IT202100007316A1 - Metodo di gestione di una pompa di calore operante con un fluido operativo a basso impatto ambientale - Google Patents

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Marco Molteni
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Description

DESCRIZIONE
annessa a domanda di Brevetto per Invenzione Industriale avente per titolo:
?METODO DI GESTIONE DI UNA POMPA DI CALORE OPERANTE CON UN FLUIDO OPERATIVO A BASSO IMPATTO AMBIENTALE?
DESCRIZIONE
Oggetto della presente invenzione ? una pompa di calore, ad esempio di un apparato di condizionamento di un ambiente residenziale e/o industriale, basato su un ciclo termodinamico a compressione/espansione di un fluido operativo a basso impatto ambientale e suscettibile di garantire condizioni ottimali di funzionamento e massima efficienza e prestazioni.
Pi? precisamente, forma oggetto della presente invenzione un metodo o logica di gestione di detta pompa di calore in grado di assicurare ottimali condizioni operative e prestazionali e di preservare la funzionalit? dei suoi componenti meccanici, in particolare del suo compressore.
Ancora pi? precisamente, oggetto della presente invenzione ? un metodo o logica di gestione di una pompa di calore in grado di ottimizzare la temperatura di un fluido operativo a basso impatto ambientale allo scarico del compressore (da qui in poi detta ?temperatura di mandata? del compressore), cos? da assicurarne la massima affidabilit? (eliminando cio? qualsiasi rischio di rottura e malfunzionamenti) e garantendo lo stesso campo (o envelope) operativo di detto apparato di condizionamento con refrigeranti a pi? altro GWP.
In particolare, l?invenzione si inserisce nel settore degli apparati di condizionamento a pompa di calore per ambienti residenziali e/o industriali (o simili ambiti), dove per ?condizionamento? ? da intendersi indifferentemente ?riscaldamento? o ?raffrescamento?, preferibilmente realizzati tramite energia elettrica.
Come noto, il condizionamento di un edificio viene ottenuto attraverso l?impiego di apparati ed impianti termodinamici che comprendono almeno una macchina termodinamica configurata per riscaldare o raffreddare un fluido termovettore (ad es. acqua o aria) destinato a raggiungere, tramite specifici dispositivi e/o circuiti di distribuzione, i vari ambienti di detto edificio per rilasciarvi parte della sua energia termica o attingendone dagli stessi.
Note macchine termodinamiche sono, ad esempio, le cosiddette pompe di calore (abbreviabili, da qui in poi, anche con l?acronimo HP) nelle quali un fluido operativo, che circola in un circuito refrigerante, viene evaporato a bassa temperatura, portato ad alta pressione, condensato ed infine ricondotto alla pressione di evaporazione.
Dette pompe di calore comprendono, pertanto:
- almeno un primo scambiatore di calore in cui il fluido operativo assorbe, a pressione costante, energia termica da un primo fluido F.f che si trova ad una prima temperatura T.f,
- almeno un secondo scambiatore di calore, in cui il medesimo fluido operativo cede, a pressione costante, parte della sua energia termica ad un secondo fluido F.c che si trova ad una seconda temperatura T.c > T.f,
- un compressore azionato da un motore e progettato per comprimere detto fluido operativo tra una sua pressione minima, che ha all?uscita del primo scambiatore, alla pressione massima che ha all?imbocco del secondo scambiatore,
- una valvola di laminazione che realizza un?espansione, ad entalpia sostanzialmente costante, ed un raffreddamento del fluido operativo. Detto primo fluido termovettore F.f da cui si attinge calore ? anche chiamato ?pozzo freddo? mentre il secondo fluido termovettore F.c cui si cede calore ? conosciuto anche con il termine di ?pozzo caldo?.
Le pompe di calore dove il pozzo freddo ? costituito da aria ed il pozzo caldo da acqua sono dette pompe di calore ?aria-acqua? (o viceversa ?acquaaria?).
Il circuito refrigerante della suddetta pompa di calore, come noto, pu? essere commutato tra una modalit? di funzionamento in ?raffrescamento? ed una modalit? di funzionamento in ?riscaldamento? (e viceversa) con detti primo e secondo scambiatore di calore che possono pertanto funzionare, all?occorrenza, o da condensatore o da evaporatore.
Quanto fin qui detto ? visivamente mostrato nel diagramma p-h (pressione-entalpia) di fig. 1 che mostra un tipico ciclo frigorifero A-B-C-D ad espansione/compressione di un refrigerante, ad es. del noto gas R410A, in cui:
- il tratto A-B rappresenta la fase di compressione del refrigerante proveniente dall?evaporatore, detto refrigerante essendo in genere scaricato dal compressore sotto forma di vapore surriscaldato con una pressione ed una corrispondente temperatura, da qui in poi dette rispettivamente, pressione e temperatura di mandata,
- il tratto B-C rappresenta la successiva fase di raffreddamento e condensazione isobarica del refrigerante durante la quale dissipa il suo calore attraverso un condensatore passando da uno stato di vapore surriscaldato ad uno stato di liquido saturo o sottoraffreddato,
- il tratto C-D rappresenta la decompressione del medesimo refrigerante attraverso la valvola di laminazione o espansione cos? da avere all?ingresso dell?evaporatore un refrigerante in condizioni di liquido sottoraffreddato o saturo o preferibilmente in condizioni bifasiche liquido-vapore (come nell?esempio in fig.1 ? punto D),
- il tratto D-A rappresenta l?evaporazione isobarica del refrigerante nell?evaporatore fino ad un grado di surriscaldamento maggiore o uguale a zero cos? da avere all?aspirazione del compressore, rispettivamente, vapore surriscaldato (punto A di fig.1) o saturo (punto A? di fig. 1).
Normative su dette macchine termiche e relativi circuiti refrigeranti via via sempre pi? stringenti in materia ambientale stanno progressivamente imponendo l?uso di fluidi refrigeranti a basso impatto ambientale (anche conosciuti come refrigeranti a ridotto o basso GWP ? Global Warming Potential).
Ad esempio, dal 2015 in Europa ? entrata in vigore una nuova normativa, nota come ?Certificazione F-GAS?, che impone di ridurre progressivamente l?uso di quei gas refrigeranti che contribuiscono sensibilmente all?effetto serra terrestre ed al conseguente riscaldamento globale.
Tale normativa prevede che entro il 2030 la ?CO2 equivalente? (misura che esprime l'impatto sul riscaldamento globale di una certa quantit? di ?gas serra? rispetto alla stessa quantit? di anidride carbonica) attualmente imputabile a gas refrigeranti ad effetto serra o inquinanti sia ridotta dell?80%.
Molte Case e Produttori di pompe di calore o simili dispositivi di condizionamento stanno pertanto sostituendo i ?tradizionali? gas refrigeranti ad elevato effetto serra (ad es. il gi? citato R410A) con fluidi operativi meno inquinanti.
Si ? trovato ad esempio molto vantaggioso ed economico l?impiego di un gas refrigerante a ridotto GWP, noto come R32, appartenente al gruppo degli idrofluorocarburi e consistente in un difluorometano (formula chimica: CH2F2).
Tale refrigerante (o altri simili appartenenti alla stessa famiglia o a gruppi affini), sebbene a basso impatto ambientale, non ? per? esente da problemi.
In particolare, come mostrato in fig. 4a, ipotizzandone un?aspirazione al compressore in uno stato di vapore saturo o surriscaldato, l?R32 (o simili/equivalenti refrigeranti) ha lo svantaggio, rispetto ai refrigeranti fin qui maggiormente impiegati (R410A) con i quali, nel grafico in figura, ? confrontato, di aumentare sensibilmente la temperatura di mandata del compressore della pompa di calore (a parit?, ovviamente, delle altre condizioni operative dell?apparato di condizionamento quali, ad es., le temperature di condensazione ed evaporazione).
Vi ? pertanto il rischio che le temperature di mandata del compressore derivanti dalla compressione di un refrigerante a basso impatto ambientale possa avvicinarsi e talvolta superare il limite massimo imposto dal compressorista con effetti negativi sia sui vari componenti meccanici del compressore sia sulle caratteristiche chimico-fisiche dell?olio lubrificante in esso presente per la lubrificazione delle parti in movimento.
? noto infatti come a temperature di mandata troppo elevate possano corrispondere indesiderati surriscaldamenti del motore elettrico del compressore, ed una compromissione delle propriet? lubrificanti dell?olio con inevitabili rischi di guasti e malfunzionamenti.
Per mantenere la temperatura di mandata sostanzialmente pari a quella dei tradizionali refrigeranti ed evitare le suddette problematiche ? noto limitare la temperatura minima di evaporazione a parit? di temperatura di condensazione (si veda, a tal proposito, la fig. 4c) o, viceversa, limitare la temperatura massima di condensazione a pari evaporazione (fig. 4b) o, infine, attuare una combinazione tra le due limitazioni della temperatura di evaporazione e della temperatura di condensazione; in tutti questi casi, per?, si ha quindi una sensibile riduzione del campo operativo della pompa di calore rispetto a quello assicurato dai tradizionali refrigeranti fin qui utilizzati, quali l?R410A.
Nel corso degli ultimi anni si sono pertanto studiate alcune soluzioni allo scopo di ?ottimizzare? la temperatura di mandata di refrigeranti a basso impatto ambientale, senza deteriorare l?efficienza del compressore e/o le prestazioni del ciclo frigorifero.
Ad esempio, nel campo delle macchine e degli apparati di raffrescamento/riscaldamento ? stata sviluppata la cosiddetta tecnologia ?EVI? (Enhanced Vapor Injection) consistente nell?iniezione di vapore in uno stadio intermedio del processo di compressione cos? da assicurare il raggiungimento di un duplice beneficio:
- un aumento della capacit? di riscaldamento a parit? della cilindrata del compressore, ed
- una desiderata riduzione della temperatura di mandata del compressore. Tale tecnologia prevede che del refrigerante liquido, estratto dal lato ad alta pressione del ciclo frigorifero, venga by-passato verso il compressore per mezzo di un condotto sul quale sono inseriti almeno una valvola di espansione ed uno scambiatore di calore, generalmente a piastre, che funziona da sottoraffreddatore o economizzatore.
Lungo tale bypass, il refrigerante liquido passa alla forma di vapore surriscaldato per essere iniettato all?interno del compressore sostanzialmente a met? del suo processo di compressione (ciclo non mostrato nelle figure a corredo).
Ci? comporta una riduzione dell?entalpia del refrigerante in fase di compressione e quindi della temperatura di mandata del compressore.
? per? evidente come tale tecnologia EVI, sebbene efficiente, porti ad una maggior complessit? costruttiva della pompa di calore e quindi maggiori costi di produzione e commercializzazione della stessa e difficolt? di messa a punto e gestione.
In alternativa, ? altres? noto dalla letteratura scientifica come l?ottimizzazione (in particolare una sua riduzione) della temperatura di mandata del compressore possa essere ottenuta attraverso l?aspirazione al compressore, e la conseguente compressione, di un refrigerante in uno stato bifasico liquidovapore (punto A?? di fig.2 o 3).
Pi? precisamente, si ? osservato come la temperatura di mandata del compressore diminuisca all?aumentare della frazione umida del refrigerante in ingresso al compressore e come ci? possa essere gestito regolando il grado di apertura della valvola di espansione del ciclo frigorifero.
Tuttavia anche la regolazione di detta valvola di espansione non si ? dimostrata esente da problemi.
Pi? precisamente, vi ? il rischio che la temperatura di mandata del compressore venga eccessivamente ridotta, ad es. fino al di sotto della temperatura di condensazione del refrigerante, con la sua conseguente condensazione nell?olio interno al compressore.
? noto come una condensazione del refrigerante nell?olio del compressore porti ad una sua diluizione ed alla compromissione delle sue propriet? lubrificanti.
Ci? ? molto sentito nei compressori rotativi, come ad esempio in quelli di tipo ?High Side?, dove l?olio svolge una primaria funzione per garantire la corretta lubrificazione delle parti in movimento.
Come schematicamente mostrato a titolo esemplificativo in fig. 6, questa tipologia di compressori, molto utilizzata nelle pompe di calore, ? infatti caratterizzata da una o pi? camere di compressione C2 del refrigerante, (nell?esempio in figura due camere), poste in rotazione, in opposizione di fase, da un motore elettrico C4 e completamente immerse nell?olio lubrificante contenuto nella parte inferiore della scocca C1 del compressore, anche detta coppa dell?olio C3.
Una volta compresso, il refrigerante scaricato dall?una o pi? camere di compressione C2 alla temperatura di mandata ? quindi costretto a lambire e/o attraversare l?olio lubrificante prima di risalire l?intera scocca C1 del compressore C, raffreddare il motore elettrico C4 e raggiungere la tubazione C5 di uscita e collegamento verso uno scambiatore di calore posto a valle (il condensatore del ciclo frigorifero). ? evidente pertanto che a causa di tale diretta interazione, il rischio di diluizione dell?olio da parte del refrigerante ? particolarmente elevato e dannoso.
Scopo del presente trovato ? prevedere un?innovativa logica di controllo e gestione di una pompa di calore, ad esempio di un apparato di condizionamento di un ambiente residenziale e/o industriale, basato su un ciclo termodinamico a compressione/espansione di un fluido operativo a basso impatto ambientale (GWP) che ovvia a tal genere di inconvenienti.
Pi? precisamente, scopo del presente trovato ? quello di fornire, secondo una o pi? varianti, una logica di gestione di detta pompa di calore in grado di assicurare ottimali condizioni operative e prestazionali e di preservare la funzionalit? e la durata dei suoi componenti meccanici, in particolare del suo compressore.
Ancora pi? precisamente, scopo del presente trovato, almeno in una sua variante preferita, ? quello di indicare una modalit? di gestione di una pompa di calore in grado di ottimizzare la temperatura di un fluido operativo a basso impatto ambientale (GWP) allo scarico del compressore senza compromettere il campo operativo (o envelope) di detta pompa di calore e l?affidabilit? del compressore medesimo.
Questi ed altri scopi, che risulteranno chiari in seguito, si conseguono con una modalit? / logica di gestione di una pompa di calore di un apparato di condizionamento di un ambiente, residenziale e/o industriale, basato su un ciclo termodinamico a compressione/espansione di un fluido operativo a basso impatto ambientale (GWP), conformemente al dettato delle rivendicazioni indipendenti.
Altri scopi possono essere inoltre ottenuti mediante le caratteristiche supplementari delle rivendicazioni dipendenti.
Ulteriori caratteristiche del presente trovato risulteranno meglio evidenziate dalla seguente descrizione di una preferita forma di realizzazione, conforme alle rivendicazioni brevettuali e illustrata, a puro titolo esemplificativo e non limitativo, nelle allegate tavole di disegno, in cui:
- la fig. 1 mostra su un diagramma P-h uno schema di un noto ciclo frigorifero a compressione/espansione di un fluido operativo;
- la fig. 2 mostra su un diagramma P-h uno schema di un noto ciclo frigorifero a compressione/espansione di un fluido operativo confrontato con il ciclo frigorifero secondo l?invenzione;
- la fig. 3 mostra su un diagramma P-h, pi? in dettaglio, i cicli frigorifero di fig. 1 e 2 confrontati con un ulteriore ciclo frigorifero standard per il medesimo fluido operativo;
- le figg. 4a-4c mostrano su un diagramma T-s un confronto tra un ciclo frigorifero a compressione/espansione di un fluido operativo tradizionale (ad es., l?R410A) ed un analogo ciclo frigorifero a compressione/espansione di un fluido operativo a basso impatto ambientale (GWP);
- la fig. 5 rappresenta schematicamente e simbolicamente una pompa di calore di un tipico apparato di condizionamento (in modalit? riscaldamento) suscettibile di implementare il ciclo frigorifero delle figure precedenti;
- la fig. 6 mostra schematicamente una vista ?semplificata? di un compressore ?High Side? della pompa di calore di fig.5;
- la fig. 7 mostra schematicamente una vista ?semplificata? di un compressore ?High Side? della pompa di calore di fig. 5 in accordo ad una possibile variante dell?invenzione;
Si descrivono ora le caratteristiche di una variante preferita dell?apparato per il condizionamento di un ambiente residenziale e/o industriale e della relativa logica di gestione secondo l?invenzione, avvalendosi dei riferimenti contenuti nelle figure.
Si precisa che qualsiasi termine dimensionale e spaziale (quale ?inferiore?, ?superiore?, ?interno?, ?esterno?, ?a monte?, ?a valle?, e simili) si riferisce alle posizioni degli elementi come rappresentati nelle figure allegate, senza alcun intento limitativo rispetto alle possibili condizioni operative
Nella presente trattazione, per apparato di condizionamento ? da intendersi una macchina termodinamica predisposta al ?riscaldamento? e/o ?raffrescamento? di un ambiente residenziale, industriale o simile.
Senza alcun intento limitativo, si far? riferimento a pompe di calore, preferibilmente del tipo aria-acqua, sebbene tutto quello che verr? detto con riferimento ad esse potr? essere esteso a qualsiasi altra tipologia di pompe di calore, ad es. del tipo acqua-acqua o aria-aria, o a simili/equivalenti macchine termiche.
In fig. 5, ? quindi mostrato lo schema di una pompa di calore HP, preferibilmente reversibile per il raffrescamento e/o riscaldamento d?ambiente (ma per semplicit? qui mostrata in modalit? riscaldamento), in cui si realizza un ciclo frigorifero ad espansione/compressione di un fluido operativo, da qui in poi detto semplicemente ?refrigerante?.
Come in parte gi? anticipato, detta pompa HP comprende, collegati tra loro tramite apposite tubazioni 10, almeno:
- un primo scambiatore di calore 11, 12 in cui il refrigerante assorbe, a pressione costante, dell?energia termica da un primo fluido F.f, che si trova ad una prima temperatura T.f e che definisce il cosiddetto ?pozzo freddo?,
- un secondo scambiatore di calore 12, 11 in cui il medesimo refrigerante cede, a pressione costante, parte della sua energia termica ad un secondo fluido F.c, che si trova ad una seconda temperatura T.c > T.f e che corrisponde al cosiddetto ?pozzo caldo?,
- un compressore 13 compatibile a ricevere all?aspirazione e comprimere un fluido refrigerante comprendente una certa percentuale di frazione umida (cio? almeno in parte allo stato liquido), preferibilmente del tipo ?High Side?, azionato da un motore elettrico ed atto a comprimere detto refrigerante tra una sua pressione minima, che ha all?uscita del primo scambiatore 11, 12 ed una sua pressione massima che ha all?imbocco del secondo scambiatore 12, 11,
- una valvola 14 di espansione, posta tra detto primo 11, 12 e secondo 12, 11 scambiatore di calore, che realizza una espansione, ad entalpia costante, ed un raffreddamento del refrigerante.
Con 15 ? inoltre indicata una valvola di commutazione, ad es. a ?quattro vie?, che permette di convertire il funzionamento della pompa di calore HP tra una modalit? ?raffrescamento? ed una modalit? ?riscaldamento? (o viceversa).
Quando in modalit? ?riscaldamento?, il refrigerante dissipa calore nel secondo scambiatore, che funge quindi da condensatore 12, mentre evapora nel primo scambiatore, che si comporta da evaporatore 11.
Al contrario, in modalit? di ?raffrescamento?, il suddetto primo scambiatore di calore ? il condensatore 11 del circuito refrigerante, il secondo scambiatore il relativo evaporatore 12.
Pi? precisamente, quindi, lo scambiatore 12 ? quello dove viene riscaldato o raffreddato il fluido termovettore destinato ad un?utenza mentre lo scambiatore 11 ? quello cooperante con il pozzo dove viene assorbito o smaltito il calore ceduto o sottratto a detta utenza.
Per semplicit? descrittiva, da qui in poi, si far? esplicito riferimento ad una pompa di calore HP in modalit? ?riscaldamento? (a cui, come gi? detto, la fig.5 fa riferimento senza alcun intento limitativo), sebbene tutto quello che verr? detto con riferimento a tale modalit? di funzionamento potr? essere esteso anche al ?raffrescamento?, nota la suddetta inversione del ciclo frigorifero operata dalla valvola di commutazione 15.
Inoltre, nell?esempio di figura 5, si far? riferimento ad una pompa di calore HP aria-acqua il cui pozzo freddo F.f ? l?aria dell?ambiente in cui essa ? installata mentre il relativo pozzo caldo F.c ? preferibilmente acqua circolante in uno specifico circuito di distribuzione per il riscaldamento d?ambiente.
Nulla vieta naturalmente che detto pozzo caldo possa consistere in acqua contenuta all?interno di un accumulo e destinata ad usi igienico-sanitari.
Completa quindi il circuito refrigerante almeno un ventilatore 16 che muove l?aria F.f attraverso l?evaporatore 11 mentre il compressore 13 pu? essere corredato di un accumulatore 17 posto a monte della sua sezione di aspirazione ed atto a prevenire, come noto, eccessi di refrigerante, olio o impurit? al suo interno.
Un secondo noto accumulatore 18 (detto ?liquid receiver?) di refrigerante pu? essere previsto in prossimit? della valvola di espansione 14 allo scopo di compensare eventuali differenze o variazioni dei livelli e quantit? di detto refrigerante tra il condensatore e l?evaporatore.
Ai fini dell?invenzione, lungo il circuito frigorifero sono inoltre presenti una pluralit? di sensori di temperatura.
In particolare, ? previsto:
- almeno un sensore di temperatura T.com all?uscita del medesimo compressore 13 per la rilevazione della sua temperatura di mandata Tm, - almeno un sensore di temperatura T.evap in corrispondenza dell?evaporatore 11 per la rilevazione di una temperatura di evaporazione ?SST?,
- almeno un sensore di temperatura T.cond in corrispondenza del condensatore 12 per la rilevazione di una temperatura di condensazione ?SDT?.
Preferibilmente, possono essere altres? previsti ulteriori sensori di temperatura T.f.c e T.f.f per la misurazione delle temperature di pozzo caldo e pozzo freddo T.a, T.w.
? chiaro come di detti sensori di temperatura, almeno quelli posti in corrispondenza dell?evaporatore 11 e del condensatore 12, possano essere rimpiazzati da corrispondenti sensori di pressione, visto la nota correlazione tra pressioni e temperature di un fluido refrigerante in cambiamento di fase.
Altrettanto noto ? come variazioni delle condizioni ambientali in cui opera la pompa di calore HP, ad es. delle temperature T.c, T.f, dei relativi pozzi caldo e freddo, incidano sui valori di alta e bassa pressione e/o temperatura del ciclo frigorifero e quindi comportino variazioni delle condizioni operative di detta pompa di calore HP.
Secondo l?invenzione, la pompa di calore HP ? configurata e gestita in modo da controllare la frazione (o percentuale) umida del refrigerante all?ingresso del compressore 13 regolando la potenza evaporativa dell?evaporatore 11 ed in modo tale che la differenza di temperatura tra l?olio lubrificante del compressore 13 ed il fluido operativo (refrigerante) alla mandata del compressore 13 medesimo, sia mantenuta almeno pari o sopra un valore (o soglia) di sicurezza tale per cui non si ha condensazione di detto fluido operativo in detto olio lubrificante, evitandone di conseguenza la diluizione e la perdita delle ottimali propriet? chimico-fisiche.
In altri termini, si vuole cio? che la temperatura Toil dell?olio lubrificante risulti sempre pi? alta della temperatura Tm del fluido operativo alla mandata del compressore 13 di almeno un opportuno margine definito da una soglia di sicurezza OIL_SH; si vuole cio? verificata la seguente relazione:
Toil ? Tm ? OIL_SH (1) dove detta soglia di sicurezza OIL_SH (sulla quale si ritorner? nel corso della presente trattazione) ?:
- quella che evita la condensazione del refrigerante nell?olio lubrificante troppo freddo a causa di eventuali dispersioni termiche del compressore e/o della temperatura troppo bassa del fluido operativo medesimo, detti fattori comportando un eccessivo raffreddamento di detto olio,
- suggerita o impostata dalla Casa Produttrice del compressore o dal compressorista,
- ? preferibilmente un valore compreso tra 5?C e 10?C, ad esempio vantaggiosamente pari a 7?C (tale valore essendo da qui in poi indicato anche come OIL_SH_opt).
Come si vedr? pi? precisamente in seguito, quanto appena sopra detto (ovvero la soddisfazione della relazione (1)) ? ottenuto controllando e regolando opportunamente la temperatura di mandata Tm del compressore 13 agendo sulla suddetta valvola di espansione 14.
Ci? non toglie che in certi casi sia possibile, alternativamente o in combinazione, riscaldare direttamente detto olio lubrificante del compressore 13.
Secondo una prima variante preferita dell?invenzione, dunque, si incrementa o diminuisce la frazione umida del refrigerante all?aspirazione del compressore 13 regolando il grado di apertura della valvola di espansione 14, posta a monte dell?evaporatore 11.
? infatti noto che ad un incremento del grado di apertura della valvola di espansione 14 corrisponde, all?ingresso dell?evaporatore 11, un aumento della pressione di evaporazione ed una maggior quantit? di refrigerante allo stato liquido; ci? aumenta la quantit? di refrigerante che non pu? essere evaporata dall?evaporatore 11 e quindi la frazione umida dello stesso in ingresso al compressore 13.
Al contrario, una maggior chiusura della valvola di espansione 14 comporter? una riduzione della pressione di evaporazione all?ingresso dell?evaporatore 11, una minor quantit? di refrigerante liquido da evaporare e quindi una minor frazione umida all?ingresso del compressore 13.
? altres? noto come dalla percentuale di frazione umida all?ingresso del compressore 13 dipenda direttamente il valore della sua temperatura di mandata Tm.
Per chiarezza espositiva, ? ovvio come detta ?temperatura di mandata?, indicata genericamente con il riferimento Tm, sia la temperatura ?letta/misurata? in corrispondenza del punto B, B? ?.. B<i >del ciclo frigorifero (si vedano le figure 1-3 allegate alla trattazione), ovvero all?uscita delle una o pi? camere di compressione del compressore 13 (si veda ad es. fig.6).
In particolare, ? noto come detta temperatura di mandata Tm diminuisca all?aumentare della percentuale di frazione umida del refrigerante aspirato dal compressore 13. Ci? ? chiaramente mostrato in fig. 2 o 3 dove i punti B e B? definiscono le temperature di mandata (con Tm_B > Tm_B?) a seguito della compressione, rispettivamente, di un refrigerante allo stato di vapore saturo (punto A?) e di un refrigerante umido (punto A??).
Secondo l?invenzione, la temperatura di mandata Tm del compressore 13 ? pertanto regolata e determinata regolando la frazione umida del refrigerante da comprimere.
Pi? precisamente, la pompa di calore HP dell?invenzione ? configurata per controllare la percentuale di frazione umida del refrigerante in ingresso al compressore 13 in modo tale da rendere la suddetta temperatura di mandata Tm pari ad una temperatura di mandata ?ottimale?, da qui in poi detta ?temperatura di mandata target o Tm_target?.
Detta temperatura di mandata Tm_target, che, come si vedr?, ? determinata per ogni condizione operativa della pompa di calore HP, ? quella temperatura che, anche in caso di impiego di un refrigerante a basso impatto ambientale (ad es. il gi? citato R32), assicura:
- la frazione umida ottimale per il refrigerante in ingresso al compressore 13 (cio? tale da operare in un?opportuna condizione di compressione umida),
- prestazioni ottimali della macchina, detta temperatura compensando infatti la riduzione del campo operativo (o envelope) della macchina derivante dall?impiego di detto refrigerante a basso impatto ambientale (ad es. l?R32), e/o
- una temperatura di mandata Tm del compressore 13:
- n? troppo alta da surriscaldare in modo anomalo l?olio lubrificante all?interno del compressore 13 e/o il relativo motore, esponendolo a rotture o ad interruzioni temporanee del suo funzionamento,
- n? troppo bassa da avvicinarsi eccessivamente alla temperatura dell?olio lubrificante, cio? a valori che possono provocare la condensazione del refrigerante nell?olio medesimo e quindi la sua diluizione (con inoltre l?inevitabile compromissione della sua capacit? di lubrificare le parti in movimento del compressore 13 e/o di altre sue caratteristiche chimico-fisiche).
A tale scopo, la valvola di espansione 14 della pompa di calore HP ? preferibilmente una valvola elettromeccanica ed il suo grado di apertura ? opportunamente pilotato e regolato, ad esempio tramite un sistema di controllo in retroazione, fintanto che la temperatura di mandata Tm del compressore 13 non si approssimi e/o raggiunga la suddetta temperatura di mandata target Tm_target.
Preferibilmente, detto controllo della valvola di espansione 14 ?, senza alcun intento limitativo, un controllo di tipo Proporzionale-Integrale-Derivativo (da qui in poi anche detto sinteticamente ?controllo PID?).
In altri termini, si ? osservato che ad una percentuale ?ottimale? di frazione umida del refrigerante all?aspirazione del compressore 13 corrisponde una temperatura di mandata Tm pari ad una temperatura di mandata target Tm_target il cui valore ? sostanzialmente determinato in funzione ?f1? di almeno:
- una prima coppia di parametri, variabili, che dipendono:
- dalle condizioni ambientali in cui opera la pompa di calore HP, ad es. dalle temperature T.c, T.f dei relativi pozzi caldo e freddo, e/o - dalle condizioni operative della pompa di calore HP medesima, ad es. dal grado di apertura della sua valvola di espansione 14, - una seconda coppia di parametri, preferibilmente costanti, rappresentativi della tipologia e delle caratteristiche tecniche del compressore 13 di detta pompa di calore HP.
Pi? precisamente, detta prima coppia di parametri comprende preferibilmente:
- la temperatura di evaporazione SST rilevata dal suddetto sensore di temperatura T.evap posto in corrispondenza dell?evaporatore 11, e - la temperatura di condensazione SDT rilevata dal suddetto sensore di temperatura T.cond posto in corrispondenza del condensatore 12, mentre detta seconda coppia di parametri pu? comprendere:
- il suddetto valore (o soglia) di sicurezza OIL_SH per la differenza tra la temperatura dell?olio lubrificante all?interno del compressore 13 e quella del refrigerante del circuito frigorifero (alla mandata del compressore medesimo),
- un coefficiente correttivo k, anch?esso funzione delle caratteristiche tecniche del compressore 13, in particolare del suo isolamento termico, ed atto a tener conto delle inevitabili dispersioni termiche tra il compressore 13 e l?ambiente (aria) in cui la pompa di calore HP opera, cio? dello scambio termico tra olio lubrificante e compressore 13 e tra l?olio lubrificante e refrigerante.
In formula:
Tm_target = f1(SDT, SST, k, OIL_SH) (2)
Preferibilmente, Tm_target pu? essere pari alla somma tra la suddetta temperature di condensazione SDT, il valore OIL_SH ed una correzione ?f2? che, a sua volta, ? determinata in funzione del modello e caratteristiche tecniche del compressore 13 e delle condizioni operative della pompa di calore HP, cio? delle sue temperature di condensazione ed evaporazione SDT, SST e del valore (o soglia) di sicurezza OIL_SH; in formula:
Tm_target = SDT OIL_SH f2(SDT, SST, k, OIL_SH) (3)
Ancora pi? in particolare, detta correzione f2 ? preferibilmente pari alla somma algebrica ?SDT OIL_SH ? SST? tra le temperature di condensazione ed evaporazione della pompa di calore HP ed il valore (o soglia) di sicurezza per la differenza di temperatura accettabile tra olio lubrificante del compressore e refrigerante alla mandata, alla quale ? dato un ?peso? k che dipende dal modello del compressore 13 e dalle sue caratteristiche tecniche (cio? corrispondente al suddetto coefficiente correttivo k che tiene conto delle dispersioni termiche al compressore); in formula:
Tm_target = SDT OIL_SH k*(SDT OIL_SH ? SST) (4)
? utile ribadire come la correzione f2 = k*(SDT OIL_SH ? SST) rappresenti sostanzialmente un contributo che tiene conto delle dispersioni termiche tra il compressore 13 della pompa di calore HP e l?ambiente (aria) in cui opera e che possono essere causa di un eccessivo raffreddamento dell?olio lubrificante nel compressore 13 stesso.
In particolare, detta correzione f2 tiene conto dei coefficienti di scambio termico:
- ?1 tra olio lubrificante e refrigerante del circuito frigorifero della pompa di calore HP, e
- ?2 tra lo stesso olio lubrificante e l?ambiente operativo di detta pompa di calore HP.
Ci? ? facilmente deducibile dal seguente sillogismo.
In presenza di dispersioni termiche tra compressore 13 ed ambiente (aria) si vuole verificato il bilancio termico:
(Tm_target ? Toil)*?1 = (Toil ? Tair)*?2 (5) da cui, ipotizzando:
? una Toil = SDT OIL_SH che rappresenta la temperatura dell?olio nel caso ideale di totale assenza di dispersioni termiche, ? una Tair = SST (per tener conto delle peggiori condizioni operative per una pompa di calore HP; Tair ? infatti > della temperatura di evaporazione),
si ottiene:
(Tm_target ? SDT ? OIL_SH) *?1 = (SDT OIL_SH ? SST)*?2 (6)
da cui:
Tm_target = SDT OIL_SH ?2/ ?1*(SDT OIL_SH ? SST) (6?)
e da cui si evince, ulteriormente, come il rapporto:
?2/ ?1 corrisponda effettivamente al coefficiente correttivo k precedentemente introdotto e descritto.
In altri termini, si ? dimostrato come il coefficiente correttivo k = ?2/ ?1 introdotto per tener conto dell?eventuale raffreddamento dell?olio lubrificante del compressore 13 a causa delle dispersioni termiche verso l?esterno sia definito come rapporto dei coefficienti di scambio termico tra olio lubrificante e refrigerante e tra olio lubrificante e ambiente operativo della pompa di calore HP.
A titolo esemplificativo e senza alcun intento limitativo, il coefficiente correttivo k pu? essere compreso tra 0,05 < k < 0,35, con valori tanto pi? bassi quanto pi? efficacemente sar? isolato termicamente il compressore 13 di detta pompa di calore HP.
Prove di laboratorio hanno dimostrato che k pu? essere preferibilmente pari a 0,15, eventualmente innalzabile, per ragioni di sicurezza, a 0,25.
Come gi? anticipato, secondo l?invenzione, la valvola di espansione 14 della pompa di calore HP viene pilotata, preferibilmente tramite un controllo PID, per regolarne il suo grado di apertura cos? da assicurare alla mandata del compressore 13 una temperatura Tm del refrigerante pari alla Tm_target come sopra definita.
Si fa notare come detta formula della
Tm_target = SDT OIL_SH k*(SDT OIL_SH ? SST) (7) sia ricorsiva: infatti ad ogni regolazione della valvola di espansione 14, oltre ad una variazione della temperatura di mandata Tm misurata effettivamente all?uscita del compressore 13, corrispondono anche nuovi valori delle temperature di condensazione SDT e di evaporazione SST e quindi della Tm_target stessa calcolata dalla formula.
Pertanto, appare pi? corretto definire detta Tm_target con la seguente formula:
Tm_target.t =Tm.t = SDT.t OIL_SH k*(SDT.t OIL_SH ? SST.t) (8) dove:
? SDT.t rappresenta la temperatura di condensazione in un?istante t e dipendente dal valore effettivo della temperatura di mandata TD.t del compressore 13 nel medesimo istante t;
? SST.t rappresenta la temperatura di evaporazione in un?istante t e dipendente dal valore effettivo della temperatura di mandata TD.t del compressore 13 nel medesimo istante t,
? Tm_target.t = Tm.t di mandata del compressore 13 ritenuta ideale ed ottimale per i valori di SDT.t e SST.t appena letti e misurati in detto istante t,
? OIL_SH ?, come visto, un valore di soglia, specifico del compressore 13 e rappresentativo di una differenza di temperatura tra olio lubrificante e refrigerante e per cui non si ha condensazione del refrigerante nell?olio lubrificante (valore preferibilmente compreso tra 5?C e 10?C, ad esempio pari ad OIL_SH_opt = 7?C), ? k ? il suddetto coefficiente correttivo che tiene conto delle dispersioni termiche al compressore 13.
Pertanto, secondo la logica dell?invenzione, durante il controllo e regolazione del grado di apertura della valvola di espansione 14 della pompa di calore HP, in differenti e consecutivi istanti di tempo t1, t2, ?, tn-1, tn, tn+1, si misurano valori delle temperature di condensazione ed evaporazione, a loro volta dipendenti dal valore Tm.tn della temperatura di mandata del compressore 13 vigente al momento tn di detta misura; ovvero, all?istante tn si avr? una:
? temperatura di condensazione SDT.tn = SDT(Tm.tn), ed una ? temperatura di evaporazione SST.tn = SST(Tm.tn).
Da tali valori, si ottiene e si calcola pertanto, note le costanti OIL_SH, OIL_SH_opt e k, il valore della temperatura di mandata target del compressore Tm_target che si vuol raggiungere all?istante successivo tn+1 manovrando la valvola di espansione 14.
Ci? significa che in un istante tn+1 successivo a tn, regolando ulteriormente il grado di apertura della valvola di espansione 14 si punta ad una temperatura di mandata Tm_target.tn+1 il cui valore dipende da quello della temperatura di condensazione SDT.tn, di evaporazione SST.tn e di mandata Tm.tn del compressore 13 letti in detto istante tn.
La valvola di espansione 14 ? quindi manovrata, pi? o meno ?bruscamente? dal controllo PID (tramite i suoi criteri proporzionali, derivativi e/o integrativi), in funzione della differenza tra l?ultimo valore della temperatura di mandata Tm.tn letto e misurato in un istante tn e l?ultimo corrispondente valore calcolato per la temperatura di mandata target Tm_target.tn+1, ovvero, in formula:
Tm_target.tn+1 = SDT.tn OIL_SH k*(SDT.tn OIL_SH ? SST.tn) (10)
Se la pompa di calore HP sta operando in regime stazionario, in particolare se le temperature T.f, T.c del pozzo freddo e caldo si mantengono sostanzialmente costanti, ad esempio perch? vi ? un consumo continuo di acqua che sottrae dal pozzo caldo (ad es. da un suo serbatoio) una potenza termica sostanzialmente pari a quella introdotta dalla pompa di calore HP, si ottiene che, ad un certo istante tn+1:
? Tm_target.tn+1 = Tm_target.tn gi? raggiunto all?istante tn, e ? la valvola di espansione non deve pi? correggere il suo grado di apertura.
In altri termini, in regime stazionario, i successivi valori della Tm_target forniti dalla logica dell?invenzione calcolati sulla base dei valori delle temperature di condensazione ed evaporazione SDT, SST letti nell?istante immediatamente precedente convergono ad un valore Tm_target costante ed invariante nel tempo.
In questo modo, anche in condizioni di compressione di un fluido operativo (o refrigerante) umido (wet compression), si riesce pertanto a garantire che l?effettiva temperatura di mandata Tm del compressore 13:
- rimanga sempre al di sotto di un limite massimo ammissibile definito dal Costruttore cos? da evitare rotture e malfunzionamenti dipendenti da un eccessivo surriscaldamento dell?olio lubrificante e/o delle sue parti e componenti meccaniche ed elettroniche, ma
- non sia troppo bassa da avvicinarsi eccessivamente alla temperatura dell?olio lubrificante di detto compressore, cio? a valori che possono provocare la condensazione del refrigerante in detto olio causandone la diluizione (ovvero, il che ? equivalente, affinch? detto olio rimanga sufficientemente caldo).
In accordo ad una variante dell?invenzione, ed in certe fasi di funzionamento della pompa di calore HP, ? possibile, in alternanza o combinazione alla regolazione del grado di apertura della valvola di espansione 14 sopra descritta, mantenere sufficientemente caldo l?olio lubrificante del compressore 13, ed evitare di conseguenza che il refrigerante vi condensi, riscaldando direttamente detto olio; a tale scopo, pu? quindi essere previsto un elemento riscaldante C7, preferibilmente una resistenza elettrica C7, posta esternamente alla coppa dell?olio C3 del compressore 13 (si veda la fig.7).
Secondo tale variante, durante la compressione del refrigerante umido, si vuole cio? mantenere la differenza di temperatura tra l?olio lubrificante ed il refrigerante alla mandata del compressore 13 sopra una certa soglia di sicurezza minima OIL_SH_min, rappresentativa di una temperatura dell?olio lubrificante sufficientemente alta da evitare la condensazione del refrigerante.
In particolare, dalle formule precedentemente definite e trattate (in particolare dalla formula (8)), ? possibile definire tale differenza come:
OIL_SH = [Tm ? SDT*(1+k) k*SST] / (1+k) (11)
e la resistenza elettrica C7 verr? attivata se detto valore di OIL_SH calcolato risulta inferiore alla suddetta OIL_SH_min, tenendo ovviamente conto di una opportuna isteresi; in formula:
? se OIL_SH < (OIL_SH_min)? la resistenza viene attivata;
? se OIL_SH > (OIL_SH_min isteresi) ? la resistenza elettrica rimane spenta o, se gi? in funzione, viene disattivata. Preferibilmente, detto valore di soglia minima OIL_SH_min, indicativo per l?attivazione o meno della resistenza elettrica C7, ? un valore inferiore alla soglia di sicurezza OIL_SH_opt da assicurare e mantenere durante la regolazione del grado di apertura della valvola di espansione 14, precedentemente descritta.
A titolo di esempio, poich? OIL_SH_opt era stato ipotizzato preferibilmente pari a 7?C, il valore di soglia minima OIL_SH_min per l?accensione/spegnimento di detta resistenza elettrica C7 pu? essere posto sostanzialmente pari a 5?C.
In tal caso, per gli scopi dell?invenzione, il controllo e regolazione della valvola d?espansione 14 potrebbe associarsi in modo sinergico e congiunto al controllo sull?attivazione della resistenza elettrica C7 del compressore 13.
Infatti, si opererebbe con la sola regolazione della valvola di espansione 14, nei modi sopra visti, fintanto che la differenza di temperatura tra l?olio lubrificante all?interno del compressore 13 ed il refrigerante umido in esso compresso si mantiene sostanzialmente intorno al valore impostato e desiderato OIL_SH_opt (in corrispondenza del quale non si ha cio? condensazione del refrigerante nell?olio) mentre la resistenza elettrica C7 si attiverebbe se detta differenza di temperatura olio-refrigerante scendesse al di sotto della suddetta soglia minima OIL_SH_min (come detto, pari, ad es., a 5?C), come pu? accadere in alcune condizioni di transitorio del compressore 13 (in tali casi, cio?, la sola regolazione della valvola di espansione 14 potrebbe essere troppo lenta per scongiurare detta indesiderata condensazione del refrigerante nell?olio).
Ad esempio, durante le partenze del compressore 13 con basse temperature ambiente esterne, quando cio? le temperature dell?olio lubrificante al suo interno possono essere molto basse, viene dapprima accesa la resistenza elettrica C7 per riscaldare velocemente l?olio e riportare la differenza tra la sua temperatura e quella del refrigerante a valori superiori ad OIL_SH_min, quindi, una volta disattivata, si procede con la suddetta regolazione della valvola di espansione 14.
Nulla vieta naturalmente la possibilit? di controllare e misurare la differenza di temperatura tra l?olio lubrificante ed il refrigerante, nei modi sopra discussi, anche durante ed in sostanziale concomitanza con le fasi di regolazione della valvola di espansione 14.
Dalla formula (11) poco sopra riportata, ? infatti evidente come detta differenza OIL_SH tra olio e refrigerante sia determinabile in funzione delle temperature di mandata Tm, di condensazione SDT e di evaporazione SST della pompa di calore HP che, come visto, variano ad ogni regolazione del grado di apertura della valvola di espansione 14, e dal suddetto coefficiente correttivo k per le dispersioni termiche al compressore 13.
Pertanto, ? possibile controllare e pilotare l?attivazione o meno della resistenza elettrica C7 (soddisfatte le condizioni sopra indicate) sostanzialmente dopo ogni regolazione del grado di apertura della valvola di espansione 14 o dopo un numero predeterminato di regolazioni consecutive della stessa.
Pi? precisamente, se a seguito della regolazione di detta valvola di espansione 14 ai conseguenti valori letti di temperatura di mandata, espansione e condensazione della pompa di calore HP, e/o in caso di mutate condizioni ambientali od operative, corrisponde un valore di OIL_SH inferiore a quello minimo ammissibile OIL_SH_min, si attiverebbe la resistenza elettrica C7 per riscaldare rapidamente l?olio e riportare OIL_SH su valori di sicurezza, evitando ogni rischio di condensazione del refrigerante nell?olio lubrificante.
Nulla vieta, infine, una forma estremamente semplificata di controllo in cui l?accensione o meno della resistenza elettrica C7 ? demandata ad una rilevazione diretta della temperatura dell?olio lubrificante, piuttosto che in funzione delle suddette temperature di mandata, di evaporazione e condensazione della pompa di calore HP.
In tal caso, pu? essere previsto almeno un sensore di temperatura per il rilevamento di detta temperatura Toil dell?olio del compressore 13 atto alla lubrificazione di almeno le sue parti in movimento (ad esempio, come visto, per almeno le sue una o pi? camere di compressione C2), detto sensore potendo essere posto, ad esempio, a contatto della coppa C3 di detto compressore 13.
E? chiaro che numerose varianti del metodo dell?invenzione per il controllo e la gestione della temperatura di mandata di un compressore di una pompa di calore sono possibili all?uomo del ramo, senza per questo uscire dagli ambiti di novit? insiti nell?idea inventiva, cos? come ? chiaro che nella pratica attuazione dell?invenzione i vari componenti in precedenza descritti potranno essere sostituiti da elementi tecnicamente equivalenti.

Claims (1)

  1. RIVENDICAZIONI
    Riv 1. Metodo di gestione e controllo di una pompa di calore (HP) basata su un ciclo termodinamico a compressione/espansione di un fluido operativo e comprendente almeno:
    - un primo scambiatore di calore (11; 12) in cui detto fluido operativo assorbe a pressione costante dell?energia termica da un pozzo freddo, - un secondo scambiatore di calore (12; 11) in cui detto fluido operativo cede a pressione costante parte della sua energia termica ad un pozzo caldo,
    - una valvola di espansione (14) posta tra detti primo (11; 12) e secondo (12; 11) scambiatore di calore ed atta a realizzare un?espansione ad entalpia costante ed un raffreddamento di detto fluido operativo,
    - un compressore (13; C) atto a comprimere detto fluido operativo tra una sua pressione minima cha ha all?uscita di detto primo scambiatore di calore (11; 12) ed una sua pressione massima che ha all?imbocco di detto secondo scambiatore di calore (12; 11), detto compressore (13; C) essendo in grado di aspirare e comprimere un fluido operativo umido con un?opportuna percentuale di frazione liquida,
    - almeno un sensore di temperatura (T.com) per la rilevazione della temperatura di mandata Tm di detto compressore,
    - almeno un sensore di temperatura (T.evap) per la rilevazione di una temperatura di evaporazione SST in detto primo scambiatore (11; - almeno un sensore di temperatura (T.cond) per la rilevazione di una temperatura di condensazione SDT in detto secondo scambiatore (12; 11),
    caratterizzato dal fatto che la differenza di temperatura tra detto olio lubrificante nel compressore (13; C) e detto fluido operativo alla mandata del compressore (13; C) medesimo ? mantenuta pari o superiore ad una soglia di sicurezza OIL_SH tale per cui non si ha condensazione di detto fluido operativo in detto olio lubrificante, ovvero tale per cui ? verificata la relazione: Toil ? Tm ? OIL_SH.
    Riv 2. Metodo di gestione e controllo di una pompa di calore (HP) secondo la rivendicazione 1 in cui detta differenza di temperatura tra detto olio lubrificante e detto fluido operativo ? controllata e/o mantenuta su detto valore di sicurezza OIL_SH prevalentemente regolando la temperatura di mandata Tm di detto compressore (13; C).
    Riv 3. Metodo di gestione e controllo di una pompa di calore (HP) secondo la rivendicazione precedente in cui detta regolazione della temperatura di mandata Tm di detto compressore (13; C) ? ottenuta regolando il grado di apertura di detta valvola di espansione (14).
    Riv 4. Metodo di gestione e controllo di una pompa di calore (HP) secondo la rivendicazione 3 in cui detta regolazione del grado di apertura di detta valvola di espansione (14) ? realizzata tramite un controllo in retroazione.
    Riv 5. Metodo di gestione e controllo di una pompa di calore (HP) secondo una o pi? delle rivendicazioni precedenti in cui il grado di apertura di detta valvola di espansione (14) ? regolato fintanto che detta temperatura di mandata Tm di detto compressore (13; C) non si approssimi e/o raggiunga una temperatura di mandata ottimale Tm_target, detta temperatura di mandata Tm_target target essendo determinata in modo da assicurare:
    - una frazione umida ottimale in ingresso in detto compressore (13; C),
    - una temperatura di mandata Tm di detto compressore (13; C):
    - n? troppo alta da surriscaldare in modo anomalo o evaporare detto olio lubrificante,
    - n? troppa bassa da provocare la condensazione del fluido operativo in detto olio lubrificante.
    Riv 6. Metodo di gestione e controllo di una pompa di calore (HP) secondo la rivendicazione 5 in cui detta temperatura di mandata target Tm_target ? determinata in funzione (f1) di almeno:
    - detta temperatura di evaporazione SST rilevata in corrispondenza dello scambiatore di calore (11; 12) atto a fungere da evaporatore, - detta temperatura di condensazione SDT rilevata in corrispondenza dello scambiatore di calore (12; 11) atto a fungere da condensatore, - il detto valore di sicurezza OIL_SH per la differenza di temperatura tra detto olio lubrificante contenuto all?interno di detto compressore (13; C) e detto fluido operativo alla sua mandata,
    - un coefficiente correttivo k che tiene conto delle dispersioni termiche tra detto compressore (13; C) e l?ambiente in cui opera detta pompa di calore (HP),
    detta temperatura di mandata target Tm_target essendo pertanto definita come Tm_target = f1(SDT, SST, k, OIL_SH).
    Riv 7. Metodo di gestione e controllo di una pompa di calore (HP) secondo la rivendicazione 6 in cui detta temperatura di mandata target Tm_target ? pari alla somma tra:
    - detta temperatura di condensazione SDT,
    - detto valore di sicurezza OIL_SH,
    - una correzione (f2) a sua volta funzione di dette temperature di condensazione SDT, di evaporazione SST e di detta soglia di sicurezza OIL_SH e del modello e caratteristiche tecniche di detto compressore (13; C), detta correzione (f2) tenendo conto delle suddette dispersioni termiche tra detto compressore (13; C) e detto ambiente in cui opera detta pompa di calore (HP),
    detta temperatura di mandata target Tm_target essendo pertanto definita come Tm_target = SDT OIL_SH f2(SDT, SST, k, OIL_SH).
    Riv 8. Metodo di gestione e controllo di una pompa di calore (HP) secondo la rivendicazione precedente in cui detta correzione (f2) ? pari alla somma algebrica SDT OIL_SH ? SST tra le temperature di condensazione e di evaporazione di detta pompa di calore (HP) ed il detto gradiente di temperatura OIL_SH tra detto olio lubrificante del compressore (13; C) e detto fluido operativo alla quale ? dato un peso k corrispondente al detto coefficiente correttivo k che tiene conto delle dispersioni termiche di detto compressore (13; C):
    detta temperatura di mandata target Tm_target essendo pertanto definita come Tm_target = SDT OIL_SH k*(SDT OIL_SH ? SST).
    Riv 9. Metodo di gestione e controllo di una pompa di calore (HP) secondo una o pi? delle rivendicazioni precedenti da 8 in poi in cui detto coefficiente correttivo k tiene conto dei coefficienti di scambio termico: - ?1 tra detto olio lubrificante e detto fluido operativo di detta pompa di calore (HP), e
    - ?2 tra lo stesso olio lubrificante e detto ambiente operativo di detta pompa di calore (HP),
    e dove k = ?2/ ?1.
    Riv 10. Metodo di gestione e controllo di una pompa di calore (HP) secondo una o pi? rivendicazione precedente in cui in differenti e consecutivi istanti di tempo t1, t2, ?, tn-1, tn, tn+1 durante la regolazione del grado di apertura di detta valvola di espansione (14):
    - si misurano i valori della:
    - temperatura di mandata Tm.tn,
    - temperatura di condensazione SDT.tn dipendente da detta temperatura di mandata Tm.tn,
    - temperatura di evaporazione SST.tn dipendente da detta temperatura di mandata Tm.tn,
    - si calcola, noti detti valori della temperatura di condensazione SDT.tn ed evaporazione SST.tn e noti i suddetti valori di OIL_SH e del coefficiente correttivo k, il valore della temperatura di mandata target Tm_target.tn+1 che si vuole raggiungere in un istante tn+1 successivo a tn,
    detto controllo in retroazione manovrando e regolando ulteriormente detta valvola di espansione (14) in funzione della differenza tra detta temperatura di mandata Tm.tn misurata all?istante tn e detto valore Tm_target.tn+1 calcolato per detta temperatura di mandata target, e fintanto che non risulti verificata la formula:
    Tm_target.tn+1 = SDT.tn OIL_SH k*(SDT.tn OIL_SH ? SST.tn). Riv 11. Metodo di gestione e controllo di una pompa di calore (HP) secondo una o pi? delle rivendicazioni precedenti in cui detta differenza di temperatura tra detto olio lubrificante e detto fluido operativo ? controllata e/o mantenuta su detto valore di sicurezza OIL_SH sostanzialmente riscaldando detto olio lubrificante contenuto all?interno di detto compressore (13; C), detto riscaldamento dell?olio lubrificante essendo realizzato attraverso l?attivazione di un elemento riscaldante (C7) di detto compressore (13; C), preferibilmente una resistenza elettrica (C7), detta resistenza elettrica (C7) essendo attivata quando la differenza di temperatura tra detto olio lubrificante del compressore (13; C) e detto fluido operativo alla mandata del compressore (13; C) medesimo ? inferiore ad un valore di soglia OIL_SH_min, detta soglia OIL_SH_min essendo rappresentativa di una temperatura dell?olio sufficientemente alta da evitare la condensazione di detto fluido operativo.
    Riv 12. Metodo di gestione e controllo di una pompa di calore (HP) secondo la rivendicazione 11 in cui detta differenza di temperatura tra detto olio lubrificante e detto fluido operativo ? calcolato in funzione delle temperature di mandata Tm di detto compressore (13; C), delle temperature di condensazione SDT ed evaporazione SST e del detto coefficiente correttivo k che tiene conto delle dispersioni termiche tra detto compressore (13; C) e l?ambiente in cui opera detta pompa di calore (HP), detta differenza di temperatura essendo pertanto definita come: OIL_SH = [Tm ? SDT*(1+k) k*SST] / (1+k).
    Riv 13. Metodo di gestione e controllo di una pompa di calore (HP) secondo la rivendicazione 12 in cui la resistenza elettrica (C7) pu? essere attivata durante ed in concomitanza con detta regolazione di detta valvola di espansione (14) secondo una o pi? delle rivendicazioni da 2 a 10.
    Riv 14. Metodo di gestione e controllo di una pompa di calore (HP) secondo la rivendicazione 1 in cui detta differenza di temperatura tra detto olio lubrificante e detto fluido operativo ? controllata e/o mantenuta su detto valore di sicurezza OIL_SH sostanzialmente prevedendo in alternanza: - una regolazione di detta valvola di espansione (14) secondo una o pi? delle rivendicazioni da 2 a 10, o
    - un riscaldamento di detto olio lubrificante contenuto all?interno di detto compressore (13; C) secondo una o pi? delle rivendicazioni da 11 a 13.
    Riv 15. Metodo di gestione e controllo di una pompa di calore (HP) secondo qualsiasi rivendicazione precedente in cui detto fluido operativo ? un refrigerante a basso impatto ambientale, ad esempio il refrigerante R32.
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