Auslegung der Niederdruckseite einer Luft-Wasser-Wärmepumpe

1 Einleitung

Luft-Wasser-Wärmepumpen spielen eine zentrale Rolle in der Dekarbonisierung des Gebäudesektors. Sie erfordern keine kostenintensive Erdwärmesonde und sind daher besonders für den breiten Einsatz geeignet. Dies spiegelt sich auch in den Marktzahlen wider: In der Schweiz entfallen rund 72 % der verkauften Wärmepumpen auf Luft-Wasser-Systeme [1].

Die Effizienz einer Luft-Wasser-Wärmepumpe wird nebst dem Verdichter, insbesondere durch die gesamte Niederdruckseite bestimmt. Zu den Einflussfaktoren gehören die Verdampferfläche und der luftseitige Druckabfall, ein gegebenenfalls vorhandener interner Wärmeübertrager (IHX) und die dadurch ermöglichte nasse Verdampfung [6], ebenso wie die Druckverluste in den Leitungen zwischen Verdampfer und Verdichter. Auch die Vereisungseigenschaften des Verdampfers haben einen signifikanten Einfluss auf den saisonalen Leistungskoeffizienten (SCOP).

Die meisten Ansätze verfolgen das Ziel, einen möglichst hohen Saugdruck zu erreichen, um die Effizienz der Wärmepumpe zu steigern. Häufig wird der Saugdruck über die zugehörige Sättigungstemperatur beschrieben, was eine direkte Vergleichbarkeit mit der Grädigkeit und dem Temperaturhub ermöglicht. Als Faustregel gilt, dass eine Erhöhung der Sättigungstemperatur an der Verdichtersaugseite um 1 K zu einer Verbesserung des COP um etwa 2 bis 3 % führt ([2] und [6]).

Einige dieser Optimierungsansätze sind bereits in der industriellen Praxis umgesetzt. So konnte ein Hersteller sehr hohe SCOP-Werte bei Luft-Wasser-Wärmepumpen von 5,9 und 6,1 bei unterschiedlichen Modellen erreichen ([4] und [6]). Dabei lag der Fokus insbesondere auf der Erhöhung des Saugdrucks, wofür eine spezielle Regelungsstrategie entwickelt wurde [5]. In diesem Konzept erfolgt ein Teil der Verdampfung und die gesamte Sauggasüberhitzung im internen Wärmeübertrager, wodurch die Verdampfungstemperatur deutlich ansteigt.

In der vorliegenden Arbeit wurde eine Luft-Wasser-Wärmepumpe mehrfach umgebaut und in insgesamt sieben verschiedenen Varianten experimentell untersucht. Dies ermöglicht eine detaillierte Analyse mehrerer, teils gegenläufiger Effekte, welche durch den Einsatz unterschiedlicher interner Wärmeübertrager und Verdampfergeometrien hervorgerufen werden. Die sieben Versionen sind in Tabelle 1 aufgelistet – gleichzeitig sind die jeweiligen Komponenten spezifiziert. An den Versionen 1, 2 und 3 wurde der Einfluss des IHX untersucht. Dabei wurden Referenzmessungen ohne IHX (Version 1) und Vergleichsversuchsreihen mit Rohr-in-Rohr- und Plattenwärmeübertrager (Version 2 und 3) durchgeführt. An den Versionen 4 bis 7 wurde die Einströmstrecke (Abstand der Einströmdüse des Ventilators zur Rückseite des Verdampfers), der Lamellenabstand und der Luftvolumenstrom variiert.

In Bild 1 ist der vereinfachte Kältekreislauf dargestellt, der die Platzierung der relevanten Sensoren zeigt. Die gestrichelt dargestellten Bereiche unterschieden sich teilweise zwischen den einzelnen Versionen. Weitere Sensorik ist auf Seite des Prüfstands vorhanden.

Für jede Version wurden mehrere Normbetriebspunkte mit definierten Randbedingungen (Quellentemperatur, Luftfeuchtigkeit usw.) angefahren. Die Messungen erfolgten jeweils im stationären Betrieb über eine Dauer von 15 Minuten, wobei der Mittelwert ausgewertet wurde. An Betriebspunkten mit Vereisung (A2 und A-7) wurde nach der vorausgehenden Abtauung des Verdampfers das Einschwingen der Anlage abgewartet, bevor Messdaten aufgezeichnet wurden. Zusätzlich wurden an diesen Betriebspunkten Langzeitmessungen über 140 Minuten durchgeführt. Die Randbedingungen der einzelnen Messungen sind im Anhang www.t1p.de/ND-Tab zu
finden.

Es wurden die Normbetriebspunkte für „Low Temperature Applications“ gemäß SN EN 14825:2022 [3] (average climate) mit den vorgesehenen variablen Vorlauftemperaturen verwendet. Die Teillastbedingungen wurden Tabelle 8 der genannten Norm entnommen. Die Heizleistungen nehmen mit sinkender Quellentemperatur aufgrund der Heizkurve zu – sofern die Wärmepumpe dies zulässt.

2 Einfluss des IHX auf Verdampfungstemperatur und Dampf­gehalt am Verdampfereintritt
und -austritt

In Bild 2, Grafik a) wurde die Differenz zwischen der Quellen- und Verdampfungstemperatur (∆T_quelle-verd) für die Versionen 1 bis 3 ausgewertet. Die Veränderung ist in Grafik b) ersichtlich und zeigt, dass mit dem Plattenwärmeübertrager über alle Messpunkte die höchste Verdampfungstemperatur erreicht werden konnte. Im Vergleich zur Referenzmessung wurde diese um bis zu 1,7 K angehoben. Der Rohr-in-Rohr-Wärmeübertrager mit der geringeren Übertragungsfläche konnte eine Steigerung von 0,3 bis 1,3 K erreichen.

Während allen Messungen wurde die Sauggasüberhitzung (Eintritt Verdichter) auf 5 K geregelt. In Grafik c) wurden die Dampfgehalte am Ein- und Austritt des Verdampfers vergleichbar dargestellt. Für Version 1 lag der Dampfgehalt am Verdampferaustritt bei über 100 % aufgrund der Überhitzung, welche ohne den IHX im Verdampfer gemacht werden musste. An den Versionen 2 und 3 verlässt das Kältemittel den Verdampfer größtenteils in zweiphasigem Zustand mit einem Dampfgehalt zwischen 85 und 100 %. Der Dampfgehalt am Verdampfereintritt verringert sich durch die größere Unterkühlung nach dem Verflüssiger ebenfalls.

In Bild 3 sind die wichtigsten Begrifflichkeiten zur Interpretation der Resultate grafisch dargestellt. Die Darstellung zeigt die Prozesse im Verdampfer im T,h-Diagramm, wobei das Kältemittel den Verdampfer im zweiphasigen Zustand verlässt.

3 Einfluss des IHX auf die Sättigungs­temperatur des ­Sauggases

Nachdem im vorigen Kapitel der Effekt auf die Verdampfungstemperatur gezeigt werden konnte, wird nun betrachtet, wie sich der Saugdruck am Verdichter verändert, welcher maßgeblich für den COP und die Heizleistung ist. Hierfür muss zusätzlich zur Erhöhung der Verdampungstemperatur auch der Druckverlust über den IHX betrachtet werden. In Bild 4, Grafik a) sind die über den IHX gemessenen Druckverluste dargestellt. Diese nehmen mit fallender Quellentemperatur aufgrund des steigenden Volumenstroms (aufgrund der höheren Verdichterdrehzahlen bei den geringeren Quellentemperauren) zu. In Grafik b) ist der Einfluss auf die Sättigungstemperatur dargestellt.

In den Teillastpunkten (A2, A7, A12) fallen die Druckverluste gering aus, was dazu führt, dass die Sättigungstemperatur des Sauggases gleichermaßen mit der Verdampfungstemperatur ansteigt. Am Betriebspunkt A-7 wurde ein Druckverlust von nicht ganz 0,2 bar gemessen. Dies führt zu einer Abnahme der Sättigungstemperatur des Sauggases von knapp 2 K für beide Wärmeübertrager, wobei Anstiege der Verdampfungstemperaturen von nur 0,3 und 1,1 K gemessen werden konnten.

4 Einfluss der Auslegeparameter Einströmstrecke, Lamellenabstand und Luftvolumenstrom auf Verdampfungstemperatur und Grädigkeit

Die Auswertung der Messungen mit Wärmepumpenversion 4 bis 6 zeigt, dass die Verdampfungstemperaturen in allen drei Fällen auf einem ähnlichen Niveau liegen. Wie in Bild 5, Grafik a) zu erkennen ist, betragen die Differenzen zwischen Quellen- und Verdampfungstemperatur im Teillastbetrieb etwa 4 bis 6 K und liegen damit deutlich über den in der Literatur als bestmöglich dargestellten 3 K [6].

Grafik b) verdeutlicht, dass die Temperaturdifferenzen am Pinch-Point im Teillastbetrieb zwischen 1 und 1,5 K liegen und somit für einen Lamellenwärmeübertrager bereits vergleichsweise gering ausfallen. Die Luftspreizung beträgt etwa 3,5 bis 4 K (siehe Version 6 in Bild 6), was darauf hindeutet, dass eine weitere Anhebung der Verdampfungstemperatur nur durch einen höheren Luftvolumenstrom und nicht nur durch veränderte Verdampfergeometrien möglich ist.

Die Auswertung der Messdaten zeigte, dass der Druckabfall über den Verdampfer für Wärmepumpenversion 6 am geringsten war. Daraus lässt sich schließen, dass bei gleicher Lüfterdrehzahl der Luftvolumenstrom leicht anstieg, was die geringere Wärmeübertragerfläche dieser Variante teilweise kompensieren konnte.

In Version 7 wurde die Drehzahl des Ventilators erhöht und die Auswirkungen auf die Verdampfungstemperatur und die Spreizung der Quelle untersucht. Bild 6, Grafik a) zeigt, dass die Verdampfungstemperatur nochmals um bis zu 1,2 K erhöht wurde. In Grafik b) ist ersichtlich, dass die Spreizung der Quelle dementsprechend gesunken ist.

5 Vereisungsverhalten des ­Verdampfers und Auswirkungen auf den COP

In Bild 7 sind die Vereisungsmessungen bei einer Quellentemperatur von 2 °C für die Versionen 4 bis 6 dargestellt. Die relative Luftfeuchtigkeit lag bei 84 %. Die Abbildungen zeigen die Quellenspreizung, den relativen COP bezogen auf den Anfangswert sowie die Senkenspreizung als Funktion der Zeit.

In Version 4, welche einen Lamellenabstand von 2,0 mm und eine Einströmstrecke von 100 mm hatte, war die Vereisung des Lamellenverdampfers nach rund 130 min so weit fortgeschritten, dass ein Abtauvorgang eingeleitet werden musste. Die Abnahme der Heizleistung wurde dementsprechend über die letzten 60 min anstelle der geplanten 70 min ausgewertet. Die Heizleistung nahm um 12,6 % ab und die Spreizung der Quelle erhöhte sich von 4 K auf fast das Doppelte. Dies zeigt deutlich die fortschreitende Vereisung und die damit verbundene Verringerung der Luftdurchströmung des Verdampfers. Die dadurch gesunkene Verdampfungstemperatur führte zur Verschlechterung des COPs.

Durch die Verlängerung der Einströmstrecke auf 200 mm an Version 5 konnte das Vereisungsverhalten verbessert werden, wodurch der Leistungsverlust auf 4,6 % sank. Die Ergebnisse lassen darauf schließen, dass eine gleichmäßigere Luftverteilung über den Verdampfer erreicht werden konnte. Eine weitere Verbesserung wurde in Version 6 durch den größeren Lamellenabstand von 2,3 mm erreicht. Dadurch konnte die Vereisung nochmals verzögert werden, was zu einer Abnahme der Heizleistung von lediglich 2,3 % führte.

Die Messungen bei einer Quellentemperatur von -7 °C und einer relativen Luftfeuchtigkeit von 74 % zeigten insgesamt ein ähnliches Verhalten wie bei 2 °C, jedoch langsamer und deutlich weniger ausgeprägt. Die Abnahme der Heizleistung lag noch zwischen 3,5 % und 0,9 %.

6 Luftverteilung über den ­Verdampfer

Zur Beurteilung der Luftverteilung wurde die Strömungsgeschwindigkeit an der Ansaugseite des Verdampfers gemessen. Die gemessenen Luftgeschwindigkeiten sind in Bild 8 grafisch dargestellt. Obwohl die absoluten Geschwindigkeiten einer starken Messungenauigkeit unterliegen, erlauben die Messungen einen qualitativen Vergleich. Für jeden Messpunkt wurde der prozentuale Anteil der lokalen Geschwindigkeit im Verhältnis zur maximal gemessenen Geschwindigkeit angegeben. Dadurch wird ersichtlich, wie gleichmäßig der Luftvolumenstrom über den gesamten Strömungsquerschnitt verteilt ist.

In Version 4 zeigte sich eine ungleichmäßige Luftverteilung. In den Randbereichen wurden nur 43 % der in der Mitte gemessenen Maximalgeschwindigkeit erreicht. Durch die Verlängerung der Einströmstrecke auf 200 mm in Version 5 konnte die Strömung deutlich gleichmäßiger gestaltet werden. Die minimalen Geschwindigkeiten in den Eckbereichen stiegen auf mindestens 70 % der Maximalgeschwindigkeit. In Version 6 blieb die Luftverteilung gegenüber Version 5 weitgehend unverändert, jedoch wurden aufgrund des größeren Lamellenabstandes etwas höhere Luftgeschwindigkeiten gemessen.

Zusammengefasst verdeutlichen diese Ergebnisse, dass die Verlängerung der Einströmstrecke die Luftverteilung deutlich verbessert hat und der größere Lamellenabstand zu einem insgesamt etwas höherem Volumenstrom geführt hat. Dadurch konnte bei beiden Quellentemperaturen (2 °C und -7 °C) das Vereisen des Verdampfers deutlich verzögert werden.

7 Überblick der Wechselwirkungen auf der Niederdruckseite

Bild 9 zeigt ein Kausalitätsdiagramm mit den zentralen Einflussgrößen der Niederdruckseite auf den COP. Es beinhaltet die wichtigsten Wechselwirkungen, welche in dieser Untersuchung beobachtet wurden, und macht deutlich, welche positiven Wirkungen und insbesondere welche negativen Nebeneffekte ausgewählte Maßnahmen haben können. Dies soll ermöglichen, die Auswirkungen von Änderungen an Komponenten auf das Gesamtsystem besser einschätzen zu können.

8 Schlussfolgerungen

Die Experimente haben gezeigt, dass mit dem IHX und dem geringeren Dampfgehalt am Verdampferaustritt eine um bis zu 1,7 K höhere Verdampfungstemperatur erzielt werden konnte. Gemäß Quelle [2] und [6] kann von einer COP-Steigerung von 2 bis 3 % pro Kelvin ausgegangen werden. Durch die konstant auf 5 K geregelte Sauggasüberhitzung fand die gesamte Überhitzung innerhalb des IHX statt. Der positive Effekt des dadurch geringeren Dampfgehalts am Verdampferaustritt von deutlich unter 100 % wurde in der Literatur bereits theoretisch beschrieben [6] und konnte in diesen Versuchen experimentell bestätigt werden. Gleichzeitig zeigte sich, dass der Druckverlust über den IHX im Betriebspunkt mit der höchsten Heizleistung (kältesten Außentemperatur) zu einer Absenkung der Sättigungstemperatur des Sauggases um bis zu 2 K geführt hat, wodurch der Saugdruck effektiv gesunken ist. Im Teillastbetrieb überwiegt der positive Effekt.

Änderungen von Lamellenabstand und Einströmstrecke zeigten in Kurzzeitmessungen ohne Vereisungseffekt keinen merklichen Einfluss auf die Verdampfungstemperatur, da die Temperaturdifferenz am Pinch-Point bereits etwa 1 K betrug. Eine Erhöhung des Luftvolumenstroms bewirkte hingegen eine zusätzliche Anhebung der Verdampfungstemperatur um bis zu 1,2 K. Für den Ventilator bedeutet dies, dass ein größerer Luftvolumenstrom gefördert und ein größerer Druckabfall überwunden werden muss und dementsprechend die Leistungsaufnahme steigt. Dies erfordert eine gezielte Optimierung des Ventilators sowie der Verdampfergeometrie, um die Leistungsaufnahme des Ventilators in einem vernünftigen Bereich zu halten.

Bezüglich des Vereisungsverhaltens zeigte sich, dass eine längere Einströmstrecke und ein größerer Lamellenabstand die Vereisung deutlich verzögern. Vor allem bei einer Quellentemperatur von 2 °C reduzierte sich die Abnahme der Heizleistung während der Langzeitmessung stark. Die Ergebnisse zeigen, dass eine Optimierung des Verdampfers bezüglich der Vereisung zwingend notwendig ist, um den anfänglichen COP über längere Zeiträume beizubehalten und Effizienzeinbußen durch häufiges Abtauen zu vermeiden.

9 Anhang

Ergänzende Tabellen finden Sie unter
www.t1p.de/ND-Tab:

Tabelle 2: Randbedingungen der Messpunkte der Versionen 1 bis 3 (Versuchsanlage A)

Tabelle 3: Randbedingungen der Messpunkte der Versionen 4 bis 6 (Versuchsanlage B, anderes Verdichtermodell)

10 Literaturverzeichnis

[1] Fördergemeinschaft Wärmepumpen Schweiz (FWS), Marktentwicklung Wärmepumpen Q4/2024, Zürich, 23.01.2025, verfügbar unter: https://www.fws.ch/download/marktentwicklung-q4-2024/(abgerufen am 27.10.2025, Kurzlink: www.t1p.de/MarktQ4-24).

[2] Hubacher, P., Bernal, C., Ehrbar, M., Feldmonitoring und Analysen an Großwärmepumpen – Phase 2, Schlussbericht, Hubacher Engineering, im Auftrag des Bundesamts für Energie (BFE), Forschungsprogramm Wärmepumpen, WKK, Kälte, Bern, 06.12.2010.

[3] SN EN 14825:2022, Luftkonditionierer, Flüssigkeitskühlsätze und Wärmepumpen mit elektrisch angetriebenen Verdichtern – Prüfung und Bewertung der saisonalen Leistungszahl für Raumheizung und -kühlung, CEN, Brüssel, 2022.

[4] Wärmepumpen-Testzentrum (WPZ), Prüfresultate Luft/Wasser-Wärmepumpen basierend auf EN 14511 und EN 14825, OST Ostschweizer Fachhochschule, Buchs, 16.06.2025, verfügbar unter https://www.ost.ch/fileadmin/dateiliste/3_forschung_dienstleistung/institute/ies/wpz/luft-wasser-waermepumpen/pruefresultate_lw_15012026.pdf (abgerufen am 28.10.2025, Kurzlink: www.t1p.de/KKA26-OST-Rresultate).

[5] Ziegler, F. J., Anordnung und Verfahren zur Wärmeversorgung von Gebäuden, Europäisches Patent EP 2 759 773 B1, Hochschule München, Anmeldetag 14.01.2014.

[6] Ziegler, F. J., Hohe SCOP-Werte und 3K-Betrieb bei Luft/Wasser-Wärmepumpen, HK-Gebäudetechnik 5 (2025), 52–55.