"Pompe à chaleur".
La présente invention est relative à une pompe
à chaleur à circuit réversible pour un fluide de transfert, ce circuit comprenant :
- un échangeur thermique intérieur,
- un échangeur thermique extérieur,
- un compresseur,
- une conduite de refoulement reliée au côté refoulement du compresseur,
- une conduite d'aspiration reliée au côté aspiration du compresseur,
- une conduite reliée au côté gaz de l'échangeur intérieur,
- une conduite reliée au côté gaz de l'échangeur extérieur,
- une conduite reliant entre eux le côté liquide de l'échangeur intérieur et le côté liquide de l'échangeur extérieur,
- une vanne d'inversion reliant dans une position;
dite de chauffage, d'une part la conduite de refoulement à la conduite reliée au côté gaz de l'échangeur intérieur,cet échangeur travaillant alors comme condenseur, et d'autre part la conduite d'aspiration à la conduite reliée au côté gaz de l'échangeur extérieur, cet échangeur travaillant alors comme évaporateur, et reliant dans une autre position, dite de refroidissement,d'une part la conduite de refoulement à la conduite reliée au côté gaz de l'échangeur extérieur, cet échangeur travaillant alors comme condenseur et d'autre part la conduite d'aspiration à la conduite reliée au côté gaz de l'échangeur intérieur, ce dernier travaillant alors comme évaporateur, et
- un dispositif de détente dans la conduite reliant les côtés liquide des échangeurs l'un à l'autre,réglant le débit du fluide.
Dans des pompes à chaleur connues de ce genre, une bouteille anti coup de liquide est montée dans la conduite d'aspiration du compresseur pour éviter tout risque d'aspiration de liquide par le compresseur, surtout au démarrage ou lors de l'inversion du cycle de chauffage en cycle de refroidissement, par exemple pour le dégivrage de l'échangeur travaillant comme évaporateur.
Cette bouteille de liquide présente cependant l'inconvénient d'une perte de charge relativement élevée sur
la ligne d'aspiration du compresseur, réduisant la capacité
et le coefficient de performance de la pompe à chaleur.
En plus,une partie de l'huile de lubrification du compresseur, circulant dans le circuit, aura tendance à s'accumuler dans la bouteille.
Pour ramener l'huile au compresseur, l'extrémité en col de cygne de la conduite d'aspiration est munie à son point le plus bas, c'est-à-dire en dessous du niveau du
liquide dans la bouteille, d'un orifice calibré, par lequel l'huile et un peu de liquide sont aspirés par effet venturi. Lorsque le débit pondéral du fluide est faible, par exemple
par basse température extérieure, l'effet venturi est faible
et une quantité relativement importante d'huile s'accumule
dans la bouteille. La lubrification du compresseur peut ainsi devenir marginale.
Dans le cas où l'échangeur extérieur est un échangeur air extérieur/fluide de transfert, la bouteille contribue également à diminuer les performances de la pompe à chaleur à cause du phénomène de givrage sur l'évaporateur. En effet, à la fin du cycle de dégivrage, une grande partie de fluide sous phase liquide se trouve dans l'échangeur extérieur. A l'inversion de cycle, pour le retour au cycle de chauffage,du liquide sera aspiré et devra être séparé de la phase vapeur dans la bouteille de liquide. Une quantité importante de liquide devra être réévaporée avant d'obtenir les performances de chauffage normales.
L'invention a pour but de remédier à ces inconvénients et de procurer une pompe à chaleur, dans laquelle non seulement l'aspiration de liquide par le compresseur est évitée mais dans laquelle également les pertes de charge à l'aspiration au compresseur sont limitées au minimum, le rendement de l'échangeur travaillant comme évaporateur est amélioré, et le retour d'huile au compresseur est permis dans toutes les circonstances.
Dans ce but, le circuit comprend un échangeur thermique supplémentaire dont une première partie est montée dans la conduite d'aspiration et une deuxième partie est montée dans la conduite reliant entre eux le côté liquide de l'échangeur extérieur et le côte liquide de l'échangeur intérieur.
Le fluide calorigène sous phase gazeuse est légèrement surchauffé dans l'échangeur thermique supplémentaire avant d'être aspiré par le compresseur.
Dans une forme de réalisation particulière de l'invention, la deuxième partie de l'échangeur thermique supplémentaire est montée dans la conduite reliant les côtés liquide des échangeurs intérieur et extérieur en amont de l'endroit où le dispositif de détente assure la détente du fluide, aussi bien pour le position de chauffage que pour la position de refroidissement de la vanne d'inversion.
Dans une forme de réalisation efficace de l'invention, la section du passage du fluide de la première partie est plus grande que la section intérieure de la conduite d'aspiration.
Dans cette forme de réalisation, la première partie de l'échangeur supplémentaire constitue une chambre de détente. En cas de présence de particules de liquide dans le fluide entrant dans l'échangeur thermique supplémentaire, celles-ci seront pulvérisées et évaporées rapidement.
/ Dans une forme de réalisation efficace de l'invention,l'échangeur thermique supplémentaire est un échangeur à contre-courant, et la conduite reliant le côté liquide de l'échangeur intérieur au côté liquide de l'échangeur extérieur comprend :
- une partie terminale connectée au côté liquide de l'échangeur intérieur,
- une partie terminale connectée au côté liquide de l'échangeur extérieur,
- une partie d'entrée connectée à l'entrée de la deuxième partie de l'échangeur supplémentaire,
- une partie de sortie connectée à la sortie de cette deuxième partie,
- une première partie de connexion entre la partie d'entrée et la partie terminale connectée à l'échangeur intérieur,
- un clapet anti-retour dans cette partie de connexion, empêchant le passage du fluide en direction de la partie terminale connectée à l'échangeur intérieur,
- une deuxième partie de connexion entre la partie d'entrée susdite et la partie terminale connectée à l'échangeur extérieur,
- un clapet anti-retour dans cette deuxième partie de connexion empêchant le passage du fluide en direction de la partie terminale connectée à l'échangeur extérieur,
- une troisième partie de connexion entre la partie de sortie susdite et la partie terminale connectée à l'échangeur intérieur,
- un moyen dans cette troisième partie de connexion pouvant empêcher le passage du fluide vers la partie de sortie,
- une quatrième partie de connexion entre la partie de sortie susdite et la partie terminale connectée à l'échangeur extérieur,
et - un moyen dans cette quatrième partie de connexion pouvant empêcher le passage du fluide vers la partie de sortie.
Dans cette forme de réalisation, le sens de circulation du fluide à travers la deuxième partie de l'échangeur supplémentaire est toujours le même, quelle que soit la position de la valve d'inversion. Le fluide circule à contre-courant du fluide qui circule à travers la première partie de l'échangeur. A cause de la vanne d'inversion ce dernier fluide circule également toujours dans le même sens.
Les moyens dans les troisième et quatrième parties de connexion peuvent être chacun formés par des valves solenoides mais ils sont de préférence des valves anti-retour empêchant le passage du fluide en direction de la partie de sortie.
Le dispositif de détente comprend avantageusement un seul et même organe de détente pour régler le débit aussi bien en cycle de chauffage qu'en cycle de refroidissement, cet organe étant monté dans une des parties formées par les deux parties terminales, la partie d'entrée et la partie de sortie.
Efficacement l'organe de détente est un détendeur thermostatique dont l'élément sensible est placé sur la conduite d'aspiration.Cet élément sensible peut être placé aussi bien en aval qu'en amont de l'échangeur de chaleur supplémentaire.
L'invention concerne également une pompe à
chaleur du type en question dont l'échangeur thermique extérieur est un échangeur air extérieur/fluide de transfert.
Dans une pompe à chaleur de ce type, en cycle normal, c'est-à-dire en cycle de chauffage, l'échangeur extérieur travaille comme évaporateur. L'air extérieur y est refroidi et ce refroidissement s'accompagne d'une déshumidification. L'humidité relative de l'air est variable, mais elle dépasse généralement 75 % pour des
<EMI ID=1.1> à O[deg.]C. L'humidité ruisselant sur l'évaporateur devient givre lorsque la température de contact sur les ailettes de
<EMI ID=2.1>
température d'évaporation de -2,5[deg.]C environ. Le givre qui
se forme réduit le débit d'air et par conséquent le transfert thermique. La température d'évaporation diminue progressivement et il est donc nécessaire de réaliser le dégivrage de l'évaporateur. Ceci peut se faire d'une manière cyclique fixe ou sur base d'une mesure du givrage réel réalisée par exemple par un pressostat différentiel mesurant la perte de charge sur l'air à l'évaporateur.
Le cycle de dégivrage est en fait un cycle de refroidissement et est initié par le changement de la vanne d'inversion de sa position de chauffage à sa position de refroidissement.
Dans les pompes à chaleur connues,le circuit de dégivrage est même identique au circuit de refroidissement et c'est l'organe de détente réglant le débit lors du cycle de refroidissement qui règle également le débit lors du dégivrage.
Le dégivrage de ces pompes à chaleur connues est relativement long.
En effet, lors de l'inversion du cycle de chauffage en cycle de dégivrage, la pression de refoulement du compresseur chute brutalement, tandis que la pression d'aspiration s'élève. Du fait de la faible différence
de pression qui en résulte, le débit de fluide calorigène
à travers le dispositif de détente est très faible et même presque nul lorsque ce dispositif est constitué par un tube capillaire. Il s'ensuit que la pression dans l'échangeur intérieur devenu évaporateur diminue tandis que le liquide s'accumule dans l'échangeur extérieur devenu condenseur.
La pression dans l'évaporateur descend ainsi jusqu'à une pression proche de la pression atmosphérique. La puissance calorifique pour le dégivrage est donc faible.
En plus, la chute de pression soudaine dans la conduite d'aspiration a pour effet de faire évaporer le fluide sous phase liquide contenu dans l'huile du carter du compresseur. Il y a alors risque simultané de manque de lubrification et de coup de liquide.
L'invention a également pour but de remédier à ces inconvénients et de procurer une pompe à chaleur dont le cycle de dégivrage est relativement court et dont le risque de manque de lubrification et de coup de liquide est éliminé.
Dans ce but, le circuit comprend une conduite de dérivation connectée par ses extrémités à la conduite reliant entre eux les côtés liquide des échangeurs intérieur et extérieur et montée en parallèle avec le dispositif de détente réglant le débit en cycle de chauffage et en cycle de refroidissement, ainsi qu'un détendeur supplémentaire dit de dégivrage, monté dans cette conduite de dérivation, réglant le débit au cours du cycle de dégivrage et s'ouvrant lorsque la pression d'injection au côté liquide de l'échangeur intérieur descend en dessous d'une valeur déterminée.
Le détendeur de dégivrage qui s'ouvre dès que la pression d'injection à l'échangeur intérieur descend en dessous d'une valeur déterminée,accélère le retour de liquide dans cet échangeur. Dès lors,le rendement thermique de celui-ci est accru. Etant donné que le compresseur aspire des vapeurs ou gaz plus denses, puisqu'à plus haute pression, l'apport calorifique à l'échangeur extérieur, devenu condenseur,est accéléré. Le détendeur empêche également une trop forte chute de pression dans le carter du compresseur, chute de pression qui pourrait vider le compresseur de son huile.
L'utilisation d'un détendeur de dégivrage est
/ particulièrement efficace dans une pompe à chaleur selon l'une ou l'autre des formes de réalisation décrites en premier lieu, c'est-à-dire dans une pompe dont le circuit comprend un échangeur thermique supplémentaire dans la conduite d'aspiration.
D'autres particularités et avantages de l'invention ressortiront de la description suivante d'une pompe à chaleur selon l'invention; cette description est donnée
à titre d'exemple non-limitatif et avec référence aux dessins annexés, dans lesquels :
La figure 1 est une représentation schématique d'une pompe à chaleur selon l'invention, dans laquelle la circulation du fluide de transfert au cours du cycle de chauffage a été indiquée par des flèches. La figure 2 est une représentation schématique analogue à celle de la figure 1 mais dans laquelle la circulation du fluide a été représentée au cours du cycle de refroidissement. La figure 3 est une représentation schématique analogue à celles des figures précédentes mais dans laquelle la circulation du fluide a été représentée au cours du cycle de dégivrage.
Dans les différentes figures, les mêmes chiffres de référence se rapportent à des éléments identiques.
La pompe à chaleur selon les figures est une pompe à circuit réversible captant l'énergie de l'air ' extérieur. Un fluide de transfert ou fluide calorigène circule dans le circuit.
Ce circuit réversible comprend d'une manière usuelle un échangeur thermique intérieur 1, un échangeur thermique extérieur 2, un compresseur 3, une vanne d'inversion 4, une conduite de refoulement 5 reliant le
côté refoulement du compresseur 3 à la vanne d'inversion 4,
<EMI ID=3.1>
compresseur 3 à la vanne d'inversion 4, une conduite 7 reliant le côté "gaz ou vapeur" de l'échangeur thermique intérieur 1 à la vanne d'inversion 4 et une conduite 8 reliant le côté "gaz ou vapeur" de l'échangeur thermique extérieur 2 à la vanne d'inversion 4.
Les échangeurs de chaleur 1 et 2 sont de construction connue et ne sont donc pas décrits en détail ci-après. L'échangeur intérieur 1 est un échangeur fluide calorigène/fluide de chauffage. Dans le cas d'un chauffage à air chaud ce fluide de chauffage est de l'air et l'échangeur 1 comprend un faisceau tubulaire muni d'ailettes et traversé par le fluide calorigène. Dans le cas d'un chauffage équipé de radiateurs à eau le fluide
de chauffage est de l'eau et l'échangeur 1 comprend un serpentin monté dans l'eau et traversé par le fluide calorigène. L'échangeur extérieur 2 est un échangeur fluide calorigène/air libre et comprend un faisceau tubulaire muni d'ailettes et traversé par le fluide calorigène.
Ce fluide calorigène est généralement un dérivé chloré et fluoré du méthane ou de l'éthane.
Le compresseur 3 est également de construction connue et n'est pas décrit en détail ci-après. Une résistance de chauffage 9 est monté dans le carter du compresseur.
Les côtés "liquide" des échangeurs 1 et 2
sont reliés entre eux par une conduite comprenant un dispositif de détente mais ceci est réalisé d'une manière particulière selon l'invention.
La conduite susdite est une conduite composée comprenant une première partie terminale 10, connectée
au côté liquide de l'échangeur intérieur 1, une deuxième partie terminale 11 connectée au côté liquide de l'échangeur extérieur 2, une partie centrale 12,13,et un collecteur anti-retour 14-21 connectant les parties terminales
10 et 11 et la partie centrale 12,13 entre elles et comprenant quatre parties de connexion 14,16,18 et 20 et quatre clapets anti-retour 15,17,19 et 21.
Selon l'invention, le circuit comprend un échangeur thermique supplémentaire 22 à contre-courant ,
dont une première partie est montée dans la conduite d'aspiration 6 susdite et une deuxième partie est montée
dans la partie centrale 12,13 susdite.
La deuxième partie de l'échangeur 22 est un tube muni d'ailettes qui est monté verticalement à l'intérieur de la première partie formée par un tube vertical. La première partie offre une section de passage plus grande que la section de passage de la conduite d'aspiration 6.
Le sens de circulation du fluide calorigène dans la conduite d'aspiration 6 et donc aussi à travers la première partie de l'échangeur 22 est évidemment toujours
en direction du compresseur 3. Le sens de circulation du fluide calorigène à travers la deuxième partie de cet échangeur 22 doit être à contre-courant et donc également être toujours le même, ce qui est réalisé grâce au collecteur anti-retour 14-21 comme il sera décrit ci-après.
La deuxième partie de l'échangeur supplémentaire
22 divise par conséquent la partie centrale 12,13 en une partie d'entrée 12 et une partie de sortie 13 pour le fluide calorigène.
Une première partie de connexion 14 du collecteur anti-retour 14-21 connecte la partie terminale 10 de la conduite 10-21 à la partie d'entrée 12. Le clapet anti-retour 15 monté dans cette partie de connexion 14 empêche la circulation du fluide calorigène en direction de
la partie terminale 10.
Une deuxième partie de connexion 16 connecte
la partie terminale 11 à cette partie d'entrée 12. Le clapet anti-retour 17 monté dans la partie de connexion 16 empêche le passage du fluide en direction de la partie terminale 11.
Une troisième partie de connexion 18 relie la partie terminale 10 à la partie de sortie 13. Le clapet anti-retour 19 dans cette partie de connexion 18 empêche
le passage du fluide en direction de la partie de sortie 13.
La quatrième partie de connexion 20 relie la partie terminale 11 à la partie de sortie 13 et le clapet anti-retour 21 dans la partie de connexion 20 empêche le passage du fluide en direction de la partie de sortie 13.
L'échangeur supplémentaire 22 assure avec un minimum de pertes de charge à l'aspiration au compresseur 3 une surchauffe des gaz aspirés. Les dimensions de sa première partie sont telles qu'elle fait office de tampon dans la conduite d'aspiration 6.
La pompe de chaleur comprend un seul et même dispositif de détente aussi bien pour le cycle de chauffage que pour le cycle de refroidissement. Ce dispositif est formé par un détendeur thermostatique 23 monté dans la
partie de sortie 13 de la conduite 10-21.
Le rôle du détendeur thermostatique 23 est de régler le débit du fluide calorigène en circulation et il est conçu de telle manière que la plus grande partie possible
de l'échangeur fonctionnant comme évaporateur soit remplie
de liquide sans cependant permettre à ce liquide d'atteindre le compresseur 3. Le fonctionnement du détendeur 23 est asservi au degré de surchauffe des gaz aspirés par le compresseur 3. Pour cette raison,l'élément sensible 24 du détendeur
23 est monté sur la conduite d'aspiration 6,soit en aval de l'échangeur supplémentaire 22,comme représenté aux figures, soit en amont de ce dernier.
Le détendeur 23 est un détendeur à action progressive et a été déterminé avec précision de manière à accroître largement la plage d'utilisation. Ce détendeur est muni d'une chambre d'égalisation externe permettant de tenir compte de la perte de charge dans l'échangeur 1 ou 2 fonctionnant comme évaporateur. De tels détendeurs thermostatiques
sont connus en soi. La chambre d'égalisation du détendeur est reliée par une prise de pression 25 à la conduite d'aspiration
6, à proximité de l'élément thermosensible 24.
Le circuit comprend également une conduite de dérivation 26 dont une extrémité est connectée à la partie
de sortie 13, entre l'échangeur supplémentaire 22 et le détendeur thermostatique 23, et dont l'autre extrémité est connectée à la partie terminale 10 de la conduite 10-21.
Dans cette conduite de dérivation 26 est montée
un détendeur supplémentaire 27 formant le détendeur de dégivrage. Ce détendeur de dégivrage 27 est donc monté en parallèle avec
le détendeur thermostatique 23.
Ce détendeur de dégivrage 27 est asservi à la pression du liquide injecté dans l'échangeur intérieur 1, c'est-à-dire à la pression dans la partie terminale 10 de la conduite 10-21 et dans la partie située entre cette partie terminale 10 et le détendeur de dégivrage 27, de la conduite
de dérivation 26. Le détendeur de dégivrage 27 s'ouvre dès
que cette pression descend en dessous de 4,5 bars absolus.
Un pressostat basse pression 28 monté sur la conduite d'aspiration 6 et un pressostat haute pression 29
monté sur la conduite de refoulement 5 protègent le compresseur
3 contre toute anomalie de fonctionnement.
Le circuit comprend en outre un détecteur de dégivrage. Ce dernier comprend à son tour un pressostat différentiel,un système de contrôle électronique et une sonde de température placée sur l'échangeur extérieur 2. Le détecteur
de dégivrage est connu en soi et n'est pas décrit en détail.
Le détecteur de dégivrage mesure le taux de givrage et commande l'initiation et la fin du cycle de dégivrage par un changement de position de la vanne d'inversion 4.
Un filtre déshydrateur 30 est encore monté dans la partie de sortie 13, entre l'échangeur thermique supplémentaire
22 et la connexion de la conduite de dérivation 26 à cette partie de sortie 13.
Au cours du cycle de chauffage, la vanne
d'inversion 4 se trouve dans sa position de chauffage représentée à la figure 1. Cette vanne relie d'une part
la conduite de refoulement 5 à la conduite 7 et donc au
côté gaz de l'échangeur intérieur 1, ce dernier fonctionnant alors comme condenseur, et d'autre part la conduite d'aspiration 6 à la conduite 8 et donc au côté gaz de l'échangeur extérieur 2, ce dernier fonctionnant alors comme évaporateur.
La circulation de fluide calorigène est indiquée
par des flèches à la figure 1.
Le fluide calorigène est aspiré par le compresseur
3 sous phase vapeur légèrement surchauffée. La surchauffe réalisée par l'échangeur thermique supplémentaire 22 est comprise entre 3 et 6 [deg.]C dans des conditions de travail extrêmes. Cette surchauffe est contrôlée d'une manière
précise par le détendeur thermostatique 23 à action progressive permettant un fonctionnement sur dans des
plages de débit et de pression larges.
Le fluide calorigène est comprimé par le compresseur 3 et dirigé via la vanne d'inversion 4 vers l'échangeur thermique intérieur 1 fonctionnant comme condenseur. Le fluide y passe sous phase liquide et y est sous-refroidi
de quelques degrés. Le liquide passe ensuite à travers la partie terminale 10,la partie de connexion 14 et le clapet anti-retour 15, la conduite d'entrée 12, l'échangeur
thermique 22, et la partie de sortie 13 avec le filtre 30
<EMI ID=4.1> la partie de connexion 20 avec le clapet anti-retour 21 et
la partie terminale 11. Le liquide est ensuite évaporé dans l'échangeur thermique extérieur 2 fonctionnant comme évaporateur. Le fluide calorigène quitte cet échangeur sous forme
de gaz et retourne au compresseur 3 à travers la conduite
8, la vanne d'inversion 4,la conduite d'aspiration 6
et l'échangeur thermique supplémentaire 22. Dans le cas où
les gaz aspirés comprennent encore des particules résiduelles de liquide , celles-ci sont instantanément évaporées dans l'échangeur 22. Les gaz aspirés par le compresseur 3 sont surchauffés dans cet échangeur 22.
La surchauffe du fluide calorigène a lieu quasi entièrement en aval de l'évaporateur 1 qui peut ainsi
être pratiquement complètement noyé. Le transfert thermique dans cet évaporateur est par conséquent sensiblement accru.
Au cour du cycle de refroidissement, la vanne d'inversion 4 se trouve dans sa position de refroidissement représentée à la figure 2. Cette vanne d'inversion 4 relie d'une part la conduite de refoulement 5 à la conduite 8 et d'autre part la conduite d'aspiration 6 à la conduite 7.
Le fluide calorigène est aspiré sous phase vapeur légèrement surchauffée par le compresseur 3. Après compression, ce fluide aboutit,sous phase de vapeur surchauffée à haute pression,
à l'échangeur extérieur 2 fonctionnant comme condenseur.
Comme indiqué par des flèches à la figure 2, le fluide arrive ensuite au détendeur thermostatique 23 à travers la partie terminale 11,la partie de connexion 16 avec le clapet antiretour 17, la partie d'entrée 12, l'échangeur supplémentaire 22, et la partie de sortie 13 avec le filtre 30. Le fluide est détendu par le détendeur 23 et atteint l'échangeur intérieur 1, fonctionnant comme évaporateur, à travers la partie de sortie
12, la partie de connexion 18 avec le clapet anti-retour 19
et la partie terminale 10. Le fluide est évaporé dans l'échangeur 1 et retourne sous phase gazeuse au compresseur 3 à travers la conduite 7, la vanne d'inversion 4, et la conduite d'aspiration 6. Ce fluide est surchauffé à nouveau dans l'échangeur 22 monté dans la conduite d'aspiration 6.
La surchauffe du fluide est à nouveau réalisée en aval de l'évaporateur 2 qui peut être pratiquement complètement noyé pour un rendement d'échange optimum.
Le cycle de dégivrage est un cas particulier du cycle de refroidissement. Alors que la pompe est normalement en repos immédiatement avant le cycle de refroidissement,cette pompe fonctionne en cycle de chauffage immédiatement avant le cycle de dégivrage.
Le dégivrage est initié par le changement de position de la vanne d'inversion 4 de la position de chauffage
à la position de refroidissement.
Dans le cycle de refroidissement, tout comme dans le cycle de chauffage,la pression dans la partie terminale 10 et dans la partie située entre cette partie terminale 10 et le détendeur de dégivrage 27,de la conduite 26 ne descend pas en dessous de 5 bars absolus et le détendeur de dégivrage 27 reste fermé. Lors du cycle de dégivrage,par contre,cette pression descend plus bas. En effet :
Dès que le dégivrage commence,la pression dans l'échangeur intérieur 1 chute. Cet échangeur était situé en aval du compresseur dans le cycle de chauffage et est maintenant situé en amont de ce compresseur 3. L'échangeur intérieur 1 se décharge dans la conduite d'aspiration et dans la première partie de l'échangeur thermique supplémentaire 22. Le niveau
de liquide dans l'échangeur 1 va avoir tendance à diminuer.
La pression de refoulement au compresseur 3 a également chuté lors de l'inversion de la vanne 4 puisque ce compresseur est connecté à l'échangeur extérieur 2 qui était,
au cours du cycle de chauffage,sous basse pression.
La différence de pression entre l'échangeur exté-
<EMI ID=5.1> en résulte une sous-alimentation de l'échangeur intérieur 1 devenu évaporateur, à cause du détendeur thermostatique 23.
Lorsque la pression à l'injection de l'échangeur intérieur l,c'est-à-dire dans la partie terminale 10 et donc à la sortie du détendeur de dégivrage 27,descend en dessous de 4,5 bars, ce détendeur de dégivrage 27 s'ouvre. La pression d'évaporation descend un court instant jusqu'à 2 bars pour remonter rapidement à 4,5 bars grâce au fait que le détendeur de dégivrage 27 accélère le retour de liquide dans l'échangeur intérieur 1. Dès lors, le rendement thermique de celui-ci est accru et le compresseur 3 aspirant des gaz plus denses,puisqu'à plus haute pression, l'apport calorifique à l'échangeur extérieur 2,devenu condenseur,est accéléré.
Le dégivrage de l'échangeur extérieur s'effectue rapidement et la pression de condensation dans cet échangeur 2 remonte rapidement,d'autant plus que cet échangeur a été drainé de liquide par l'action du détendeur de dégivrage 27.
Le sens de circulation du fluide calorigène au cours du cycle de dégivrage est indiqué par des flèches à la figure 3.
Pour une température extérieure de O[deg.]C et une humidité relative de 90 %, le dégivrage aura lieu toutes les heures environ. Si la durée de dégivrage pour une pompe à chaleur conventionnelle est de 6 minutes,cette durée est réduite à 4,5 minutes avec une pompe à chaleur comme décrite ciavant.
Dès que la sonde de température du détecteur de dégivrage détecte une température de condensation dans l'échangeur extérieur 2 de 18 [deg.]C, le détecteur de dégivrage met fin au cycle de dégivrage et la vanne d'inversion 4 est remise en position de chauffage. Entre-temps,l'échangeur extérieur 2 a été correctement drainé et le risque de retour de liquide au compresseur 3 lors du repassage en cycle de chauffage est éliminé. Les quelques particules de liquide qui pourraient
1 encore être entraînées avec les vapeurs aspirées par le compresseur 3 seront évaporées rapidement dans l'échangeur thermique 22.
Dans la pompe à chaleur décrite ci-devant,les pertes de charge à l'aspiration au compresseur sont limitées au minimum. Les clapets anti-retour 15,17,19 et 21 sont dans tous les cas situés dans la conduite 10-21 reliant les côtés liquide des échangeurs 1 et 2 et la perte de charge dans ces clapets n'affecte en rien le travail moteur du compresseur 3.
A cause de la surchauffe des gaz aspirés par le compresseur 3,1e rendement thermique de l'échangeur fonctionnant comme évaporateur est amélioré.
La durée du cycle de dégivrage est raccourcie grâce à l'action du détendeur de dégivrage 27. Ce détendeur 27 ne permet pas seulement de réinjecter du liquide dans l'échangeur intérieur l,durant le cycle de dégivrage,mais ce détendeur 27 empêche également une trop forte chute de pression dans le carter du compresseur 3 et évite que le compresseur soit vidé de son huile ou qu'une rupture mécanique du compresseur soit provoquée par l'aspiration d'une émulsion. La protection par le pressostat basse pression 28 redevient également efficace.
Le retour d'huile au compresseur est possible dans toutes les circonstances de travail.
Le maintien d'une pression élevée à l'aspiration au compresseur 3 durant le cycle de dégivrage permet d'augmenter le tarage du pressostat basse pression 28 et de le rendre réellement efficace en cas de fuite de fluide de transfert.
En effet :
Durant le cycle de refroidissement, la pression d'aspiration ne peut pas descendre en dessous de 4,5 bars.
En dessous de cette pression, la valve de dégivrage 27 s'ouvre.
Durant le cycle dégivrage, la pression d'aspiration ne descendra pas en dessous de 2 bars absolus. La pression d'aspiration ne / descendra pas en dessous de cette valeur au cours du cycle de chauffage,même par une température extérieure de - 20[deg.]C. On peut donc placer un pressostat basse pression 2P taré à environ 1,5 bar absolu. Le tarage de la protection pour une pompe à chaleur conventionelle doit être plus bas compte tenu de la chute de pression pendant le dégivrage. Dans ces pompes connues,la protection ne joue plus alors de rôle efficace en cas de perte de fluide calorigène.
Il doit être entendu que l'invention n'est nullement limitée à la forme d'exécution décrite ci-avant et que bien des modifications peuvent y être apportées, notamment quant à la forme, à la disposition, à la composition et au nombre des éléments intervenant dans sa réalisation.
"Heat pump".
The present invention relates to a pump
with reversible circuit heat for a transfer fluid, this circuit comprising:
- an indoor heat exchanger,
- an external heat exchanger,
- a compressor,
- a discharge line connected to the discharge side of the compressor,
- a suction line connected to the suction side of the compressor,
- a pipe connected to the gas side of the indoor exchanger,
- a pipe connected to the gas side of the external exchanger,
- a pipe connecting the liquid side of the indoor heat exchanger and the liquid side of the outdoor heat exchanger,
- a reversing valve connecting in one position;
called heating, on the one hand the discharge pipe to the pipe connected to the gas side of the indoor exchanger, this exchanger then working as a condenser, and on the other hand the suction pipe to the pipe connected to the gas side of the external exchanger, this exchanger then working as an evaporator, and connecting in another position, called cooling, on the one hand the discharge pipe to the pipe connected to the gas side of the external exchanger, this exchanger then working as a condenser and on the other hand the suction pipe to the pipe connected to the gas side of the interior exchanger, the latter then working as an evaporator, and
- an expansion device in the pipe connecting the liquid sides of the exchangers to each other, regulating the flow of the fluid.
In known heat pumps of this kind, an anti-liquid blow bottle is mounted in the suction line of the compressor to avoid any risk of liquid being sucked in by the compressor, especially at start-up or when the cycle is reversed. heating in cooling cycle, for example for defrosting the exchanger working as an evaporator.
However, this bottle of liquid has the disadvantage of a relatively high pressure drop over
compressor suction line, reducing capacity
and the coefficient of performance of the heat pump.
In addition, part of the compressor lubricating oil, circulating in the circuit, will tend to accumulate in the bottle.
To return the oil to the compressor, the swan neck end of the suction line is provided at its lowest point, i.e. below the level of the
liquid in the bottle, of a calibrated orifice, through which the oil and a little liquid are sucked in by venturi effect. When the fluid flow rate is low, for example
at low outside temperature, the venturi effect is weak
and a relatively large amount of oil accumulates
in the bottle. The lubrication of the compressor can thus become marginal.
In the case where the external exchanger is an external air / transfer fluid exchanger, the bottle also contributes to reducing the performance of the heat pump due to the phenomenon of icing on the evaporator. Indeed, at the end of the defrosting cycle, a large part of the liquid phase fluid is in the external exchanger. When the cycle is reversed, to return to the heating cycle, liquid will be drawn in and must be separated from the vapor phase in the liquid bottle. A significant amount of liquid must be re-evaporated before obtaining normal heating performance.
The object of the invention is to remedy these drawbacks and to provide a heat pump, in which not only the suction of liquid by the compressor is avoided but in which also the pressure drops on suction to the compressor are limited to minimum, the efficiency of the exchanger working as an evaporator is improved, and the return of oil to the compressor is allowed in all circumstances.
For this purpose, the circuit comprises an additional heat exchanger, a first part of which is mounted in the suction pipe and a second part is mounted in the pipe connecting together the liquid side of the external exchanger and the liquid side of the indoor heat exchanger.
The circulating fluid in the gas phase is slightly overheated in the additional heat exchanger before being sucked up by the compressor.
In a particular embodiment of the invention, the second part of the additional heat exchanger is mounted in the pipe connecting the liquid sides of the interior and exterior exchangers upstream of the place where the expansion device expands the fluid , both for the heating position and for the cooling position of the reversing valve.
In an effective embodiment of the invention, the section of the passage of the fluid of the first part is larger than the internal section of the suction pipe.
In this embodiment, the first part of the additional exchanger constitutes an expansion chamber. If liquid particles are present in the fluid entering the additional heat exchanger, these will be sprayed and evaporated quickly.
/ In an efficient embodiment of the invention, the additional heat exchanger is a counter-current exchanger, and the pipe connecting the liquid side of the interior exchanger to the liquid side of the exterior exchanger comprises:
- a terminal part connected to the liquid side of the interior exchanger,
- a terminal part connected to the liquid side of the external exchanger,
- an input part connected to the input of the second part of the additional exchanger,
- an output part connected to the output of this second part,
- a first connection part between the inlet part and the terminal part connected to the interior exchanger,
- a non-return valve in this connection part, preventing the passage of the fluid in the direction of the terminal part connected to the internal exchanger,
- a second connection part between the above-mentioned inlet part and the terminal part connected to the external exchanger,
- a non-return valve in this second connection part preventing the passage of the fluid in the direction of the terminal part connected to the external exchanger,
a third connection part between the above-mentioned outlet part and the terminal part connected to the interior exchanger,
a means in this third connection part which can prevent the passage of the fluid towards the outlet part,
a fourth connection part between the above-mentioned outlet part and the terminal part connected to the external exchanger,
and - a means in this fourth connection part capable of preventing the passage of the fluid towards the outlet part.
In this embodiment, the direction of circulation of the fluid through the second part of the additional exchanger is always the same, whatever the position of the reversing valve. The fluid circulates against the current of the fluid which circulates through the first part of the exchanger. Because of the reversing valve, the latter fluid also always flows in the same direction.
The means in the third and fourth connection parts can each be formed by solenoid valves but they are preferably non-return valves preventing the passage of the fluid towards the outlet part.
The expansion device advantageously comprises a single expansion member for regulating the flow rate both in the heating cycle and in the cooling cycle, this member being mounted in one of the parts formed by the two end parts, the inlet part. and the exit part.
The expansion device is effectively a thermostatic expansion valve, the sensitive element of which is placed on the suction pipe. This sensitive element can be placed both downstream and upstream of the additional heat exchanger.
The invention also relates to a
heat of the type in question, the external heat exchanger of which is an external air / transfer fluid exchanger.
In a heat pump of this type, in normal cycle, that is to say in heating cycle, the external exchanger works as an evaporator. The outside air is cooled there and this cooling is accompanied by dehumidification. The relative air humidity is variable, but it generally exceeds 75% for
<EMI ID = 1.1> to O [deg.] C. The moisture dripping on the evaporator becomes frost when the contact temperature on the fins
<EMI ID = 2.1>
evaporation temperature of -2.5 [deg.] C approximately. The frost which
forms reduces the air flow and therefore the heat transfer. The evaporation temperature gradually decreases and it is therefore necessary to defrost the evaporator. This can be done in a fixed cyclic manner or on the basis of a measurement of the actual icing carried out for example by a differential pressure switch measuring the pressure drop on the air at the evaporator.
The defrost cycle is actually a cooling cycle and is initiated by changing the reversing valve from its heating position to its cooling position.
In known heat pumps, the defrost circuit is even identical to the cooling circuit and it is the expansion member regulating the flow during the cooling cycle which also regulates the flow during defrost.
The defrosting of these known heat pumps is relatively long.
In fact, when the heating cycle is inverted in the defrosting cycle, the discharge pressure of the compressor drops suddenly, while the suction pressure rises. Due to the small difference
resulting pressure, the circulating fluid flow
through the expansion device is very weak and even almost zero when this device is constituted by a capillary tube. It follows that the pressure in the indoor heat exchanger become evaporator decreases while the liquid accumulates in the outdoor heat exchanger become condenser.
The pressure in the evaporator thus drops to a pressure close to atmospheric pressure. The heating power for defrosting is therefore low.
In addition, the sudden drop in pressure in the suction line has the effect of evaporating the fluid in the liquid phase contained in the oil of the compressor housing. There is then a simultaneous risk of lack of lubrication and a liquid blow.
The invention also aims to remedy these drawbacks and to provide a heat pump whose defrost cycle is relatively short and whose risk of lack of lubrication and liquid blow is eliminated.
For this purpose, the circuit comprises a bypass line connected by its ends to the line connecting together the liquid sides of the indoor and outdoor heat exchangers and mounted in parallel with the expansion device regulating the flow rate in the heating cycle and in the cooling cycle. , as well as an additional regulator known as defrost, mounted in this bypass line, regulating the flow during the defrost cycle and opening when the injection pressure on the liquid side of the interior exchanger drops below a determined value.
The defrost regulator, which opens as soon as the injection pressure at the interior exchanger drops below a determined value, accelerates the return of liquid to this exchanger. Consequently, the thermal efficiency thereof is increased. Since the compressor sucks denser vapors or gases, since at higher pressure, the heat input to the external exchanger, which has become condenser, is accelerated. The pressure regulator also prevents too great a pressure drop in the compressor housing, a pressure drop which could empty the compressor of its oil.
The use of a defrost regulator is
/ particularly effective in a heat pump according to one or other of the embodiments described in the first place, that is to say in a pump whose circuit includes an additional heat exchanger in the suction pipe.
Other features and advantages of the invention will emerge from the following description of a heat pump according to the invention; this description is given
by way of nonlimiting example and with reference to the appended drawings, in which:
Figure 1 is a schematic representation of a heat pump according to the invention, in which the circulation of the transfer fluid during the heating cycle has been indicated by arrows. Figure 2 is a schematic representation similar to that of Figure 1 but in which the circulation of the fluid has been shown during the cooling cycle. Figure 3 is a schematic representation similar to those of the previous figures but in which the circulation of the fluid has been shown during the defrosting cycle.
In the various figures, the same reference numbers refer to identical elements.
The heat pump according to the figures is a reversible circuit pump capturing energy from the outside air. A transfer fluid or circulating fluid circulates in the circuit.
This reversible circuit usually comprises an interior heat exchanger 1, an exterior heat exchanger 2, a compressor 3, a reversing valve 4, a discharge line 5 connecting the
discharge side of compressor 3 at reversing valve 4,
<EMI ID = 3.1>
compressor 3 at the reversing valve 4, a pipe 7 connecting the "gas or steam" side of the interior heat exchanger 1 to the reversing valve 4 and a pipe 8 connecting the "gas or steam" side of the outdoor heat exchanger 2 at the reversing valve 4.
The heat exchangers 1 and 2 are of known construction and are therefore not described in detail below. The interior exchanger 1 is a circulating fluid / heating fluid exchanger. In the case of hot air heating, this heating fluid is air and the exchanger 1 comprises a tubular bundle provided with fins and traversed by the circulating fluid. In the case of a heating equipped with water radiators the fluid
heating is water and the exchanger 1 comprises a coil mounted in the water and traversed by the circulating fluid. The external exchanger 2 is a circulating fluid / free air exchanger and comprises a tubular bundle provided with fins and traversed by the circulating fluid.
This circulating fluid is generally a chlorinated and fluorinated derivative of methane or ethane.
The compressor 3 is also of known construction and is not described in detail below. A heating resistor 9 is mounted in the compressor housing.
The "liquid" sides of exchangers 1 and 2
are interconnected by a pipe comprising an expansion device but this is achieved in a particular way according to the invention.
The above pipe is a composite pipe comprising a first terminal part 10, connected
on the liquid side of the interior exchanger 1, a second end portion 11 connected to the liquid side of the exterior exchanger 2, a central portion 12,13, and a non-return manifold 14-21 connecting the end portions
10 and 11 and the central part 12.13 between them and comprising four connection parts 14, 16, 18 and 20 and four non-return valves 15, 17, 19 and 21.
According to the invention, the circuit comprises an additional heat exchanger 22 against the current,
a first part of which is mounted in the above-mentioned suction line 6 and a second part of which is mounted
in the central part 12,13 aforesaid.
The second part of the exchanger 22 is a tube provided with fins which is mounted vertically inside the first part formed by a vertical tube. The first part has a larger passage section than the passage section of the suction line 6.
The direction of circulation of circulating fluid in the suction pipe 6 and therefore also through the first part of the exchanger 22 is obviously always
towards the compressor 3. The direction of circulation of the circulating fluid through the second part of this exchanger 22 must be against the current and therefore also always be the same, which is achieved thanks to the non-return collector 14-21 as it will be described below.
The second part of the additional exchanger
22 consequently divides the central part 12, 13 into an inlet part 12 and an outlet part 13 for the circulating fluid.
A first connection part 14 of the non-return manifold 14-21 connects the end part 10 of the pipe 10-21 to the inlet part 12. The non-return valve 15 mounted in this connection part 14 prevents circulation of the circulating fluid towards
the terminal part 10.
A second connection part 16 connects
the end part 11 to this inlet part 12. The non-return valve 17 mounted in the connection part 16 prevents the passage of the fluid in the direction of the end part 11.
A third connection part 18 connects the end part 10 to the outlet part 13. The non-return valve 19 in this connection part 18 prevents
the passage of the fluid in the direction of the outlet part 13.
The fourth connection part 20 connects the end part 11 to the outlet part 13 and the non-return valve 21 in the connection part 20 prevents the passage of the fluid in the direction of the outlet part 13.
The additional exchanger 22 ensures, with a minimum pressure drop on the suction to the compressor 3, that the aspirated gases overheat. The dimensions of its first part are such that it acts as a buffer in the suction line 6.
The heat pump includes a single expansion device for both the heating cycle and the cooling cycle. This device is formed by a thermostatic expansion valve 23 mounted in the
outlet part 13 of line 10-21.
The role of the thermostatic expansion valve 23 is to regulate the flow of circulating circulating fluid and it is designed in such a way that as much as possible
of the exchanger operating as an evaporator is filled
of liquid without however allowing this liquid to reach the compressor 3. The operation of the regulator 23 is controlled by the degree of overheating of the gases sucked in by the compressor 3. For this reason, the sensitive element 24 of the regulator
23 is mounted on the suction pipe 6, either downstream of the additional exchanger 22, as shown in the figures, or upstream of the latter.
The regulator 23 is a progressive action regulator and has been precisely determined so as to greatly increase the range of use. This regulator is provided with an external equalization chamber allowing to take account of the pressure drop in the exchanger 1 or 2 operating as an evaporator. Such thermostatic expansion valves
are known per se. The equalization chamber of the regulator is connected by a pressure tap 25 to the suction pipe.
6, near the heat-sensitive element 24.
The circuit also includes a bypass line 26, one end of which is connected to the part
outlet 13, between the additional exchanger 22 and the thermostatic expansion valve 23, and the other end of which is connected to the terminal part 10 of the pipe 10-21.
In this bypass line 26 is mounted
an additional regulator 27 forming the defrost regulator. This defrost regulator 27 is therefore mounted in parallel with
the thermostatic expansion valve 23.
This defrost regulator 27 is controlled by the pressure of the liquid injected into the interior exchanger 1, that is to say the pressure in the terminal part 10 of the pipe 10-21 and in the part situated between this terminal part. 10 and the defrost regulator 27, of the line
bypass 26. The defrost regulator 27 opens as soon as
that this pressure drops below 4.5 bar absolute.
A low pressure switch 28 mounted on the suction line 6 and a high pressure switch 29
mounted on the discharge line 5 protect the compressor
3 against any malfunction.
The circuit further includes a defrost detector. The latter in turn comprises a differential pressure switch, an electronic control system and a temperature probe placed on the external exchanger 2. The detector
defrost is known per se and is not described in detail.
The defrost sensor measures the rate of icing and controls the initiation and end of the defrost cycle by changing the position of the reversing valve 4.
A filter drier 30 is also mounted in the outlet part 13, between the additional heat exchanger
22 and the connection of the bypass pipe 26 to this outlet part 13.
During the heating cycle, the valve
switch 4 is in its heating position shown in Figure 1. This valve connects on the one hand
the discharge pipe 5 to the pipe 7 and therefore to the
gas side of the indoor exchanger 1, the latter then operating as a condenser, and on the other hand the suction line 6 to the pipe 8 and therefore on the gas side of the outdoor exchanger 2, the latter then operating as an evaporator.
Circulation of circulating fluid is indicated
by arrows in Figure 1.
Circulating fluid is sucked in by the compressor
3 under slightly overheated vapor phase. The overheating achieved by the additional heat exchanger 22 is between 3 and 6 [deg.] C under extreme working conditions. This overheating is controlled in a way
precise by the thermostatic expansion valve 23 with progressive action allowing operation on in
wide flow and pressure ranges.
The circulating fluid is compressed by the compressor 3 and directed via the reversing valve 4 to the interior heat exchanger 1 functioning as a condenser. The fluid passes there in the liquid phase and is sub-cooled there.
a few degrees. The liquid then passes through the terminal part 10, the connection part 14 and the non-return valve 15, the inlet pipe 12, the exchanger
thermal 22, and the outlet part 13 with the filter 30
<EMI ID = 4.1> the connection part 20 with the non-return valve 21 and
the terminal part 11. The liquid is then evaporated in the external heat exchanger 2 operating as an evaporator. Circulating fluid leaves this exchanger in the form
gas and returns to compressor 3 through the line
8, the reversing valve 4, the suction line 6
and the additional heat exchanger 22. In the event that
the aspirated gases also comprise residual particles of liquid, these are instantly evaporated in the exchanger 22. The gases aspirated by the compressor 3 are superheated in this exchanger 22.
The circulating fluid overheats takes place almost entirely downstream of the evaporator 1 which can thus
be almost completely drowned. The heat transfer in this evaporator is therefore significantly increased.
During the cooling cycle, the reversing valve 4 is in its cooling position shown in FIG. 2. This reversing valve 4 connects on the one hand the discharge line 5 to the line 8 and on the other hand from suction line 6 to line 7.
The circulating fluid is sucked up in the slightly superheated vapor phase by the compressor 3. After compression, this fluid ends up in the superheated vapor phase at high pressure,
to the external exchanger 2 functioning as a condenser.
As indicated by arrows in FIG. 2, the fluid then arrives at the thermostatic expansion valve 23 through the terminal part 11, the connection part 16 with the non-return valve 17, the inlet part 12, the additional exchanger 22, and the outlet part 13 with the filter 30. The fluid is expanded by the pressure reducer 23 and reaches the internal exchanger 1, operating as an evaporator, through the outlet part
12, the connection part 18 with the non-return valve 19
and the terminal part 10. The fluid is evaporated in the exchanger 1 and returns in the gaseous phase to the compressor 3 through the pipe 7, the reversing valve 4, and the suction pipe 6. This fluid is again overheated in the exchanger 22 mounted in the suction line 6.
The fluid overheating is again carried out downstream of the evaporator 2 which can be practically completely submerged for optimum exchange efficiency.
The defrost cycle is a special case of the cooling cycle. While the pump is normally idle immediately before the cooling cycle, this pump operates in the heating cycle immediately before the defrost cycle.
Defrosting is initiated by changing the position of the reversing valve 4 from the heating position
to the cooling position.
In the cooling cycle, as in the heating cycle, the pressure in the terminal part 10 and in the part situated between this terminal part 10 and the defrost regulator 27, of the pipe 26 does not drop below 5 bars and the defrost regulator 27 remains closed. During the defrost cycle, however, this pressure drops lower. Indeed :
As soon as the defrost begins, the pressure in the indoor heat exchanger 1 drops. This exchanger was located downstream of the compressor in the heating cycle and is now located upstream of this compressor 3. The interior exchanger 1 discharges into the suction line and into the first part of the additional heat exchanger 22. Level
of liquid in the exchanger 1 will tend to decrease.
The discharge pressure at compressor 3 also dropped during the reversal of valve 4 since this compressor is connected to the external exchanger 2 which was,
during the heating cycle, under low pressure.
The pressure difference between the external exchanger
<EMI ID = 5.1> results in an under-supply of the interior exchanger 1 which has become an evaporator, because of the thermostatic expansion valve 23.
When the pressure at the injection of the interior exchanger l, that is to say in the terminal part 10 and therefore at the outlet of the defrost regulator 27, drops below 4.5 bars, this defrost regulator 27 opens. The evaporation pressure drops for a short time to 2 bars to quickly rise to 4.5 bars thanks to the fact that the defrost regulator 27 accelerates the return of liquid in the indoor exchanger 1. Consequently, the thermal efficiency of this is increased and the compressor 3 sucks denser gases, since at higher pressure, the heat input to the external exchanger 2, which has become condenser, is accelerated.
The external exchanger is defrosted quickly and the condensation pressure in this exchanger 2 rises quickly, all the more since this exchanger has been drained of liquid by the action of the defrosting regulator 27.
The direction of circulation of circulating fluid during the defrost cycle is indicated by arrows in Figure 3.
For an outdoor temperature of O [deg.] C and a relative humidity of 90%, defrosting will take place approximately every hour. If the defrosting time for a conventional heat pump is 6 minutes, this time is reduced to 4.5 minutes with a heat pump as described above.
As soon as the defrost detector temperature sensor detects a condensing temperature in the outdoor heat exchanger 2 of 18 [deg.] C, the defrost detector ends the defrosting cycle and the reversing valve 4 is put back in position of heating. Meanwhile, the external exchanger 2 has been properly drained and the risk of liquid returning to the compressor 3 during ironing in the heating cycle is eliminated. The few particles of liquid that could
1 still be entrained with the vapors sucked in by the compressor 3 will be quickly evaporated in the heat exchanger 22.
In the heat pump described above, the pressure losses at the compressor suction are limited to a minimum. The non-return valves 15, 17, 19 and 21 are in all cases located in the line 10-21 connecting the liquid sides of the exchangers 1 and 2 and the pressure drop in these valves does not affect the engine work of the compressor 3.
Due to the overheating of the gases sucked in by the compressor, the thermal efficiency of the exchanger operating as an evaporator is improved.
The duration of the defrosting cycle is shortened by the action of the defrosting regulator 27. This regulator 27 does not only make it possible to reinject liquid into the interior exchanger 1, during the defrosting cycle, but this regulator 27 also prevents a too high a pressure drop in the compressor casing 3 and prevents the compressor from being emptied of its oil or a mechanical rupture of the compressor being caused by the aspiration of an emulsion. Protection by the low pressure switch 28 also becomes effective again.
Oil return to the compressor is possible under all working circumstances.
Maintaining a high suction pressure at the compressor 3 during the defrosting cycle makes it possible to increase the setting of the low pressure switch 28 and to make it really effective in the event of a leakage of transfer fluid.
Indeed :
During the cooling cycle, the suction pressure cannot drop below 4.5 bars.
Below this pressure, the defrost valve 27 opens.
During the defrosting cycle, the suction pressure will not drop below 2 bar absolute. The suction pressure will not fall below this value during the heating cycle, even at an outside temperature of - 20 [deg.] C. We can therefore place a 2P low pressure switch set to about 1.5 bar absolute. The protection rating for a conventional heat pump must be lower given the pressure drop during defrosting. In these known pumps, the protection no longer plays an effective role in the event of loss of circulating fluid.
It should be understood that the invention is in no way limited to the embodiment described above and that many modifications can be made thereto, in particular as to the form, the arrangement, the composition and the number of elements involved in its realization.