具有优化的制冷剂回路的热泵的制作方法

1.本发明涉及一种具有制冷剂回路的热泵，所述制冷剂回路具有：压缩机、膨胀机构、冷凝器和蒸发器，它们连接到制冷剂管路上；和包含在所述制冷剂回路中的制冷剂，所述制冷剂能够借助于压缩机在制冷剂回路中循环。


背景技术：

2.在热泵的制冷剂回路中经常使用易燃的制冷剂(如r-454-c)，因为所述制冷剂被视为比至今使用的制冷剂更环保。然而，在使用较新式的、尤其易燃的制冷剂时，必须经常关注提高的安全要求并且符合相应的措施，如对设立地点的特殊要求，这使得所述热泵的制造和运行更昂贵。使用的制冷剂越多，这就越明显。
3.至今为止，制冷剂量的减少经由减小相应的组件来实现，但是，这会引起热泵的功率系数降低。另一方面，为了能够例如在使用板式热交换器时达到期望的压力损失和传输功率，板的数量会提高，直至在制冷剂回路中实现期望的工艺数据。但是，板式热交换器中较大的板数量引起设施的较高的制冷剂填充量。


技术实现要素：

4.本发明所基于的目的在于，给出一种具有制冷剂回路的热泵，所述热泵克服了所描述的缺点并且能够实现在仍可接受的功率系数的情况下减少制冷剂量，由此能够降低制冷剂成本和对所需的安全设计方案的要求。
5.所述目的根据本发明通过独立权利要求来实现。优选的设计方案在从属权利要求中给出。
6.根据本发明提出一种具有制冷剂回路的热泵，所述制冷剂回路具有：连接到制冷剂管路上的压缩机、膨胀机构、冷凝器和蒸发器；和包含在制冷剂回路中的制冷剂，所述制冷剂能够借助于压缩机在制冷剂回路中循环。冷凝器和蒸发器包括具有制冷剂侧和介质侧的热交换器，其中所述冷凝器的热交换器是板式热交换器，而蒸发器的热交换器是板式热交换器或翅片管式热交换器。
7.此外，根据本发明，冷凝器和/或蒸发器的热交换器，尤其当它们构成为板式热交换器时，在制冷剂侧和介质侧之间不对称地设计，使得制冷剂侧的体积与介质侧的体积相比减少至少10％。
8.根据本发明的热交换器的不对称式设计方案在可接受的功率系数的情况下引起显著减少所需的制冷剂量以及减少对安全相关的措施的要求。
9.热泵例如能够构成为盐水-水热泵、水-水热泵或空气-水热泵。在盐水-水热泵和水-水热泵的情况下，蒸发器的热交换器经常构成为板式热交换器，而在空气-水热泵的情况下，其通常是翅片管式热交换器。
10.在根据本发明的另一设计方案中，冷凝器和/或蒸发器的热交换器的板具有箭头式压制部，其具有至少45
°
的后掠角(“高的”压制部)。
11.大的后掠角(pfeilungswinkel)或压制角会引起流体的强烈偏转，这可能会引起更高的功率系数并且引起更大的压力损失。
12.如果蒸发器的热交换器是翅片管式热交换器，则根据本发明提出，翅片管式热交换器的管内径为3mm至7mm，并且其外径为3.5mm至7.5mm，因此在此也减少了制冷剂量。
13.为了进一步提升翅片管式热交换器的效率而提出，翅片管式热交换器的管的内侧设有肋片。
14.为了进一步优化所述工艺，根据本发明的热泵能够包括内部的热交换器，所述内部的热交换器构造为板式热交换器。
15.此外在此能够提出，内部的热交换器具有板，所述板具有带有小于45
°
的后掠角或压制角的箭头式压制部。
16.此外，内部的热交换器能够有利地构成有凹槽压制部，而不是箭头式压制部。凹槽压制部能够实现减少在热交换器的介质侧上的压力损失以及减少制冷剂量。
17.此外能够提出，内部的热交换器不对称地构造，使得液体侧的体积与气体侧的体积相比减小。因此实现了进一步减少制冷剂量。
18.进一步减少制冷剂量能够如下实现：使液体管路、尤其是制冷剂管路的内径构成为尽可能小的。
19.除了减少制冷剂量之外，还能够通过有针对性地设计液体管路来符合声学要求，其方式为：根据下式设计液体管路的内径，尤其是制冷剂管路的内径：
[0020][0021]
其中在热泵的最大功率或压缩机的最高转速下，在液体管路中的流动速度至少为0.5m/s，但是至多为3.5m/s。在小的热泵功率或小的压缩机转速下，最小的流动速度优选不低于0.05m/s、0.3m/s或在0.05m/s和0.3m/s之间的值。
[0022]
以下公式适用：
[0023][0024]
在另一实施方案中，根据本发明的热泵包括调节器，所述调节器与操控压缩机的换流器连接并且与膨胀机构连接。所述调节器构成为用于，操控压缩机和膨胀机构，使得在液体管路中，尤其在制冷剂管路中的流动速度至多为3.5m/s。
附图说明
[0025]
下面参考附图描述其它优点和优选的设计方案。在此示出：
[0026]
图1a示出根据本发明的热泵的具有蒸发器作为板式热交换器和内部的热交换器的冷却剂回路的线路图；
[0027]
图1b示出根据本发明的热泵的具有蒸发器作为板式热交换器的制冷剂回路的线路图；
[0028]
图1c示出根据本发明的热泵的具有蒸发器作为翅片管式热交换器的制冷剂回路的线路图；
[0029]
图1d示出根据本发明的热泵的具有蒸发器作为翅片管式热交换器和内部的热交
换器的制冷剂回路的线路图；
[0030]
图2a示出对称的板式热交换器的示意性放大的剖视图；
[0031]
图2b示出非对称的板式热交换器的示意性放大的剖视图；
[0032]
图2c示出非对称的板式热交换器的金属片的示意性放大的剖视图；
[0033]
图2d示出非对称的板式热交换器的金属片的示意性放大的三维剖视图；
[0034]
图3a示出板式热交换器的板的局部，所述板具有带有小于45
°
的后掠角的箭头齿部；
[0035]
图3b示出板式热交换器的板的局部，所述板具有带有大于45
°
的后掠角的箭头齿部；
[0036]
图4示出板式热交换器的板的局部，所述板具有凹槽压制部；
[0037]
图5示出制冷剂回路的部分视图；
[0038]
图6示出制冷剂回路的管导向部。
具体实施方式
[0039]
根据在图1a、1b、1c和1d中示出的根据本发明的热泵的制冷回路100的线路图，所述制冷回路100包括至少一个压缩机10、减压元件20、冷凝器30、蒸发器40以及根据实施方案具有内部的热交换器50和四通切换阀60。
[0040]
气态的制冷剂被压缩机10压缩并且输送给冷凝器30的热交换器32，在该处所述制冷剂被冷却和液化。
[0041]
随后，根据图1b和1c，液化的制冷剂在减压元件20处减压。在图1a和1d中，过冷首先在内部的热交换器50中发生。
[0042]
制冷剂随后引导穿过蒸发器40的热交换器42，在该处所述制冷剂被蒸发和过热，以便随后再次输送给压缩机10(图1b和1c)。
[0043]
在图1a和1d中，在蒸发器40中蒸发之后，在内部的热交换器50中可能发生进一步的蒸发以及过热。
[0044]
根据图1c和1d，制冷回路100还具有四通切换阀60。
[0045]
如在图1a和1d中所示出的，内部的热交换器50集成到制冷剂回路100中。
[0046]
四通切换阀60还能够用于为蒸发器40的热交换器42除冰。为此，四通切换阀60切换为，使得其提供在压缩机10和蒸发器40的热交换器42之间的沿制冷剂的流动方向伸展的直接连接，以及在冷凝器30的热交换器32和内部的热交换器50之间的另一连接。因此，在保持制冷剂穿过压缩机10的流动方向的情况下，制冷剂穿过制冷剂回路100的其余组件的流动方向被反转。在此，已压缩和加热的气态制冷剂从压缩机10流过冷凝器40的热交换器42，以便例如能够在结冰的情况下为蒸发器40的热交换器42除冰。替选于此，热泵还能够借助四通切换阀60的这种切换作用为空调设施。图2a示出对称的板式热交换器的示意性放大剖视图。这种板式热交换器由多个板pn构成，所述板pn具有这种压制部，使得在相邻的板之间产生具有相同尺寸的体积vm、vk的通道，流体能够流过所述通道。
[0047]
根据压制部的深度和形状，在单个板pn的两侧产生的通道能够具有相同或不同的体积vm、vk。如果通道如在图2a中可见尺寸相同，则涉及对称的板式热交换器。意即在板式热交换器中包含的制冷剂的体积vk和介质的体积vm，即从制冷剂中吸收热量或将热量散发给
制冷剂的流体的体积，是相同大小的，如在图2a中所示出的。
[0048]
与此相反，在图2b中示出的非对称的板式热交换器的两个相邻的板pn的压制部是不同的，使得在单个板的两侧上产生的通道具有不同的体积vk和vm，其中介质的体积vm大于制冷剂的体积vk。
[0049]
根据本发明的热泵的制冷剂回路100包括冷凝器30以及蒸发器40，所述冷凝器以及蒸发器分别包含热交换器32、42，其中至少冷凝器30的热交换器32能够以非对称板式热交换器的形式构造(参见图1)。在此，不对称性至少为10％，意即制冷剂的体积vk比介质的体积vm至少小10％。
[0050]
借助由单向阀71形成的液压整流器组件70，从电气工程中已知的“格雷茨桥”转移到液压系统上，处于加热、冷却和除霜运行状态下的制冷剂始终沿相同的方向r引导穿过膨胀装置并且有利地也引导穿过内部的热交换器50。
[0051]
图2c和2d示出板pn。
[0052]
例如，在图3a和3b中示出的箭头式压制部或如在图4中可见的凹槽压制部被用作压制部。
[0053]
在箭头式压制部或鱼骨压制部的情况下，后掠角或压制角β确定在板式热交换器的入口侧和出口侧之间的压力损失的大小。如在图3b中可见的，β＞45
°
的压制角引起高的压力损失，而在图3a中示出的β＜45
°
的压制角下出现低的压力损失。
[0054]
如在图4中可见的，凹槽压制部除了热交换器的低的压力损失之外，还能够实现减少制冷剂量。
[0055]
在图5和图6局部地和示意性地示出的翅片管式热交换器42，如其例如在根据图5的制冷剂回路100的蒸发器40中使用的那样，包含多个蒸发器管44、收集管46以及分配器48。
[0056]
优选具有优选为0.5mm至3mm的内径的多个毛细管49从分配器48起通向蒸发器管44，如在图6中所示出的。
[0057]
为了改进翅片管式热交换器42的功率系数以及减少所需的制冷剂量，翅片管式热交换器42的管44的内径为3mm至7mm，并且其外径为3.5mm至7.5mm。附加地，在翅片管式热交换器42的管44的内侧上能够设置有肋片，以便能够进一步改进在制冷剂与流体之间的热传递。
[0058]
制冷剂回路的组件通过相应的管路相互连接。为了进一步减少制冷剂量，所述管路应构成有尽可能小的内径。
[0059]
此外，出于声学原因，在制冷剂管路中的流动速度不应超过3.5m/s的值，并且在制冷剂减少的意义上在热泵的最大功率或压缩机的最大转速下不应低于0.5m/s的值。以下公式适用于管的内径的设计：
[0060][0061]
根据图1a、1b、1c或1d的制冷回路100的冷凝器30的热交换器32构成为非对称的板式热交换器，如结合图2b所描述的，尤其在盐水-水热泵、水-水热泵或空气-水热泵的情况下如此。
[0062]
蒸发器40的热交换器42是翅片管式热交换器，如在图5中所描述的。当然，蒸发器
40的热交换器42也能够构成为非对称的板式热交换器(图2b)，尤其在盐水-水热泵或水-水热泵的情况下如此。
[0063]
内部的热交换器50同样构成为板式热交换器并且具有根据图4的凹槽压制部。但是同样可行的是，所述板式热交换器设有箭头式压制部。板式热交换器50能够是对称的或非对称的板式热交换器。