Betriebspunkt darstellt. Dass es einen solchen minimalen Betriebspunkt geben muss ist ebenfalls eine wesentliche Erkenntnis der Erfindung und wird anhand der Fig. 4 verdeutlicht, die Verflüssigungstemperatur und Leistungsaufnahme von Verdichter und Verflüssiger-Ventilator bei einer Kälteteillast von 40%, Randbedingungen: R134a; t0=-10°C; ΐΙ_Ε=27Ό; tc_min=30°C zeigt.

Hierbei wird exemplarisch von einer Anlagenteillast von 40% ausgegangen. Bei Variation der Ventilatordrehzahl sind die Leistungsaufnahmen des Ventilators und des Verdichters einzeln aufgetragen. Die Leistungsaufnahme des Ventilators wird als absoluter Wert sowohl von der Energieeffizienzklasse des Verflüssigers als auch von der dritten Potenz seiner aktuellen Drehzahl bestimmt. Die Leistungsaufnahme des Verdichters wird als absoluter Wert vom Kältemittelmassenstrom, also somit von der Teillast, und vom variierenden, aktuellen COP der Anlage beeinflusst. Unter der Annahme, dass die Verdampfungstemperatur konstant gehalten wird, hängt der COP hauptsächlich von der Höhe der Verflüssigungstemperatur ab, die im

Diagramm ebenfalls dargestellt ist. Das Kältemittel und der verwendete Verdichter, mit seinem Wirkungsgradkennfeld, wird als gegeben

vorausgesetzt.

Wenn die Drehzahl des Ventilators reduziert wird, wird gleichzeitig die

Verflüssigungstemperatur steigen, um die feste Kälte-/Klimalast zu erbringen. Dies führt zu einer Verkleinerung des COP ^' s, was sich in einer erhöhten Leistungsaufnahme des Verdichters widerspiegelt. Die Summe der beiden Leistungsaufnahmen zeigt ein erkennbares Minimum bei ca. 50% der

Ventilatordrehzahl. Man hat also in diesem Beispiel den energetisch optimalen Betriebspunkt gefunden. Als bekannt und fest vorausgesetzt werden musste das Kältemittel, der Verdichter, die Energieeffizienz des Verflüssigers, die Höhe der Teillast, die Verdampfungstemperatur, die Lufteintrittstemperatur und, in diesem Fall jedoch ohne Wirkung, die minimale

Verflüssigungstemperatur.

Im Folgenden wird nun dargestellt, wie ein allgemein gültiges mathematisches Modell zur Beschreibung dieser Aufgabe aussehen kann und welche

Aussagen daraus abgeleitet werden können.

Ziel ist es, eine Fundamentalgleichung aufzustellen, die alle möglichen Betriebszustände eines Verflüssigers einer Kälte-/Klimaanlage in

Abhängigkeit von den relevanten Einflußgrößen beschreibt.

Gl. 2 f(Q _c , Q _Cd , t _c , t _LE , dtl _d , n, n _d , ...) = 0

In dieser Gleichung sind manche Parameter, die schon bei der Auslegung festgelegt worden sind und nicht variiert werden müssen, wie beispielsweise die Nennverflüssigerleistung Q_c_d, die Nenneintrittstemperaturdifferenz dt1_d oder die Nenndrehzahl der Ventilatoren n_d. Die aktuelle

Lufteintrittstemperatur t_LE und die aktuelle Verflüssigerleistung Q_c sind keine festen Werte, werden jedoch bei der Suche nach dem energetischen Minimum nicht variiert, da sie für einen bestimmten Moment als feste

Randbedingung betrachtet werden können. Die nicht variierten Größen sind in Gl. 3 unterstrichen.

Gl. 3 / (Q _{c *} Q _Cd > > t _LE > dtl _d , n, n _d , ...) = 0

Als variable Größen bleiben die Ventilatordrehzahl n und die

Verflüssigungstemperatur tc. Ist eine der beiden bekannt so ergibt sich die andere. Dies könnte man als Auflösung der Fundamentalgleichung nach einer dieser beiden Variablen in Gl. 4 oder Gl. 5 darstellen.

Gl. 4 n = f _n (Q _c , t _c , ...)

Gl. 5 t _c = f _t (Q _c , n, ...)

Die analytisch korrekte Auflösung ist jedoch auf Grund der komplizierten und umfangreichen Fundamentalgleichung nicht möglich. Nichtsdestotrotz kann man beliebig viele Zahlenpaare aus tc und n finden, die die

Fundamentalgleichung erfüllen. Alle diese Kombinationen aus tc und n stellen mögliche und realisierbare Betriebsbedingungen des Verflüssigers dar.

Zu jedem dieser möglichen Betriebsbedingungen kann die

Leistungsaufnahme des Verdichters und der Verflüssigerventilatoren und deren Summe ermittelt werden.

Gl- ⁷ Pg ^{~ P} el _Venti

^el Venti

Wie oben bereits beschrieben, stellen die aktuelle Verflüssigerleistung Q_c und der Anlagenwirkungsgrad COP, unter anderem in Abhängigkeit vom Kältemittel und vom Verdichterwirkungsgrad, die Haupteinflüsse für die Leistungsaufnahme des Verdichters dar. Die Haupteinflußfaktoren auf die Leistungsaufnahme der Ventilatoren sind die Energieeffizienz des

Verflüssigers und seine Drehzahl. Nun muss man nur noch das Zahlenpaar tc und n heraussuchen, welches die kleinste Gesamtleistungsaufnahme P_g produziert.

P _g ( = ^P e K _ümp <ß _c (1), · · ·) + P _ _Ventl («(1), · · ·)

P _g ( ² > = ^P e K _0mp ( (2), · · ·) + P _el _ _Vent , (n(2), ...)

G ^{L 9} P _g (3) = P _{eL Komp} (t _c (3), ...) + P _el _ _Vent , (n(3), ...)

Mathematisch anschaulich gesprochen, gibt es für jede Teillast eine gewölbte Fläche im Raum, deren Minimum gesucht werden muss. Wenn man einen Schritt weiter geht und die Teillast als Parameter hinzunimmt, kann man eine Fläche über die Teillast und die Verflüssigungstemperatur aufspannen, deren Höhe wieder die Gesamtleistungsaufnahme ist. Auf Grund von Gl. 4 könnte man auch die Drehzahl des Verflüssigerventilators anstatt der

Verflüssigungstemperatur als zweite Koordinatenachse verwenden, da beide Größen, wenn auch nicht analytisch auflösbar, so doch implizit direkt von einander abhängen. Dies ist anhand der Fig. 5 verdeutlicht, die die Gesamtleistungsaufnahme einer Kälteanlage in Abhängigkeit von der

Verflüssigungstemperatur und der aktuellen Verflüssigungsleistung zeigt.

Man findet nun an den jeweils tiefsten Stellen dieser Fläche, man könnte auch sagen im "Bachbett dieses Gebirges", die für jede Teillast energetisch optimale Verflüssigungstemperatur bzw. Ventilatordrehzahl.

Auf Grundlage dieser allgemeinen Zusammenhänge wurden im Rahmen der Erfindung konkrete Gleichungssysteme aufgestellt, die die tatsächlichen Stoffdaten der Kältemittel, die Kennfelder von ausgewählten

Verdichterbauarten und die thermische Betriebscharakteristik von bekannten Verflüssigern der Firma Güntner beinhalten. Es stellte sich dabei heraus, dass sich die Gleichungssysteme sehr "gutmütig" verhalten. Die

Konvergenzkriterien waren in wenigen Iterationsschritten erfüllbar.

Anhand der Fig. 6 bis 12 werden im Folgenden einige Ergebnisse dieser Optimierungen vorgestellt. In Fig. 6, die eine erfindungsgemässe optimierte Verflüssigungsregelung im Vergleich zur Standerdregelung mit R134a, tO = -10°C; tLE 25 °C;

tc_min = 25 °C zeigt, sind für unterschiedliche Energieeffizienzklassen sowohl die relativen Ventilatordrehzahlen des Verflüssigers, als auch die sich einstellenden Verflüssigungstemperaturen in Abhängigkeit von der Teillast aufgetragen. Es wurde eine Kälteanlage mit einem mittleren

Hubkolbenverdichter, dem Kältemittel R134a und einer

Verdampfungstemperatur von -10°C, einer Lufteintrittstemperatur von 25 °C und einer minimalen Verflüssigungstemperatur von 25 °C gewählt. Der

Verflüssiger wurde mit einer Eintrittstemperaturdifferenz von 12K ausgelegt. Die gestrichelten Kurven stellen das Verhalten der Anlage bei

Standardregelung dar. Bei der Standardregelung wird versucht, ohne

Nebenbedingung die minimale Verflüssigungstemperatur zu erreichen und zu halten (Der Sonderfall "Außentemperaturgeführte Sollwertschiebung" wird hier nicht betrachtet). Bei Volllast der Kälteanlage unterscheiden sich die Betriebszustände zwischen Standardregelung und GMM-eta nicht, bis auf den Verflüssiger mit der schlechtesten Energieeffizienz von 30. Es ist interessant, dass bei diesem Ventilator sogar im Volllastfall das energetische Optimum schon eine

Reduzierung der Drehzahl auf 80% erforderlich macht, obwohl sich dadurch die Verflüssigungstemperatur auf über 38.5 °C erhöht. Würde dieser Ventilator mit 100% seiner Drehzahl betrieben werden, läge die

Verflüssigungstemperatur bei 37 °C und trotzdem wäre die

Gesamtleistungsaufnahme der Anlage höher als bei 80% Drehzahl. Je geringer die Kühllast wird, die die Anlage zur Verfügung stellen muss, desto mehr müssen jetzt auch Ventilatoren mit höherer Energieeffizienz in der Drehzahl reduziert werden. Ab einer Teillast von weniger als 50% ist es energetisch sinnvoll auch für einen sehr sparsamen Ventilator, beispielsweise mit einer Energieeffizienz von 190, die Drehzahl zu reduzieren. Eine

Standardregelung würde, unabhängig von der Energieeffizienz, den Ventilator auch bei kleinsten Kältelasten immer mit 100% Drehzahl ansteuern, da der Sollwert von 25 °C bei Lufteintrittstemperaturen von 25 °C nie erreicht werden kann.

Bisher wurde allgemein von energetisch optimierten Betriebszuständen gesprochen, aber die absoluten Werte des Energieverbrauchs noch nicht quantifiziert. Deswegen sind in Fig. 7, die die Energieeinsparung bei einer erfindungsgemässen optimierten Verflüssigerregelung im Vergleich zur Standardregelung mit R134a, tO = - 0°C; tLE =25 °C; tc min =25 °C zeigt, die tatsächlichen Energieeinsparungen, wieder in Abhängigkeit von der aktuellen Teillast und für verschiedene Energieeffizienzklassen, dargestellt.

Der erstaunliche Fall, dass ein Verflüssiger mit Energieeffizienz 30 schon im Volllastfall zurückgeregelt werden sollte, relativiert sich jetzt insofern, als dass man dadurch im Vergleich zur Standardregelung nur relativ wenig Energie einsparen kann. Es handelt sich hier also um ein flaches energetisches Minimum. Je weiter man jedoch in den Teillastbereich kommt, desto deutlicher werden die Energieeinsparpotenziale. Die Fig. 7 zeigt zum Beispiel, dass auch bei einem Verflüssiger mit der Energieeffizienz von 1 10 bei einer

Anlagenteillast von 20% mehr als 12% Gesamtenergie im Vergleich zu einer herkömmlichen Standardregelung eingespart werden kann. Man muss jedoch auch beachten, dass die Gesamtleistungsaufnahme in diesem Teillastfall nur noch ca. 15% im Vergleich zum Volllastfall beträgt.

Zum Verständnis von GMM-eta ist eine Auftragung hilfreich, die die

Verflüssigungstemperatur und die Drehzahl des Ventilators in Abhängigkeit von der Lufteintrittstemperatur darstellt. In Fig. 8, die eine erfindungsgemässe optimierte Verflüssigungsregelung im Vergleich zur Standardregelung mit R134a; tO = -10°C; Teillast 25%; tc_min = 25 Ό zeigt, ist so ein Verlauf für eine Teillast von 25% aufgetragen. Bei niedrigen Lufteintrittstemperaturen unterscheiden sich die zwei Regelungsarten nicht, da der Ventilator in gleicher Weise in der Drehzahl reduziert werden muss, um die minimale

Verflüssigungstemperatur von 25 °C einzuhalten. Ab einem Wert von ca. 20 °C Umgebungstemperatur wird die Drehzahl des Ventilators nur noch sehr langsam angehoben. Dadurch steigt die Verflüssigungstemperatur schneller an, als dies bei einer Standardregung der Fall gewesen wäre. Die etwas höheren Verflüssigungstemperaturen verursachen jedoch keine so hohen Energiezuwächse, wie die, die durch eine Erhöhung der Drehzahl am

Ventilator verursacht worden wären. Auch hier zeigt sich, dass die relativen Drehzahlen der Verflüssiger mit der höheren Energieeffizienz höher liegen können, da eine Verbesserung des COP ^' s stärker ins Gewicht fällt. In Fig. 9, die eine erfindungsgemässe optimierte Verflüssigungsregelung im Vergleich zur Standardregelung mit R134a; tO = -10°C; TLE = 35 °C;

tcjnin = 40 °C zeigt wurde nun ein hochsommerlicher Tag mit einer

Lufteintrittstemperatur von 35 °C angenommen und die minimale

Verflüssigungstemperatur von 25 °C auf 40 °C gesetzt. Einen solch hohen Sollwert, der eine energetisch ungünstige Verflüssigungstemperatur erzwingt, findet man in der Realität immer noch recht häufig, da eine genaue Auslegung der Expansionsventile oft noch vernachlässigt wird. Auch unter diesen

Randbedingungen findet GMM-eta Einsparpotenziale.

In diesem Fall regelt die Standradregelung ab einer Teillast von 40% die Drehzahl des Ventilators zurück, um die 40 °C Verflüssigungstemperatur nicht zu unterschreiten. Auch GMM-eta ist an diesen Sollwert gebunden und regelt in Abhängigkeit von der Energieeffizienz den Ventilator bei Erreichen der 40 °C Verflüssigungstemperatur zurück. Bei kleinen Teillasten besteht somit kein Unterschied zwischen GMM-eta und der Standardregelung und kann auch energetisch nicht mehr besser sein, wie Fig. 10 zeigt, die die

Energieeinsparung bei eine optimierten erfindungsgemässen

Verflüssigungsregelung im Vergleich zur Standardregelung mit R134a; tO = - 10°C; tl_E = 35 °C; tc_min = 40 °C verdeutlicht. Jedoch im Teillastbereich zwischen 50% und 40% kann man, je nach Energieeffizienz des Verflüssigers, gegenüber der Standardregelung immer noch eine merkliche

Gesamtleistungsaufnahme einsparen.

Wie zuvor dargelegt, ist der COP einer Kälte-/Klimaanlage eine der

signifikanten Größen, die das Einsparpotenzial durch optimierten Betrieb der Verflüssigerventilatoren beeinflusst. Dies ist einleuchtend, wenn man die immer niedriger werdende Antriebsleistung des Verdichters bei steigendem COP mit der festen Antriebsleistung des Verflüssigerventilators vergleicht. Somit legen auch die Wahl des Kältemittels, die eingestellte

Verdampfungstemperatur und der Wirkungsgrad des Verdichters das

Einsparpotenzial von GMM-eta fest. Dazu wurden in Fig. 1 1 , die die

Energieeinsparung bei einer erfindungsgemäss optimierten

Verflüssigungsregelung im Vergleich zur Standardregelung mit

unterschiedlichen Kältemitteln und Verdampfungstemperaturen, bei einer Energieeffizienz = 70, tl_E = 25 °C, tcjmin = 25 °C zeigt, unterschiedliche Kältemittel bei unterschiedlichen Verdampfungstemperaturen in Abhängigkeit von der Teillast dargestellt. Wie zu vermuten war, liegt die Klimaanwendung mit R134a und einer

Verdampfungstemperatur von 0°C bei den hier betrachteten Einsparungen am Höchsten. Bei einer Normalkühlanwendung mit einer

Verdampfungstemperatur von -10°C ist der Einspareffekt zwischen Ammoniak und R134a nahezu gleich. Am Schlechtesten schneidet erwartungsgemäß die Tiefkälteanwendung mit R404a ab, da hier der COP im Vergleich zu den vier anderen Anwendungen am Niedrigsten ist.

Auch in der Auftragung über die Lufteintrittstemperaturen gemäss Fig. 12, die die Energieeinsparung bei einer erfindungsgemäss optimierten

Verflüssigungsregelung im Vergleich zur Standardregelung mit

unterschiedlichen Kältemitteln und Verdampfungstemperaturen, bei einer Energieeffizienz = 70; Teillast = 25%, und tcjnin = 25 °C zeigt, zeigt sich dieses Verhalten. Zusätzlich ist zu beobachten, dass bei steigenden

Lufteintrittstemperaturen die Energieeinsparungen in allen Fällen geringer ausfallen, da sich die COP ^' s auf Grund der steigenden

Verflüssigungstemperaturen bei allen Kältekreisläufen verringern und somit mit einer Drehzahlreduzierung am Ventilator nicht mehr so viel eingespart werden kann.

Die Energieeinsparung von GMM-eta beruht auf einer Reduzierung der Drehzahl des Verflüssigerventilators bei gleichzeitig geringerer Zunahme der Verdichterleistung. Ein ausgesprochen erfreulicher Zusatzeffekt neben der Energieeinsparung ist die Schallreduzierung des Verflüssigers, die direkt mit der Drehzahlreduzierung verbunden ist. Gerade an warmen Sommerabenden am Wochenende ist jeder Nachbar über die verminderte Schallemission dankbar und gleichzeitig kann der Anlagenbetreiber Betriebskosten einsparen.

Bei einem für die Praxis besonders wichtigen Ausführungsbeispiel eines erfindungsgemässen Verfahrens wird die Wärmeumwälzmaschine in einem Teillastbetrieb betrieben. Dabei wird bevorzugt eine Drehzahl der Strömungsmaschine und / oder eine Verflüssigungstemperatur des Wärmemediums derart ermittelt, dass die Summe der Leistungsaufnahme durch die Strömungsmaschine und den Verdichter minimiert wird. Im Speziellen kann dabei die Verflüssigungstemperatur und eine

Heissgaseintrittstemperatur des Wärmemediums an einem Eintritt des Verflüssigers bestimmt werden.

Zusaätzlich oder alternativ kann bei einem anderen Ausführungsbeispiel des eines erfindungsgemässen Verfahrens eine Verdampfungstemperatur des Wärmemediums am Eintritt des Verflüssigers bestimmt werden, und / oder eine Verdampfungstemperatur des Wärmemediums kann als Sollwert vorgegeben und / oder von einer Regelung, eventuell von einer anderen Regelung übergeben werden.

Ebenso ist es möglich, dass eine Temperatur des Kühlfluids an einem

Kühlfluideintritt am Verflüssiger bestimmt wird.

Dabei kann im Speziellen sogar auch ein Verschmutzungsgrad des

Verflüssigers und / oder des Verdampfers und / oder eines Rückkühlers bestimmt werden, wobei der im Rahmen der Anmeldung beschriebene erfindungsgemässe Algorithmus seine optimierenden Eigenschaften auch dann nicht verliert, wenn einer oder alle Wärmetauscher verschmutzt sind oder aus einem anderen Grund eine Minderleistung aufweisen.

Bei einem für die Praxis ebenfalls wichtigen Ausführungsbeispiel der vorliegenden Erfindung, kann der Verflüssiger als Zwischenwärmetauscher ausgebildet sein und / oder die Wärme des Wärmemediums kann über einen sekundären Kühlmittelkreislauf mittels eines Rückkühlmediums durch den Rückkühler mit dem Kühlfluid ausgetauscht werden und / oder am Rückkühler kann auch zusätzlich oder anternativ eine zweite Strömungsmaschine vorgesehen werden.

Die Erfindung betrifft weiter eine Wärmeumwälzmaschine, wobei die

Wärmeumwälzmaschine einen als Verdampfer ausgestalteten ersten

Wärmetauscher und einen als Verflüssiger ausgestalteten zweiten

Wärmetauscher derart umfasst, dass im Betriebszustand ein Wärmemedium vom Verdampfer einem Verdichter zuführbar ist, vom Verdichter auf einen Verflüssigungsdruck verdichtbar, dem Verflüssiger zuführbar und verflüssigbar ist, und über ein Druckentspannungsmittel dem Verdampfer wieder

rückführbar und unter Aufnahme von Wärme aus einem zu kühlenden

Prozessfluid wieder verdampfbar ist. Dabei ist eine Strömungsmaschine vorgesehen, so dass Wärme vom Wärmemedium auf das Kühlfluid

übertragbar ist. Erfindungsgemäss sind die Strömungsmaschine und der Verdichter mittels einer Ansteuervorrichtung derart ansteuerbar, dass in Abhängigkeit von einer vorgebbaren thermischen Nutzleistung der

Wärmeumwälzmaschine eine Summe einer Leistungsaufnahme durch die Strömungsmaschine und den Verdichter minimierbar ist.

Besonders bevorzugt ist die erfindungsgemässe Wärmeumwälzmaschine auch in einem Teillastbetrieb betreibbar, wobei beispielweise, aber nicht zwingend, ein Sensor zur Ermittlung einer Drehzahl der Strömungsmaschine und / oder ein Sensor zur Ermittlung einer Verflüssigungstemperatur des Wärmemediums vorgesehen sein kann, so dass die Summe der

Leistungsaufnahme durch die Strömungsmaschine und den Verdichter minimierbar ist. Dabei kann alternativ oder zusätzlich zur Ermittlung der

Verflüssigungstemperatur und einer Heissgaseintrittstemperatur des

Wärmemediums ein Sensor an einem Eintritt des Verflüssigers vorgesehen sein. Im speziellen ist bevorzugt, jedoch nicht zwingend, zur Ermittlung einer Verdampfungstemperatur des Wärmemediums ein Sensor am Eintritt des Verflüssigers vorgesehen, und / oder eine Verdampfungstemperatur des Wärmemediums ist als Sollwert in einem Datenspeicher gespeichert. Insbesonder kann zur Bestimmung einer Temperatur des Kühlfluids optional auch ein Temperatursensor an einem Kühlfluideintritt am Verflüssiger vorgesehen sein.

In einem weiteren, für die Praxis besonders bedeutenden Ausführungsbeispiel ist der Verflüssiger als Zwischenwärmetauscher ausgebildet und die Wärme des Wärmemediums ist mittels eines Rückkühlmediums über einen

sekundären Kühlmittelkreislauf durch einen Rückkühler mit dem Kühlfluid austauschbar, wobei am Zwischenwärmetauscher bevorzugt eine zweite Strömungsmaschine vorgesehen ist.

Im Folgenden werden noch zwei wichtige Ausführungsbeispiele

erfindungsgemässer Wärmeumwälzmaschinen anhand der rein

schematischen Fig. 13 und 14 näher erläutert. Die ebenfalls im Folgenden aufgelisteten Fig. 1 bis 12, die teilweise den Stand der Technik und teilweise konkrete Ausführungsvarianten erfindungsgemässer Verfahren betreffen, wurden bereits weiter oben erläutert und bedürfen daher keiner weiteren Diskussion mehr. Es zeigen:

Fig. 1 Diagramm gemäss einer bekannten Standardverflüssigungsregelung mit tc_soll = 25 °C bei einer Geräteauslegung mit dt1 = 12 K;

Fig. 2 Aussentemperaturgeführte Sollwertverschiebung mit

tc_soll = 25 °C und einer Schiebung 4 K bei einer

Geräteauslegung mit dt1 = 12 K; Fig. 3 Sinnvolle Werte für die aussentemperaturgeführte

Sollwertverschiebung bei einer Geräteauslegung mit dt1 = 1 2 K und einem isentropen Verdichterwirkungsgrad von 0.7;

Fig. 4 Verflüssigertemperatur und Leistungsaufnahme von Verdichter und Verflüssiger- Ventilator bei einer Kälteteillast von 40%,

Randbedingungen: R1 34a; tO = -10 °C; tLE = 27°C; tc_min = 30 °C;

Fig. 5 Gesamtleistungsaufnahme einer Kälteanlage in Abhängigkeit von der Verflüssigungstemperatur und der aktuellen Verflüssigungsleistung;

Fig. 6 optimierte Verflüssigungsregelung im Vergleich zur

Standardregelung, R134a; tO = -10 °C; tLE = 25 °C; tc_min = 25 °C;

Fig. 7 Energieeinsparung bei optimierter Verflüssigungsregelung im

Vergleich zur Standardregelung, R134a; tO = -10 ^q C; tLE = 25 ^< Ό; tc_min = 25 °C;

Fig. 8 optimierte Verflüssigungsregelung im Vergleich zur

Standardregelung, R 34a; tO = -1 0 °C; Teillast 25%; tc_min = 25 °C; Fig. 9 optimierte Verflüssigungsregelung im Vergleich zur

Standardregelung, R1 34a; tO = -1 0 °C; tLE = 35 °C; tc_min = 40 °C;

Fig. 1 0 Energieeinsparung bei optimierter Verflüssigungsregelung im

Vergleich zur Standardregelung, R1 34a; tO = -1 0 °C; tLE = 35 °C; tc_min = 40 °C;

Fig. Energieeinsparung bei optimierter Verflüssigungsregelung im

Vergleich zur Standardregelung bei unterschiedlichen Kältemitteln und Verdampfungstemperaturen;

Energieeffizienz = 70, R1 34a; tLE = 25 °C; tc_min = 25 °C; Fig. 12 Energieeinsparung bei optimierter Verflüssigungsregelung im Vergleich zur Standardregelung bei unterschiedlichen

Kältemitteln und Verdampfungstemperaturen;

Energieeffizienz = 70, R134a; Teillast = 25%; tc_min = 25 °C;

Fig. 13 ein erstes Ausführungsbeispiel einer erfindungsgemässen

Wärmeumwälzmaschine;

Fig. 14 ein Ausführungsbeispiel einer Wärmeumwälzmaschine mit

Zwischenwärmetauscher und Rückkühler.

In Fig. 13 und Fig. 14 ist in einer schematischen Darstellung je ein

Ausführungsbeispiel einer erfindungsgemässen Wärmeumwälzmaschine dargestellt, die im Folgenden gesamthaft mit dem Bezugszeichen 1 bezeichnet ist.

Die Wärmeumwälzmaschine 1 gemäss Fig. 13 umfasst derart einen als Verdampfer 2 ausgestalteten ersten Wärmetauscher und einen als

Verflüssiger 3 ausgestalteten zweiten Wärmetauscher, dass im

Betriebszustand ein Wärmemedium 4 vom Verdampfer 2 einem Verdichter 5 zuführbar ist, vom Verdichter 5 auf einen Verflüssigungsdruck verdichtbar, dem Verflüssiger 3 zuführbar und verflüssigbar ist, und über ein

Druckentspannungsmittel 6, das z.B. ein Drosselventil sein kann, dem

Verdampfer 2 wieder rückführbar und unter Aufnahme von Wärme aus einem zu kühlenden Prozessfluid 7 wieder verdampfbar ist. Dabei ist eine

Strömungsmaschine 8 in Form eines Ventilators am Verflüssiger 3

vorgesehen, so dass Wärme vom Wärmemedium 4 auf das Kühlfluid 9, das im gezeigten Beispiel der Fig. 13 Umgebungsluft ist, übertragbar ist. Gemäss der Erfindung ist die Strömungsmaschine 8 und der Verdichter 5 mittels einer aus Gründen der Übersichtlichkeit nicht explizit dargestellten

Ansteuervorrichtung derart ansteuerbar, dass in Abhängigkeit von einer vorgebbaren thermischen Nutzleistung der Wärmeumwälzmaschine 1 eine Summe einer Leistungsaufnahme durch die Strömungsmaschine 8 und den Verdichter 5 minimierbar ist.

Das Ausführungsbeispiel gemäss Fig. 14 unterscheidet sich von demjenigen der Fig. 13 dabei nur dadurch, dass der Verflüssiger 3, 30 als

Zwischenwärmetauscher 30 ausgebildet ist und die Wärme des

Wärmemediums 4 mittels eines Rückkühlmediums 12 über einen sekundären Kühlmittelkreislauf 10 durch einen Rückkühler 1 mit dem Kühlfluid 9 austauschbar ist, wobei am Zwischenwärmetauscher 30 eine zweite

Strömungsmaschine 18 vorgesehen ist, und daher auf die

Strömungsmaschine 8 am Verflüssiger 3 verzichtet werden konnte.

In beiden Ausführungsbeispielen kühlt dabei der Verdampfer 2 in an sich bekannter weise das Prozessfluid 7, mit dem dann seinerseits z.B. ein Raum in einem Gebäude auf eine vorgebbare Temperatur gekühlt werden kann.

Dabei kann die Wärmeumwälzmaschine 1 z.B. einen nicht dargestellten Sensor zur Ermittlung einer Drehzahl der Strömungsmaschine 8 und / oder einen Sensor zur Ermittlung einer Verflüssigungstemperatur des

Wärmemediums 4 aufweisen, so dass die Summe der Leistungsaufnahme durch die Strömungsmaschine 8 und den Verdichter 5 minimierbar ist.

Auch ist es möglich, dass ein ebenfalls in Fig. 13 nicht explizit dargestellter Sensor zur Ermittlung der Verflüssigungstemperatur und / oder einer

Heissgaseintrittstemperatur des Wärmemediums 4 z.B. an einem Eintritt 31 des Verflüssigers 3 vorgesehen ist.

Dabei ist es auch möglich, dass zur Ermittlung einer Verdampfungstemperatur des Wärmemediums 4 ein Sensor am Eintritt 31 des Verflüssigers 3

vorgesehen ist, oder es kann eine Verdampfungstemperatur des

Wärmemediums 4 als Sollwert in einem Datenspeicher gespeichert ist. Ausserdem könnte auch zur Bestimmung einer Temperatur des Kühlfluids 9 ein nicht dargestellter Temperatursensor an einem Kühlfluideintritt 32 am Verflüssiger 3, 30 vorgesehen.

Durch die vorliegende Erfindung konnte erstmals demonstriert werden, dass eine energetisch optimierte Drehzahlregelung von Verflüssigerventilatoren im Vergleich zu Standardregelungen, die ausschließlich P- oder Pl-Regler sind, zu einer merklichen Energieeinsparung bei der Summe von Verdichter- und Verflüssigerantriebsleistung führen kann. Insbesondere bei Anlagenteillast, hohen Lufteintrittstemperaturen und niedrigen minimalen

Verflüssigungstemperaturen führt die Standardregelung zu sehr

energieineffizienten Betriebszuständen. Die Energieeinsparung wird unter anderem dadurch verständlich, dass die Leistungsaufnahme eines Ventilators mit der dritten Potenz zu seiner Drehzahl, sein Luftvolumenstrom jedoch näherungsweise linear zunimmt. Notwendig für die energieoptimierte

Regelung ist neben der schon immer verwendeten Verflüssigungstemperatur nun auch die Kenntnis der Lufteintrittstemperatur am Verflüssiger, um die Verflüssigerleistung auf die Leistung der KälteVKIimaanlage, die

bekanntermaßen vom Kältemittel, den Druckniveaus und den

Verdichterwirkungsgraden bestimmt wird, abzugleichen.