Das Kältemittel CO2 wurde und wird immer wieder als Ersatzkältemittel für bisherige HFKW-Anwendungen untersucht. Weil dieses aus stofflicher Sicht ökologisch ideale Kältemittel Nachteile hinsichtlich des Energieverbrauchs aufweist, die den ökologischen Vorteil verringern oder gar mehr als aufzehren, wird vielerorts aufwändig untersucht, mit welchen auch technisch komplizierteren Bauelementen das Potenzial an energetischen Verbesserungen im transkritischen Kreislauf genutzt werden kann.
Um energetische Vor- und Nachteile herauszuarbeiten, werden zwei (wo immer verfahrenstechnisch möglich weitgehend identische) Klimaanlagen (mit R134a bzw. CO2) verglichen, die sich lediglich durch, an das jeweils verwendete Kältemittel angepasste Kältemittelgeschwindigkeit innerhalb der Wärmeübertrager und durch nur bei CO2 zusätzlich eingesetzte Komponenten unterscheiden.
Der hier vorgelegte Vergleich ist neutral, d.h. spezielle Interessen der Anbieter von Gerätekomponenten oder kompletten Anlagen bleiben unberücksichtigt.
Es werden auch Hinweise gegeben, welche praktischen betriebstechnischen Unterschiede beim transkritischen Betrieb (mit CO2) auftreten, die den bei herkömmlichen Anlagen gesammelten Erfahrungen manchmal zuwiderlaufen.
1. Referenzjahresabschnitt
Wegen der allseits bemerkbaren Abweichung der aktuellen Klimadaten von den über lange Zeiträume ermittelten, wird hier ein selbst gewählter Referenzjahresabschnitt für Kühlbetrieb zur Klimatisierung eines unter 4. beschriebenen Raumes mit höheren Umgebungstemperaturen gebildet.
Selbst wenn im Verlauf eines gesamten Jahres bei vielen Klimaanlagen Kühlleistung auch bei niedrigeren Außentemperaturen benötigt wird, erfolgt hier der Energievergleich nur mit solchen Außentemperaturen, bei denen die Wärmeabgabe der CO2-Anlage an die Umgebung aus dem überkritischen Zustand erfolgt.
Das X in Tabelle 1 zeigt, dass bei diesen äußeren Bedingungen bereits Kondensation beginnt, also gilt das eben gesagte.
2. Nützliche Hinweise zum veränderten Verhalten bei transkritischem Betrieb
Es ist zu erwarten, dass bei flächendeckender Einführung von CO2 als Kältemittel sich gerade bei erfahrenen praktischen Service-Kältetechnikern Verunsicherung verbreitet, wenn bisher unumstößliche Fakten plötzlich nicht mehr gelten. Dann können die Hinweise in diesem Beitrag hilfreich sein und sollten deshalb nicht von den anderen (mehr mit Grundsatzfragen befassten) Fachleuten wegen vermeintlich unnötiger Simplifizierung allzu kritisch bewertet werden.
Bei langsam sinkender Umgebungstemperatur am Außenwärmeübertrager (Gaskühler analog zum Verflüssiger) ist zu bemerken, dass die beginnende Verflüssigung in fließendem Übergang völlig undramatisch erfolgt, d.h. der Betreiber merkt nicht, und muss es auch nicht merken, wenn der kritische Hochdruck unterschritten wird. Den Zustand beginnender Verflüssigung würde man in Analogie zum herkömmlichen Kaltdampfprozess mit extremem Kältemittelmangel bezeichnen, denn hier ist das abströmende Kältemittel noch lange nicht unterkühlt, also weit vom blasenfreien Zustand entfernt. Dieses Kriterium Blasenfreiheit hat ja aber bei transkritischer Prozessführung keine Bedeutung, denn das Kältemittel (hier CO2) bleibt bis in das Expansionsorgan hinein rein gasförmig und wird erst dann zu Nassdampf. Bei weiter fallender Umgebungstemperatur tritt dann zunehmend das völlig normale Verhalten von Kaltdampfkälteanlagen auf der Hochdruckseite auf, also eine starke Abhängigkeit des Hochdruckes (der Verflüssigungstemperatur) von der Außentemperatur am Außenwärmeübertrager und das Auftreten von flüssigem Kältemittel.
Weil das Kriterium Blasenfreiheit als Merkmal für genügend befüllten Kreislauf bei CO2 nicht greift, benötigt man ein anderes Kriterium. Dies ist der sich nach längerem Kreislauf-Stillstand einstellende mittlere Anlagendruck, denn der ist bei genügend hoher Temperatur (oberhalb der kritischen Temperatur von 31°C) ein direktes Maß für die vorhandene Füllmenge - abhängig vom tatsächlich vorhandenen inneren freien Anlagenvolumen.
Deshalb ist natürlich auch die Angabe des bei laufendem Verdichter erreichten Hochdruckes als Kennzeichen für die richtige Füllmenge möglich. Allerdings gehören dazu auch alle anderen den Betriebspunkt beeinflussenden äußeren Bedingungen. Und diese Voraussetzung lässt sich i. Allg. praktisch gar nicht erfüllen. Abhilfe schafft dann nur ein Rechenprogramm, wie das hier verwendete, mit dem beliebige äußere Bedingungen berücksichtigt werden können. Man braucht also nur die momentan herrschenden Bedingungen einzugeben und den berechneten Hochdruck mit dem gemessenen zu vergleichen. Ist der gemessene Druck niedriger, dann herrscht Kältemittelmangel und umgekehrt. Wobei hier Kältemittelmangel eigentlich nicht der richtige Ausdruck ist, denn trotz Veränderung der Füllmenge bleibt man bei Umgebungstemperaturen von über 31 °C am Gaskühler auf der Hochdruckseite immer im transkritischen Gebiet es entsteht also kein Flüssigkeitsspiegel, dessen Ausbildung man im herkömmlichen Sinn quasi als Maß für die reale Füllmenge ansehen könnte.
Mangel bedeutet in diesem Fall eine Abweichung vom geplanten Betriebspunkt, konkret also primär ein Absinken des Hochdruckes mit unterschiedlichen Auswirkungen auf alle anderen Prozessparameter. Man kann dann nur z.B. von der Auslegungsfüllmenge sprechen, die bei festliegenden anderen äußeren Betriebsbedingungen genau die geforderte Kälteleistung am Verdampfer liefert.
Übrigens ist dies ein entscheidender Unterschied zur herkömmlichen unterkritischen Kaltdampf-Kälteanlage. Dort ist zwar auch die prinzipiell gleiche Veränderung der erforderlichen Füllmenge bei unterschiedlichen Betriebsbedingungen wirksam, nur spielt sich diese Änderung meist völlig unbemerkt im Verflüssiger (oder im Sammler, wenn vorhanden) ab, indem der Flüssigkeitsspiegel am Austritt aus dem Verflüssiger und damit die Unterkühlung des flüssigen Kältemittels stärker und die Verflüssigungstemperatur (und natürlich gleichermaßen der Verflüssigungsdruck) i.Allg. sehr wenig schwankt. Und dass dies so gut funktioniert, liegt an der größeren Dichtedifferenz zwischen Flüssigkeit und Gas bei einer unterkritisch betriebenen Kälteanlage gegenüber der kleineren Dichtedifferenz zwischen Druck- und Sauggas beim transkritischen Prozess.
Also: Die aktiv im Kreislauf strömende Füllmenge ist im transkritischen Gebiet bei unveränderter Hardware dominierend für die Höhe des Hochdrucks!
Hier zeigt sich ein Vorteil gegenüber der unterkritisch betriebenen normalen Kälteanlage, denn man kann bei der CO2-Anlage ohne irgendwelche Veränderungen an den leistungsbestimmenden Bauelementen durch Erhöhung der aktiven Füllmenge den Hochdruck und damit die Kälteleistung steigern, muss sich dabei natürlich über die dann evtl. wirksam werdenden Einsatzgrenzen (Verdichtungsendtemperatur und Verdichterleistungsbedarf) im klaren sein. Je nach Ausgangsbedingungen lässt sich somit eine Leistungserhöhung von ca. maximal 7% erreichen. Dass höherer Hochdruck zu höherer Kälteleistung führen kann, ist auch eine für den Normal-Kältetechniker völlig neue Erfahrung.
Zu allen Betriebsbedingungen gibt es auch immer einen bestimmten Hochdruck mit maximaler Leistungsziffer also höchster Energieeffizienz. Im Modell wird dieser optimale Druck ebenfalls ermittelt, einfach durch manuelle Variation des Hochdruckes bei entsprechenden Anlagenkonfigurationen (mit aktivem Behälter siehe Punkt 5.2.) und sein Einfluss bei der Ermittlung des Energieverbrauchs natürlich berücksichtigt.
Ein weiterer Vorteil des CO2 ist, dass die in Expansionselementen abzubauende Druckdifferenz zwischen Hoch- und Saugdruck bei stark veränderlichen Betriebsbedingungen relativ gesehen nur etwa halb so stark schwankt, wie z.B. in Kreisläufen mit R134a. Damit ist die Auswahl geeigneter Elemente einfacher und es kommt kaum zu Überlastungen dieser Expansions- oder Drosselelemente bei extremen Bedingungen.
3. Rechenmodelle
Mittels eines bewährten, auch die Raumlast umfassenden Auslegungsprogrammes für Kaltdampf-Klimaanlagen mit luftgekühltem Verflüssiger wird für die verschiedenen äußeren Betriebsbedingungen des Referenzjahresabschnittes (Bedingungen A bis D in Tabelle 1) die Verdichterkälteleistung über die Verdichterdrehzahl solange variiert, bis die geforderte Raumtemperatur erreicht ist. Der jeweils wirksame Lufteintrittszustand am Verdampfer und die zum Erreichen der geforderten Raumtemperatur erforderliche Kälteleistung sowie die Verdichterantriebsleistung lassen sich der Rechnung ebenfalls entnehmen. Diese Werte sind in der Tabelle des Referenzjahresabschnittes mit aufgeführt.
Für den exakten Vergleich von R134a- und CO2-Anlage wurde für beide Anlagen in den luftbeaufschlagten lamellierten Wärmeübertragern Cu-Rohr 8,5x0,7mm verwendet (Prüfdruck 150bar). Alle anderen leistungsbestimmenden Parameter waren die für die R134a- Anlage üblichen. Lediglich die Flutenanzahl (Aufteilung des Kältemittels auf mehrere parallele Wege innerhalb der Wärmeübertrager-Pakete) wurde für beide Kältemittel optimiert und deshalb unterschiedlich gewählt. Aber die absolute Größe der vergleichbaren Wärmeübertrager Verdampfer und Verflüssiger bzw. Gaskühler ist bei R134a- und CO2-Anlage völlig gleich.
Die mit R134a berechnete Kälteleistung am Verdampfer geht dann als zu erreichender Wert in die Berechnung des CO2-Kreislaufes ein. Damit ist gewährleistet, dass beide Anlagensysteme wirklich unter vergleichbaren Bedingungen betrieben werden.
Der Energievergleich bezieht sich ausschließlich auf die zum Antrieb des Verdichters benötigte Elektro-Energie. Das ist möglich, weil die anderen Antriebsenergien (für Ventilatoren) in allen verglichenen Gerätekonfigurationen gleich sind. Um letztlich Aussagen zum Gesamtenergieverbrauch der Klimaanlage zu machen, sind aber diese Werte doch interessant:
- Verdampfer- (Zuluft)-Ventilator: 0,4kW mit 2000h/a ergeben 800 kWh
- Gaskühler-Ventilator: 0,6kW mit 1100h/a ergeben 660kWh.
Das hier benutzte eigene CO2-Rechenprogramm bildet alle thermodynamischen Bedingungen wirklichkeitsgetreu ab. Man erkennt in der Haupt-Eingabemaske des Programms (Bild 1) unter anderem, dass auch die Kreislaufrohrleitungen bei der Modellierung (Füllmenge und Druckverlust) berücksichtigt werden darüber hinaus natürlich auch die Druckverluste innerhalb der Wärmeübertrager selbst. Es wurde hierbei eine zweistufige Anlagen-Variante gewählt, wie sie bei sehr hoher Außentemperatur in Betracht kommt, die aber nicht Gegenstand des Vergleichs ist.
Der Gaskühler wird bei der Berechnung in maximal 60 gleich große Einzelabschnitte unterteilt, um die sehr stark veränderlichen Stoffwerte nahe des kritischen Punktes ordentlich berücksichtigen zu können. Die anderen Wärmeübertrager (Verdampfer und innerer Wärmeübertrager sowie ggf. Zwischenkühler) werden en bloc unter Verwendung ihrer Betriebskennziffern berechnet. Neben numerischen Ergebnissen werden im Programm-Modell auch ein phDiagramm (Bild 2) und eine Grafik der über der Wärmeübertragungsfläche des Gaskühlers aufgetragenen Temperatur- und Stoffwertänderungen gezeigt.
4. Zu klimatisierender Raum
Es handelt sich um einen fiktiven Raum für Lehrveranstaltungen und Sitzungen. Das Raumvolumen beträgt 8x6x2,5m = 120m³ mit großen Fensterfronten von insgesamt 13m². In ihm befinden sich 26 Personen, denen jeweils 35m³/h Außenluft zugeführt wird. Die gesamte spezifisch erforderliche Kühlleistung einschließlich Außenluftabkühlung und -entfeuchtung beträgt beim Punkt A 141W/m³ - dies entspricht also einer Kälteleistung am Verdampfer von 17kW.
Die den Raum versorgende Klimaanlage enthält keine energieökonomischen Komponenten, wie z.B. Systeme zur Rückgewinnung von Kühlenergie durch Abkühlung der Außenluft mit abströmender Abluft. Diese Festlegung dient der Vergrößerung der Unterschiede im Energiebedarf, damit diese möglichst deutlich ausfallen.
5. Betriebsweisen des CO2-Klimagerätes
5.0. Allgemeines
Beim Vergleich werden Hubkolben-Verdichter mit variabler Drehzahl eingesetzt, um diesen Freiheitsgrad zum Erreichen gleicher Kälteleistung am Verdampfer nutzen zu können. Bei modernen Anlagen, wie z.B. Klimageräten für Schienenfahrzeuge ist diese Festlegung oft erfüllt, weil hierbei die Elektro-Energieversorgung von Hilfs-Motoren (also nicht Fahrmotoren) fast ausschließlich über statische Umrichter erfolgt, die eine Frequenzänderung ermöglichen. Bei Stationäranlagen ist das meistens (noch) nicht der Fall. Dann müsste der Freiheitsgrad zum Anpassen an niedrigere geforderte Leistung eine verminderte Verdichterlaufzeit sein. Hier wird ersatzweise z.B. für die halbe Leistung durch Zylinderabschaltung auch mit halber Drehzahl gerechnet.
Eine Schwierigkeit beim Vergleich besteht darin, dass Verdichter für dieses Kältemittel gerade erst auf den Markt kommen und deshalb deren veröffentlichte Leistungsdaten für eine rechentechnische Modellierung nicht immer ausreichen.
Darum liegt dem CO2-Modell ein fiktiver Verdichter zugrunde. Aus diesem Grunde sind auch nur die Vergleiche der einzelnen CO2-Varianten untereinander sinnvoll. Die Bewertung der Unterschiede zum herkömmlichen R134a-Klimagerät ist daher etwas unsicher. Aber sie zeigt generell doch die schon anderenorts gefundene Tatsache, dass der Energieverbrauch der CO2-Klimaanlage auch unter Einbeziehung vermeintlich verbessernder zusätzlicher Anlagen-Bestandteile nicht mit bisher bekannten Kaltdampfanlagen konkurrieren kann.
Unter anderem hat der vergleichsweise geringe Kältemitteldurchsatz (die hohe volumetrische Kälteleistung) und die höhere Gasdichte bei CO2 eine deutlich höhere Ölverschleppung des Verdichters zur Folge, die bei der Anlagenberechnung (Kreislauf ohne Ölabscheider) mit 6 Massen -% berücksichtigt wird. Überhaupt ist zu bemerken, dass im Gegensatz zum Kaltdampfprogramm, bei dem die Verdichterleistung immer eine aus umfangreichen Messungen stammende garantierte Herstellerangabe ist, beim CO2-Programm die Verdichterleistung aus den vom Autor selbst gewählten und numerisch festgelegten Einflussfaktoren isentroper Wirkungsgrad, elektrischer Wirkungsgrad des Antriebsmotors, Hubvolumen und Liefergrad berechnet wird.
Die in der Tabelle 2 zu findenden Abschnittsbezeichner werden auch in den Resultatdiagrammen unter Punkt 6. verwendet.
Für den maximal ausgerüsteten Kreislauf wird das Schema in Diagramm 1 gezeigt.
Nachfolgend werden nur einige Konfigurationen dieser Matrix erläutert (daher fehlen einige Unterpunkte*):
5.1. Mit konstanter aktiver Füllmenge und (daraus resultierend) ungeregeltem nicht konstanten Hochdruck
5.1.1. Einfachster einstufiger Kreislauf
Bei maximalen Auslegungsbedingungen (Punkt A) wurde der Hochdruck mit 107bar (Überdruck) so gewählt, dass eine maximale Verdichtungsendtemperatur von lediglich 100°C erreicht wird. Gleichzeitig liegt dieser Punkt mit einer minimalen Verdichterantriebsleistung von 8,32kW am maximalen COP für alle in die Modellrechnung einfließenden äußeren Bedingungen. Dieser Hochdruck ist eine vernünftige Festlegung im Hinblick auf lange Lebensdauer des Verdichters. Daraus resultiert auch eine bestimmte, bei der Vergleichsrechnung konstant gehaltene aktive Füllmenge. Das ist die Füllmenge, die zur völligen Füllung der unterschiedlichen thermischen Bedingungen unterliegenden Kreislaufbereiche benötigt wird sie stellt sich immer automatisch ein! D.h. eigentlich ist es umgekehrt: Der Hochdruck stellt sich immer so ein, dass die vorhandene Füllmenge im Kreislauf gerade benötigt wird. Ebenso beeinflusst aber der Hochdruck auch den Saugdruck, meistens erhöht er ihn durch Einfluss des Verdichters mit seiner von Hoch- und Saugdruck abhängigen Fördermenge. Dies wird natürlich im Modell berücksichtigt.
5.1.2. Mit innerem Wärmeübertrager
Es handelt sich hier im Modell um einen einfachen Doppelrohrwärmeübertrager in Gegenstrombauart Mantelrohrinnendurchmesser 15mm / Innenrohraußendurchmesser 9mm / Länge 1000mm, der von jedem Klimagerätehersteller mit geringem Aufwand selbst herstellbar ist. Er kühlt das im Gaskühler schon mittels Umgebungsluft abgekühlte Druckgas durch das aus dem Verdampfer austretende leicht überhitzte Gas weiter ab. Der Einfluss dieses Wärmeübertragers auf Kälteleistung und Effizienz des Kreislaufes ist nicht immer positiv. Die evtl. negativen Auswirkungen bei unterschiedlichen Betriebsbedingungen müssen natürlich in Kauf genommen werden und finden sich in der Energiebilanz wieder.
5.1.3. Mit Expander
An realen Geräten zum Ersatz der einfachen Drosselung mittels TRV durch mechanische Arbeit leistende Expansion wird vielerorts geforscht. Der Autor kann das nur zur Kenntnis nehmen, ohne dass dies derzeit konkret im verwendeten Modell berücksichtigbar wäre.
Der Expander wird deshalb im Modell nur theoretisch behandelt, d.h. man kann lediglich einen isentropen Wirkungsgrad der Expansion (hier 70%) eingeben, wodurch die Eintrittsenthalpie in den Verdampfer verringert wird. Es ist also kein irgendwie geartetes reales Gerät modelliert.
5.2. Mit veränderlicher aktiver Füllmenge und somit optimalem Hochdruck
5.2.1. Einfachster einstufiger Kreislauf
Es gilt das unter 5.1.1. gesagte. Zusätzlich ist unter 5.2. ein Druckgefäß zur Aufnahme von Kältemittel auf den Kreislauf aufgesattelt. Dieser sogenannte aktive Behälter ist ein Sammler, der im Gegensatz zu herkömmlichen Kaltdampfanlagen nicht betriebsmäßig durchströmt wird. Er ist über zwei Magnetventile mit dem Kreislauf an den beiden Stellen mit maximaler und minimaler Kältemitteldichte bei Bedarf nur kurzzeitig wechselseitig verbunden. Dies sind die Stellen nach dem Gaskühler (bzw. nach dem inneren Wärmeübertrager hochdruckseitig) und nach dem Verdampfer (bzw. nach dem inneren Wärmeübertrager saugdruckseitig).
Durch Ansteuern eines der beiden Magnetventile kann man die aktive Füllmenge im Kreislauf je nach gewähltem Behältervolumen in weiten Grenzen beeinflussen und damit den Hochdruck im Kreislauf nahezu beliebig einstellen also auch den optimalen Betriebsdruck mit jeweils höchster Energieeffizienz des Kreislaufes ansteuern.
Aber auch kurzzeitige Leistungserhöhung bei extremer Beanspruchung außerhalb der Lastenheftbedingungen durch Erhöhung des Hochdruckes ist bei automatischen Anlagen leicht möglich, wenn andere Ausfallkritische Parameter dabei ebenfalls überwacht werden (z.B. Verdichtungsendtemperatur, Wicklungstemperatur und Strom von Verdichtermotor und statischem Umrichter zur Stromversorgung).
Schließlich ist eine sehr wirksame Absaugschaltung bei Vorhandensein eines zusätzlichen Absperrventils im Kreislauf vor dem Verdampfer leicht realisierbar, die vor allem bei fahrbaren Anlagen, deren Energieversorgung bei Stillstand lange Zeit unterbrochen sein kann, die Anfahrprobleme mit kaltem Verdichteröl und Kältemittelansammlung im Ölsumpf vergessen lässt. Und letztendlich wird dadurch bei längerer Stillstandszeit das Problem Undichtheit minimiert, weil der Kreislaufdruck erheblich reduziert werden kann. Undichtheit ist bei CO2 natürlich kein ökologisches Problem, erhöht aber die so schon hohen Servicekosten weiter, wenn dadurch ein zusätzlicher Servicetermin nötig wird!
6. Ergebnisse
Die Ergebnisse sind in den Diagrammen 2 und 3 dargestellt. Der maximale Unterschied zwischen einfachem Kreislauf 5.1.1. und dem energetisch besten Kreislauf 5.2.5 beträgt nur 8%. Bei einem Tarif von ca. 0,20€/kWh ergibt das eine Kostenersparnis von jährlich 70€. Leider ist damit das wirtschaftliche Ergebnis all dieser energetischen Bemühungen gering.
Die Aussagen anderer Autoren sind teilweise günstiger. Das kann u.a. an einer unterschiedlichen Datenbasis liegen. Deshalb wird hier noch in Diagramm 3 gezeigt, wie COP lediglich mit der Verdichterantriebsleistung gebildet nicht nur von der Anlagenkonfiguration, sondern natürlich mehr noch von den klimatisch determinierten Betriebsbedingungen A bis D abhängt. Man erkennt, dass der COP bei den CO2-Varianten mit Expander und Energierückgewinnung zur Kompression bei Punkt A nahezu gleich wie für R134a ist, während bei den anderen Lastfällen B bis D generell R134a den weitaus besten COP aufweist.
Die zeitliche Lastverteilung spielt also im Vergleich tatsächlich eine Rolle. Somit sind Aussagen für energetische Vergleiche zwangsläufig nur dann sinnvoll, wenn sie die gesamte jährliche Nutzungsdauer einer Anlage umfassen. Bei realem EnergieVergleich an ausgeführten Anlagen müsste dann aber der Erprobungszeitraum exakt identisch sein und genau ein gesamtes und das gleiche Jahr (oder mehrere ganze Jahre) umfassen. Wohl niemand kann sich dies leisten deshalb lohnt sich der recherische Vergleich.
7. Interpretation der Ergebnisse
Es gibt schon zahlreiche Untersuchungen (z.B. von ILK Dresden und TU Dresden), die Aussagen zu optimalem Hochdruck, Regelung des Hochdruckes, Nutzung der Entspannung usw. enthalten. Der Autor wollte sich jedoch anhand eigener Modell-Berechnungen selbst ein Bild verschaffen, welche energetischen Effekte bei CO2-Kreisläufen für Klimaanlagen möglich sind.
Der energetische Effekt eines Expanders/Kompressors ist spürbar. Abgesehen von der bisher fehlenden Verfügbarkeit solcher Geräte auf dem Markt, muss aber doch der reale kostenwirksame Nutzen ebenfalls bezweifelt werden, wenn man die mögliche Ersparnis mit dem gesamten Energiebedarf einer Klimaanlage vergleicht.
Fazit der Untersuchung ist leider, dass gegenüber dem einfachen HFKW-Kältekreislauf beim CO2-Einsatz in Klimaanlagen der Energiebedarf zunimmt. Das ist wegen des großen Anteils des Energieverbrauchs am gesamten TEWI aber unverantwortlich. Es ist also offenbar richtig gewesen, in der EU auf verbesserte Anlagendichtheit und sorgsamste, umweltschonende Entsorgung von Alt-Kältemitteln zu setzen, statt die HFKW zu verbieten.
Bei Einsatz im Normal- oder gar Tiefkühlgebiet sind größere Effekte zu erwarten, ob diese aber ausreichen, um die herkömmlichen Anlagen energetisch zu überbieten, sollte ähnlich, wie hier gezeigt, untersucht werden.
Links
https://www.diekaelte.de/ WEBCODE kk633 Eine ungekürzte Version des Beitrages finden Sie auf den Internetseiten der KK (Webcode bei Suche eingeben).
Dipl.-Ing. Hans Jochen Riedel,
YOCIEL Klimatechnik, Leipzig
