Integration von Hochtemperatur-Wärmepumpen in erneuerbare Energiesysteme

Einleitung

Die globale Erwärmung zu stoppen, ist eine der größten Aufgaben der heutigen Zeit. Doch noch immer spielen erneuerbare Energiequellen im Wärmesektor mit etwa 21 % in 2018, eine untergeordnete Rolle, wobei dieser Sektor über 50 % des Endenergieverbrauchs in Europa ausmacht [1]. Um thermische Energie nachhaltig und ressourcenschonend bereitzustellen, ist die Inte­gration von Hochtemperaur-Wärmepumpen (HTWP) in erneuerbare Energiesysteme ein vielversprechender Ansatz. Potenzielle Anwendungsgebiete sind geothermische Systeme oder Aufwertung von Abwärme industrieller Prozesse. Der Einsatz der HTWP bietet die Möglichkeit eine nachhaltige Spitzenlastdeckung zu gewährleisten, die thermische Leistung unterschiedlicher Systeme zu steigern oder Vorlauftemperaturen anzuheben.

Die Integration in die genannten Systeme erfordert Flexibilität und gute Teillasteigenschaften, um beispielsweise Spitzenlasten oder schwankende Bedarfe auf Grund von Temperaturschwankungen oder Produktionsengpässe energieeffizient ausgleichen zu können. Ziel der hier vorgestellten Arbeit ist die experimentelle Untersuchung des Teillastverhalten einer HTWP im Labormaßstab. Die Ergebnisse dienen als Basis für unterschiedliche Anwendungsfälle in den genannten Bereichen, um allgemeingültige Empfehlungen für den Teillastbetrieb und die Integration in genannte Systeme abzuleiten. Die Versuchsanlage ist eine HTWP mit einer thermischen Leistung von 35 kW und einer Vorlauftemperatur von bis zu 105 °C. Als Arbeitsmedium wird das HCFO-Kältemittel R1233zd(E), mit niedrigem Treibhauspotential (GWP) und Ozonabbaupotential (ODP), verwendet. Parallel zum Aufbau des Teststandes, wurde ein quasi-stationäres Simulationsmodell in „ASPEN Plus“ im On- und Off‑Design aufgebaut, welches mit dem Versuchsstand validiert und als Basis für erste thermoökonomische Analysen verwendet wird. Weiterhin werden experimentelle Messreihen sowohl auf System- als auch auf Komponentenebene analysiert.

Stand der Technik

Der Begriff Hochtemperatur-Wärmepumpe (HTWP) ist in der Literatur nicht eindeutig definiert. Beispielsweise setzen Arpagaus et al. [2] die Grenze bei 90 °C, die International Energy Agency [3] definiert klassische industrielle Wärmepumpen mit einer Temperatur der Wärmequelle bis 40 °C und einer Temperatur der Wärmesenke bis 80 °C, während HTWPüber diesen Werten einzuordnen sind. Dabei wird unterschieden zwischen HTWP, die eine Temperatur der Wärmequelle bis 60 °C und eine Temperatur der Wärmesenke bis 100 °C aufweisen, und Höchsttemperaturwärmepumpen, dessen Temperaturwerte wiederum oberhalb dieser Grenzen liegen. In dieser Arbeit wird sich an die Klassifizierung gemäß der International Energy Agency gehalten und eine Temperatur der Wärmequelle über 40 °C sowie der Wärmesenke über 80 °C definiert. Zu beachten ist die Begrenzung der Temperatur der Wärmesenke nach oben, was technologisch beispielsweise durch den maximal erreichbaren Temperaturhub bedingt ist. Auf eine Unterscheidung zwischen Hoch- und Höchsttemperaturwärmepumpen wird indes verzichtet.

Arpagaus [4] identifizierte 26 bereits kommerziell erhältliche HTWP mit maximalen Vorlauftemperaturen über 90 °C. Die „Steam Grow Heat Pump SGH 165“ der Firma Kobe Steel erreicht nach dieser Marktübersicht die höchste Vorlauftemperatur von 165 °C bei einer Heizleistung von 70 kW bis 660 kW und basiert auf dem Prinzip der mechanischen Brüdenverdichtung. Eingesetzt wird ein Doppelschraubenkompressor und eine Mischung der Kältemittel R134a und R245fa. Gefolgt wurde diese HTWP vom „Heat Booster“ der Firma Viking Heat Engines AS, welcher eine Vorlauftemperatur bis 150 °C ermöglicht. In der HTWP wurde ein internen Wärmeübertrager verbaut und die Kältemittel R245fa oder R1336mzz(Z) verwendet. Die größte Heizleistung von 20 MW gelang der Wärmepumpe „Unitop 50“ der Firma Friotherm mit einem zweistufigen Turboverdichter und dem Kältemittel R134a bei einer jedoch vergleichsweise niedrigeren maximalen Vorlauftemperatur von 90 °C.

Das Konzept einer hybriden Absorptions-Kompressionswärmepumpe wurde durch die „Hybrid Heat Pump“ der Firma Hybrid Energy verwirklicht. Durch Verwendung eines Hubkolbenkompressors und der Wasser-Ammoniak-Substanzkombination konnten Vorlauftemperaturen bis 120 °C und eine Heizleistung bis 2500 kW erreicht werden. Insgesamt betrachtet erreichen bereits marktreife Technologien Heizleistungen zwischen 20 kW und 20 MW. Diese Arbeit fokussiert elektrisch betriebene Kompressionswärmepumpen, welche den größten Marktanteil ausmachen und durch die geringe Komplexität der Systeme derzeit am ehesten im Vergleich zu konventionellen Systemen wirtschaftlich betreibbar sind.

Die Versuchsanlage

Die Versuchsanlage ist eine HTWP mit einer thermischen Leistung von 35 kW im Design­punkt (DP) und einer maximalen Vorlauftemperatur von 105 °C. Die Anlage von dem Hersteller FM Automation wurde im Jahre 2021 erstmalig vermessen, um die Eignung für die geplanten Untersuchungen zu prüfen. Auf Basis dieser Messungen wurden die notwendigen Modifikationen durchgeführt:

Invasive Temperatur- und Druckmessung vor und nach jeder Anlagen-Komponente

Softwaregesteuertes Expansionsventil

Softwaregesteuerte Massenstromregelung der Wasserkreisläufe

Stufenlose Leistungsregelung mittels Frequenzumrichter

Ölmanagementsystem

Zylinderkopfkühlung

Nutzung eines höher viskosen Öls

Optimierung der Isolation

4 Entnahmestellen zur Stoffdatenanalyse

Mit diesen Optimierungen lassen sich nun sehr genaue Untersuchungen des Teillastverhaltens des Systems und der einzelnen Komponenten durchführen. Zusätzlich ermöglicht die Zylinderkopfkühlung den Betrieb bei Wärmesenken-Temperaturen (T_WS, aus) größer 105 °C.

Als Arbeitsmittel wird das HCFO-Kältemittel R1233zd(E) verwendet. Das Kältemittel hat ein Treibhauspotential (GWP) von 1 und ein Ozonabbaupotential (ODP) von 0,00034 [5]. Auf Grund des überhängenden Nassdampfgebietes im p-h-Diagramm, dargestellt in Abbildung 2, ist eine Überhitzung der Gasphase (nach dem Verdampfer) erforderlich, um Verdichterschäden auf Grund von Tröpfchenerosion zu vermeiden.

Daher wird ein interner Wärmeübertrager (IHX) als Rekuperator eingesetzt und überträgt Wärme von Strom 1.05 auf Strom 1.09 (siehe Abbildung 1). Vom Ausgang des Rekuperators wird das überhitzte Kältemittel zum Verdichter geleitet, dort liegt ein Prozessdruck von 12,3 bar im Auslegungspunkt vor. Vom Auslass des Verdichters wird das Kältemittel in den Kondensator geleitet. Dort erfolgt ein Phasenwechsel bei einer Temperatur (T_c) von 107 °C. Schließlich wird das Fluid am Zustandspunkt 1.04 um 3 °C unterkühlt. Der Flüssigkeitsstrom tritt in den Rekuperator ein. Im Zustandspunkt 1.07 wird die flüssige Phase durch das Expansionsventil auf das niedrigere Druckniveau entspannt. Am Ausgang des Expansionsventils hat das Kältemittel einen Dampfanteil (x) von 0,37 und weist eine Temperatur von 45 °C und einen Druck von 2,5 bar auf. Das Expansionsventil ist softwaregesteuert und stellt eine Überhitzung von 5 K am Ausgang des Verdampfers sicher.

Der Verdichter („4JE-22Y“) ist ein Hubkolbenverdichter der Firma Bitzer mit vier Zylindern auf zwei Bänken. Das verwendete Verdichter Öl ist ein Polyester-Öl (POE) von Bitzer mit der Bezeichnung „BSE-85 K“. Zur Leistungsregelung sind zwei verschiedene Systeme verbaut, zum einen das VARISTEP-System von Bitzer. Mit diesem System kann eine Zylinderbank abgeschaltet werden und der Verdichter kann mit 50 % der maximalen Leistung arbeiten. Um eine Verdichterleistung zwischen 50 % und 100 % zu nutzen, kann die Zylinderbank intermittierend geschaltet werden. Somit arbeitet der Kompressor für 5 s mit 100 % und dann für 5 s mit 50 %, was zu einer Verdichter Leistung von 75 % führt. Zum anderen ist ein Frequenzumrichter verbaut, welcher mit einer Frequenz zwischen 25 Hz und 70 Hz den Verdichter ansteuern kann.

Wichtige Fluideigenschaften von Kältemitteln für die Auslegung und den Betrieb des Wärmepumpenprozesses sind die kritische Temperatur T_crit und der kritische Druck p_crit. Je höher T_crit ist, desto höher kann T_c und damit die Ausgangstemperatur der Wärmesenke sein, ohne dass der Betrieb im überkritischen Bereich stattfindet. Ein kleiner kritischer Druck ist von Vorteil, um hohe Temperaturen bei geringerer Leistungszufuhr zu erreichen. Während der kritische Druck von R1233zd(E) mit 35,73 bar im Durchschnitt der aktuell verwendeten synthetischen Kältemittel liegt, ist T_crit mit 165 °C eine der höchsten kritischen Temperaturen, von auf dem Markt verfügbaren Kältemitteln. Aus diesen Gründen und dem niedrigen GWP und ODP wurde das Kältemittel für die Untersuchungen ausgewählt.

Als Temperatursensoren werden PT100 Sensoren der Firma Omega eingesetzt. Diese haben einen Messbereich von -30 °C bis 350 °C und die Genauigkeitsklasse 1/3 DIN B. Damit lässt sich die maximale Abweichung nach Gleichung (1) bestimmen.

Weiter zu berücksichtigen ist die Unsicherheit der angeschlossenen Messkarte, die sich bei Raumtemperatur auf ± 0,15 °C beläuft. Die verwendeten Drucksensoren, vom Typ PAA23SY, sind ebenfalls von der Firma Omega. Hier werden im Niederdruck- sowie im Hochdruckbereich verschiedene Sensoren verwendet, um die Genauigkeit zu verbessern. Der Messbereich für den Niederdruck erstreckt sich bis 5 bar und im Hochdruck bis 20 bar. Die Messunsicherheiten belaufen je nach Temperatur auf ± 0,7 % oder ± 0,5 %, zuzüglich der Ungenauigkeit der Messkarte von ± 0,76 %

Simulation

In der Softwareumgebung „Aspen Plus“ wurde ein Simulationsmodell von dem Teststand im Auslegungspunkt DP entwickelt. Im Folgenden soll kurz auf die Regelstrategien und das implementierte Teillastverhalten der einzelnen Komponenten eingegangen werden.

Das On-Design Modell simuliert den Auslegungspunkt DP und dient als Basis für das Off-Design-Modell, welches das Teillastverhalten der Versuchsanlage beschreibt. Der Verdampfer ist für eine Überhitzung am Ausgang von 5 K ausgelegt, der Kondensator für eine Unterkühlung am Ausgang von 3 K. Das Expansionsventil hat damit einen festgesetzten Ausgangsdruck von etwa 2,5 bar. Im internen Wärmeübertrager ist eine Temperatursenkung des Kondensatstroms von etwa 8 K hinterlegt. Anschließend sind im Verdichter der Ausgangsdruck mit 12,34 bar, ein isentroper Wirkungsgrad η_isen von 0,8 und ein mechanischer Wirkungsgrad η_mech von 0,93 als Randbedingungen vorgegeben.

Im Off-Design Modell musss nun das Teillastverhalten der einzelnen Bauteile implementiert werden. Für die Wärmeübertrager wird dafür die Korrelation nach Toffolo et al. [6] (siehe Gleichung (2)) verwendet.

Dabei ist U der Wärmedurchgangskoeffizient,  der Massenstrom des Arbeitsmediums, A die Wärmeübertragerfläche und n der Exponent der das Verhalten des Wärmeübertragers abhängig von seiner Position im Prozesskreislauf wiedergibt. Für den Verdampfer und Kondensator ist nach Toffolo et al. [6] n = 0,15, hier wird für den Kondensator der selbe Wert wie für den Verdampfer angenommen, da es sich jeweils um Wasser-Kältemittel Wärmeübertrager handelt. Für den IHX ist n = 0,67. Damit lässt sich der Verlauf des Wärmedurchgangskoeffizienten im Teillastbetrieb wie in Abbildung 3 zu sehen beschreiben.

Für das Teillastverhalten des Verdichters werden extrapolierte Kennlinien auf Basis von Referenz-Kältemitteln verwendet, da für das Kältemittel noch keine Messdaten vorliegen. In Abbildung 4 ist die Effizienz über den Massenstrom aufgetragen, sowie auch der aus dem Modell resultierende Verlauf des Coefficient of Performance (COP). Dabei ist ersichtlich, dass die Effizienz bei etwa 730 kg/h ein Maximum aufweist und danach wieder abfällt. Der COP hingegen, nimmt mit steigendem Massenstrom erheblich ab. Dieses Verhalten lässt sich zum einen durch den geringeren Temperaturhub bei niedrigeren Massenströmen erklären, zum anderen, dass die relative Fläche der Wärmeübertrager bei sinkendem Massenstrom zunimmt.

Das Expansionsventil wird im Off-Design-Modell wie am Versuchsstand selbst geregelt und stellt eine Überhitzung von 5 K am Ausgang des Verdampfers sicher. Somit verändert sich der Öffnungsgrad von Betriebspunkt zu Betriebspunkt. Die vorgestellten Korrelationen und Kennlinien für das Teillastverhalten der einzelnen Komponenten sollen im nächsten Kapitel (Teil 2) auf Ihre Gültigkeit für das verwendete Kältemittel untersucht und bewertet werden. Insbesondere die Teillastkorrelationen der Wärmeübertrager sollen auf Gültigkeit überprüft werden und eine Anpassung des Exponenten n an die vorliegenden Bedingungen vorgenommen werden.

Der zweite Teil in der nächsten Ausgabe der KKA beschreibt die experimentellen Ergebnisse und Thermo-ökonomische Analysen.

Danksagung

Wir danken dem Bayerischen Staatsministerium für Wissenschaft und Kunst im Rahmen des Projekts „Geothermie-Allianz Bayern“ für die Förderung.

Referenzen