CO₂-Kältemaschinen für die mobile Tiefkühlung

1 Einleitung

Im Zuge der sogenannten F-Gase Verordnung (EU-Verordnung Nr. 2024/573) [1] wird die auf dem Markt verfügbare Menge an fluorierten Kältemitteln mit hohem GWP schrittweise reduziert. Synthetische Alternativen zu den bisher eingesetzten Stoffen mit hohem Treibhauspotenzial tragen zwar nur noch in wesentlich geringerem Maße zur Erderwärmung bei, da sie eine atmosphärische Lebensdauer von nur ca. zwei Wochen gegenüber ca. 14 Jahren haben, jedoch ist ihr persistentes Abbauprodukt Trifluoressigsäure schwer abbaubar und algengiftig. Das Abbauprodukt gelangt über Niederschläge in den Wasserkreislauf und ist mit herkömmlichen Methoden nicht entfernbar [2]. Zukünftig sind daher die sogenannten natürlichen Kältemittel zu bevorzugen. Sie haben einen sehr geringen Treibhauseffekt und sind frei von umweltschädlichen Abbauprodukten. In aktuell verfügbaren Kälteanlagen, welche einen mobilen Tiefkühlbetrieb ermöglichen, kommen im Wesentlichen lediglich synthetische, fluorierte Kältemittel zum Einsatz.

Nachfolgend wird ein Systemvergleich verschiedener zweistufiger Kältesysteme mit dem natürlichen Kältemittel CO₂ (R744) hinsichtlich Effizienz und Eignung für den Einsatz in mobilen Anlagen durchgeführt. Es wird das optimale Hubraumverhältnis und der optimale Hochdruck der Systeme ermittelt. Um die Effizienz einzuordnen, wird das favorisierte System mit einem gleichartigen System mit Propan verglichen. Die Eignung von CO₂ als Kältemittel für mobile Tiefkühlanwendungen wird so bestätigt.

Der transkritische Betrieb einer Kältemaschine erfordert zur Leistungszahloptimierung eine Möglichkeit zur Regelung des Hochdruckes. Eine praktische Anlagenschaltung, welche dies ermöglicht, wird vorgestellt.

1.1 Grenzen der einstufigen ­Verdichtung

Bei einem durch die Temperaturanforderung des Kühlgutes gegebenem Verdampfungsdruck können real ausgeführte Verdichter nur einen durch mechanische und thermische Betriebsgrenzen eingeschränkten Druck-Hub durchführen. In den nachfolgenden Betrachtungen wird die Betriebsgrenze des Verdichters bei einer Temperatur von 150 °C am Druckstutzen des als zur Umgebung adiabat angenommenen Verdichters mit einem isentropen Gütegrad von 0,65 angesetzt. So werden eine Zersetzung des Schmieröls und eine thermische Überbelastung der Komponenten vermieden. Bei einem saugseitigen Taupunkt von -30 °C am Verdichter und einer Gaskühleraustrittstemperatur von 45 °C berechnet sich nach Maurer [3] bei der Verwendung von Hubkolbenverdichtern ein optimaler Hochdruck von 101,35 bar. Mit einem Verdichtergütegrad von 0,65, einem ideal gedämmten Verdichter und einer Überhitzung von 10 K ergibt sich eine Heißgastemperatur von 175,6 °C. Um diese auf das tolerierbare Maximum von 150 °C abzusenken, wird nachfolgend auf einen zweistufigen Verdichtungsprozess zurückgegriffen.

1.2 Zweistufige Verdichter

Für die mobile Anwendung kommen aufgrund von beschränktem Raum- und Gewichtsangebot für die Kältemaschine bevorzugt zweistufige Verdichtungsprozesse zum Einsatz, bei welchen sich beide Verdichterstufen ein Gehäuse und dementsprechend einen Antrieb teilen. Im Folgenden wird sich daher auf die Verwendung solcher Verdichter beschränkt, welche sich, in Abhängigkeit ihrer Anschlüsse, in die gemäß Abbildung 1 dargestellten Varianten unterteilen.

Verdichter der Variante 1 können zur Reduzierung der Komplexität auch im Beispiel von Scroll-Verdichtern mit nur einer Scroll-Spirale ausgeführt sein. Durch die zyklische Volumenreduzierung entlang der Scroll-Spirale von außen nach innen kann einem bestimmten Radius ein Druck zugeordnet werden, welcher zwischen Hoch- und Niederdruck liegt. Nachfolgend werden in der Berechnung jedoch lediglich Verdichter verwendet, welche aus zwei separaten Verdichterstufen bestehen, da eine Ausführung der Anlagen mit Wärmeabfuhr (Intercooler) zwischen den Verdichterstufen bei der Verwendung von CO₂ empfehlenswert ist [4]. Bei Kältemitteln mit geringerem Isentro­penexponenten kann eine bessere Systemleistung erzielt werden, wenn die insgesamt als Wärmesenke verfügbare Oberfläche als Verflüssiger genutzt wird.

Die Optimierung des Hubraumverhältnisses zwischen Hoch- und Niederdruckstufe erfolgt unter der Prämisse, dass der zu kühlende Fahrzeugaufbau aus lediglich einem Tiefkühlbereich besteht. Bei Anlagen, welche zusätzlich ein Normalkühlbereich durch eine Verdampfung auf höheren Druckniveau versorgen, muss der Mitteldruck und somit das Hubraumverhältnis an diese Anforderung angepasst werden, um einen energieoptimalen Betrieb zu erreichen [4]. Alternativ kann auch ein High-Lift-Ejektor verwendet werden [5].

2 Untersuchte Anlagenschaltungen

Im Zuge dieser Arbeit werden drei verschiedene Anlagenschaltungen untersucht, welche nachfolgend vorgestellt werden. Neben den zugrunde liegenden Anlagenschaltungen wird der Kreisprozess im log P-h-Diagramm dargestellt. Generell müssen alle Anlagen in der Lage sein, ihren Hochdruck im transkritischen Betrieb selbst energieoptimal zu regeln, sowie eine Abtauung vornehmen zu können. Die hierzu benötigten Modifikationen der Anlagenschaltung sind lediglich für die favorisierte Anlagenschaltung in Kapitel 4, Abbildung 9 gezeigt. Ein innerer Wärmeübertrager als effizienzsteigernde Maßnahme wird bei allen Schaltungen vorausgesetzt und wird mit abgebildet. Im log P-h-Diagramm wird dieser jedoch nicht berücksichtigt, da er bei der im Rahmen der Vergleichbarkeit vorgegebenen Verdampfungstemperatur und druckverlustfreien Wärmeübertragern keinen Einfluss auf die theoretische Leistungszahl hat. In den Darstellungen der Kreisprozesse ist die 150 °C Isotherme als rote Kurve dargestellt. Anlagenschaltungen mit Mitteldruckflaschen werden nicht weiter betrachtet, da hier vermutlich ein Druckbehälter der Kategorie 2 nach Druckgeräterichtlinie [6] mit einhergehendem Prüfaufwand sowie kon­struktive Anpassungen, um einen Flüssigkeitseintrag in die Hochdruck-Verdichterstufe zu vermeiden, erforderlich werden.

2.1 Intercooler

Der Kältekreis entspricht dem der einstufigen Prozessführung, lediglich die Heißgaswärme der ND-Stufe wird in einem zusätzlichen Wärmeübertrager abgeführt (Abbildung 2).

2.2 Active Intercooler

Muss die Saugtemperatur der Hochdruck-Verdichterstufe unterhalb der Umgebungstemperatur liegen oder ist die Verwendung eines Intercoolers nicht möglich, kann ein Teilmassenstrom nach dem Gaskühler auf Mitteldruckniveau entspannt werden, um die Eingangstemperatur in die HD-Stufe und so deren Verdichtungsendtemperatur zu senken (Abbildung 3). Die Überhitzung am Eingang der Hochdruck-Verdichterstufe wird vom betreffenden Expansionsventil auf einen eingestellten Wert ausgeregelt.

2.3 Economiser

Nach dem Gaskühler wird ein Teilmassenstrom auf Mitteldruckniveau entspannt. Hierdurch kann der Hauptmassenstrom weiter abgekühlt werden. Der dazu verwendete Teilmassenstrom wird der Hochdruck-Verdichterstufe zugeführt (Abbildung 4). Die Regelung des betreffenden Expansionsventils erfolgt auf Überhitzung im Economiser oder Überhitzung der Hochdruck-Verdichterstufe. In den nachfolgenden Berechnungen wird die Überhitzung im Economiser auf einen festen Wert von 5 K geregelt.

3 Berechnung

Die Berechnung der Leistungszahlen der vorgestellten Schaltungen erfolgen über das Verhältnis der überwundenen Enthalpiedifferenzen bei vorgegebenen Randbedingungen. Für die Berechnung liegen der Einfachheit halber die in Tabelle 1 dargestellten konstanten Eingangswerte zugrunde.

Der isentrope Gütegrad der Verdichterstufen, sowie die Liefergrade werden als starke Vereinfachung als Funktion des Druckverhältnisses berechnet. Die Funktionsparameter sind in Tabelle 4 dargestellt.

Weiterhin werden alle Wärmeübertrager als druckverlustfrei behandelt. Die berechnete Leistungszahl bildet jeweils nur den Verdichter, nicht die gesamte Anlage ab.

3.1 Berechnung des Hubraum­verhältnisses

Um die Formeln übersichtlich zu halten, werden in den Indizes Abkürzungen für Zustandspunkte gewählt. In Abbildung 10 ist zur besseren Übersicht eine schematische Zuordnung am Beispiel der Economiser-Schaltung dargestellt.

Für die Berechnung des Hubraumverhältnisses werden vereinfachende Annahmen getroffen. Es wird unter anderem die erforderliche Triebwerkskühlung im Falle eines sauggasgekühlten Verdichters vernachlässigt, indem von gleichen Liefergradverlauf der Niederdruck- und Hochdruck-Verdichterstufe ausgegangen wird.

Das Hubraumverhältnis ist nun direkt von den Drücken im Kältekreis und der Prozessführung abhängig. Das Hubraumverhältnis wird im Nachfolgenden als β bezeichnet und wie folgt definiert:

Formel 1

Bei zweistufigen Kältemaschinen, die lediglich über einen Zwischenkühler verfügen, lässt sich der Mitteldruck bei Vernachlässigung des Liefergrades direkt in Abhängigkeit des Hubraumverhältnisses berechnen, da der Massenstrom in der Niederdruck-Verdichterstufe dem der Hochdruck-Verdichterstufe entspricht. Über das Hubraumverhältnis kann die Dichte am Saugstutzen der HD-Verdichterstufe bestimmt werden. Mit der Temperatur am Austritt des Intercoolers lässt sich der Mitteldruck berechnen.

Formel 2

Findet eine Zuführung eines Teilmassenstroms in den Mitteldruckeingang der Hochdruck-Verdichterstufe statt, muss der Mitteldruck iterativ berechnet werden. Für das Hubraumverhältnis gelten für die vorgestellten Schaltungen die in Tabelle 2 dargestellten Zusammenhänge.

Sofern kein Intercooler verwendet wird, wird statt der Austrittsenthalpie aus dem Intercooler die Austrittsenthalpie aus der Niederdruck-Verdichterstufe eingesetzt. Um das reale Hubraumverhältnis zu berechnen, muss analog zu Formel 1, der Zähler mit dem Liefergrad der Niederdruckverdichterstufe und der Nenner mit dem Liefergrad der Hochdruckstufe multipliziert werden.

3.2 Optimierung

Der sich bei eingestelltem Hochdruck durch das Hubraumverhältnis einstellende Mitteldruck kann durch Änderung des Hubraumverhältnisses optimiert werden. Iterativ wird das Problem gelöst, indem bei gleichbleibenden Randparametern abwechselnd das Hubraumverhältnis der Verdichter und dann der optimale Hochdruck angenähert werden. Da es sich um eine, im untersuchten Bereich, monotone Funktion handelt, ist eine reihenweise Optimierung der Variablen zulässig. Die Grafik (Abbildung 6) zeigt den Zusammenhang zwischen Hochdruck, Hubraumverhältnis und Leistungszahl für die in 2.3 vorgestellten Economiser-Schaltung mit Intercooler.

Die Untersuchung aller in 2 vorgestellten Schaltungen liefert die in Tabelle 3 dargestellten Ergebnisse. Die Leistungszahlen der vorgestellten Anlagenschaltungen ergeben sich gemäß Abbildung 7.

Die Verwendung eines Economisers in Verbindung mit einem Intercooler hat im Leistungszahlenvergleich am besten abgeschnitten, besitzt jedoch auch den größten apparativen Aufwand. Dennoch wird im nachfolgenden Vergleich diese Anlagenschaltung weiter untersucht, da die Leistungszahldifferenz ca. 20 % beträgt. Die Leistungszahl der Anlagenschaltung mit aktivem Intercooler und Intercooler entspricht in etwa der der Schaltung mit Intercooler, jedoch wird die Heißgastemperatur der Hochdruck-Verdichterstufe reduziert.

Bei der Verwendung von symmetrischen Zylindervolumen in Tauchkolbenverdichtern können unter Berücksichtigung einer maximal realisierbaren Zylinderzahl je Hubvolumen nur bestimmte Hubraumverhältnisse realisiert werden. Im Folgenden werden den Berechnungen ein annähernd optimales Hubraumverhältnis von 2 zugeordnet. Dies lässt sich beispielsweise durch Einsatz eines Dreizylinder-Verdichters erreichen.

3.3 Vergleich

Der vorgestellte Betriebspunkt kann auch mit Propan als weiterem natürlichen Kältemittel realisiert werden. Um die Vergleichbarkeit zu gewährleisten, wird die Kondensationstemperatur des subkritischen Vergleichsprozesses so gewählt, dass die Wärmeübertrager (auf der Wärmesenke) der Systeme bezogen auf die Kälteleistung flächengleich sind. Dazu wird vereinfachend angenommen, dass der Zusammenhang zwischen mittlerer treibender Temperaturdifferenz eines beliebigen Flächenelements entlang der Wärmeübertragerlänge und der Übertragungsleistung des Elements linear verläuft, sowie dass es sich um einen idealen Gegenstrom-Apparat handelt. Bei der Verwendung von Propan fällt dem Intercooler eine untergeordnete Rolle zu. Die Systemeffizienz steigt, wenn die Wärmeübertragungsfläche des Intercoolers dem Verflüssiger hinzugefügt wird und der Intercooler entfällt. Im Vergleich beträgt die mittlere luftseitige Spreizung 15 K bei CO₂. In der Referenzrechnung mit Propan ist sie anteilig etwas kleiner (höhere Leistungszahl). Bei der Verflüssigung von Propan wird eine Unterkühlung von 3 K angenommen. In Bild 8 sind die Temperaturverläufe über die Übertragungsfläche der Wärmesenken bei Verwendung von Propan und CO₂ abgebildet.

Die Leistungszahl von Propan im beschriebenen Kreisprozess liegt bei 1,4. Im idealisierten Vergleichsprozess mit gleichen Wärmeübertragerflächen ist der Vergleichsprozess mit Propan also 15,9 % effizienter als die Anlage mit CO₂. Bei der Verwendung von R1270 wird annähernd dieselbe Leistungszahl (1,41) erreicht. In einer real ausgeführten Anlage ist die erreichbare Anlagenleistungszahl stark von den Druckverlusten im System – besonders in der Saugleitung – abhängig. Durch die hohe Drucklage von CO₂ ist hier eine wesentlich geringere Sensibilität vorhanden. Im Bericht „Climate Change 09/17“ [4] wird gezeigt, dass der Jahresenergiebedarf der zweistufigen CO₂-Kältemaschine nur geringfügig höher ist als der der Referenzsimulation mit R1270.

4 Ausführbare Anlagenschaltung

Im transkritischen Betrieb kann der Hochdruck durch Variation der am Kältekreislauf beteiligten Kältemittelmasse gesteuert werden. Durch Anpassung der Fülldichte des Kältekreises wird der Anlagenhochdruck in Abhängigkeit des Gaskühleraustritts geregelt, ohne in die Überhitzungsregelung der Expansionsventile einzugreifen. So können maximale Leistungszahlen erreicht werden. Somit muss das Fließschema in Abbildung 4 um eine Hochdruckregelung erweitert werden. Weiterhin muss der Verdampfer der real ausgeführten Anlage abgetaut werden können. Hierzu wird eine Heißgasabtauung vorgesehen, bei der das Kältemittel nach Austritt aus der Hochdruck-Verdichterstufe in den Verdampfer geleitet wird.

Um die Füllmenge des Kältekreises zu steuern, ohne die Freiheitsgrade anderer Anlagenkomponenten einzuschränken, ist ein Volumen notwendig, welches als Speicher fungiert. Der Inhalt dieses Volumens partizipiert nicht am Kältekreislauf bzw. wird von diesem nicht ohne Eingriff einer Steuerung (Hochdruckregelung) verändert. Dieser Speicher mit konstantem Volumen kann durch Dichteänderung des Kältemittels im Speicher Masse einspeichern oder an den Kältekreis abgeben. Die Dichteänderung im Speicher kann durch Wärme zu- oder Abfuhr oder Änderung des Druckes des eingespeicherten Kältemittels erfolgen. Je nach Ausführung des Speichers kann auch eine Kombination aus diesen Prinzipien erfolgen. Der in Abbildung 8 abgebildete Kältekreis beinhaltet einen Speicher. Dieser ist außerhalb des Kühlraums montiert und wird von einem Magnetventil parallel zum Expansionsventil beladen und durch ein Expansionsventil oder Magnetventil wieder entladen. Die Entladung erfolgt stromaufwärts vom Verdampfer. So wird das Kältemittel wieder in den Kreislauf zurückgeführt und kann zusätzlich im Verdampfer noch zur Kälteleistung beitragen. Um bei der Konstruktion des Speichers Druckbehälter der Kategorie 2 nach Druckgeräterichtlinie [6] zu vermeiden, kann er als Rohrwendel zur Abtauwannenheizung ausgeführt werden. So wird eine gute Skalierbarkeit gewährleistet und eine Prüfpflicht entfällt. Weiterhin kann dieser ohne Schweiß- oder Lötverbindungen aus einem Rohr „gewickelt“ werden.

Der Innere Wärmeübertrager (IWT) wird als Koaxialwärmeübertrager ausgeführt. Die Leistung des Economisers bedingt eine größere Wärmeübertragerfläche – hier wird ein Plattenwärmeübertrager zum Einsatz kommen. Der Ölhaushalt des Verdichters ist für eine lange Lebensdauer von entscheidender Wichtigkeit. Eine Ausreichende Ölvorlage im Kurbelgehäuse des Verdichters ist immer sicherzustellen. Dazu ist es notwendig, dass das Öl, welches durch den Ölwurf den Verdichter während des Betriebs verlässt, wieder zum Verdichter zurückgeführt wird. Bei einstufigen Verdichtern wird das Öl oft mit durch den Kreislauf geführt und gelangt am Saugstutzen mit dem Sauggasvolumen wieder in den Verdichter. Die Ölmenge des Systems ist so zu wählen, dass der Ölstand im Verdichter, vermindert um den umlaufenden Anteil, immer ausreichend ist. Alternativ kann ein Ölabscheider vorgesehen werden, welcher bei transkritisch betriebenen CO₂-Kältemaschinen jedoch aufgrund der Drucklage sehr massiv sein muss.

Um den Anforderungen an kompakte und leichte Systeme in der mobilen Kältetechnik gerecht zu werden, wird lediglich ein Ölabscheider auf Mitteldruckniveau vorgesehen, welcher die Hochdruck Verdichterstufe gegen eindringen von Öl schützt und Ölschläge vermeidet. Durch eine Kapillare oder ein fremdgesteuertes Ventil wird das abgeschiedene Öl wieder dem auf dem Niederdruckniveau in den Verdichter geleitet.

5 Fazit

Im Bereich der mobilen Kühlung mit nur einer Kühlraumtemperatur auf Niveau einer Tiefkühlung wurden Anlagenkonfigurationen mit CO₂ untersucht. Favorisiert wird eine Konfiguration mit Economiser. Mit einer Annahme für den Pinch-Point des Economisers ergibt sich ein optimales Hubraumverhältnis zwischen Nieder- und Hochdruckstufe des Verdichters. Für die Anlage mit CO₂ ergibt sich ein optimales Hubraumverhältnis von ca. 2. Ein kleinerer Economiser sorgt für eine Reduzierung des optimalen Hubraumverhältnisses.

Eine verlustfreie Anlage mit Propan und beliebig großen Wärmeübertragerflächen ist dem transkritischen CO₂-Prozess im gewählten Auslegungspunkt überlegen. Die Forderung nach kompakten Kühlanlagen für die Mobilanwendung reduziert diesen Vorteil allerdings stark. Weiterhin sorgen betragsgleiche Druckverluste in subkritisch betriebenen Kälteanlagen für höhere Effizienzverluste der realen Maschine als bei transkritischen CO₂-Kältmaschinen. Real erreichbare Leistungszahlen sind daher als vergleichbar zu erachten. Bei der Evaluation der Sicherheit hat die Verwendung von CO₂ erhebliche Vorteile, da hiervon keine Brandgefahr ausgeht.

Durch die aktive Hochdruckregelung kann die Anlage ihren Hochdruck in Abhängigkeit der Austrittstemperatur aus dem Gaskühler frei wählen. Bei einem drehzahlgeregelten Verdichter werden so optimale Teillastleistungszahlen erreicht. Durch einen Ölabscheider in der Saugleitung der Hochdruck-Verdichterstufe wird der Ölhaushalt des Kältekreises abgesichert.

6 Literaturverzeichnis

[1] Verordnung (EU) 2024/573 des Europäischen Parlaments und des Rates vom 7. Februar 2024 über fluorierte Treibhausgase, zur Änderung der Richtlinie (EU) 2019/1937 und zur Aufhebung der Verordnung (EU) Nr. 517/2014

[2] Persistente Abbauprodukte halogenierter Kälte- und Treibmittel in der Umwelt: Art, Umweltkonzentrationen und Verbleib unter besonderer Berücksichtigung neuer halogenierter Ersatzstoffe mit kleinem Treibhauspotenzial, Öko-Recherche - Büro für Umweltforschung und -beratung GmbH im Auftrag des Umweltbundesamtes, 2021

[3] Maurer T.: Kältetechnik für Ingenieure, VDE Verlag, Berlin 2016

[4] Möhlenkamp A. et all: Nachhaltige Kälteerzeugung – Untersuchung der Energieeffizienz natürlicher Kältemittel in Transportkälteanlagen, Technische Universität Braunschweig, Institut für Thermodynamik im Auftrag des Umweltbundesamtes, 2017

[5] Fabris A. et all: A novel R744 multi-temperature cycle for refrigerated transport applications with low-temperature ejector: Experimental ejector characterization and thermodynamic cycle assessment, International Journal of Refrigeration, 2023

[6] Richtlinie 2014/68/EU des Europäischen Parlaments und des Rates