ITPD20090298A1 - THERMODYNAMIC IRREVERSIBLE CYCLE HEATING DEVICE FOR HEATING SYSTEMS WITH HIGH DELIVERY TEMPERATURE - Google Patents
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Description
Descrizione dell’invenzione industriale dal titolo Title description of the industrial invention
DISPOSITIVO DI RISCALDAMENTO A CICLO TERMODINAMICO IRREVERSIBILE PER IMPIANTI DI RISCALDAMENTO AD ALTA TEMPERATURA DI MANDATA CAMPO DELL’INVENZIONE HEATING DEVICE WITH IRREVERSIBLE THERMODYNAMIC CYCLE FOR HEATING SYSTEMS AT HIGH DELIVERY TEMPERATURE FIELD OF THE INVENTION
La presente invenzione rientra nel campo della realizzazione di dispositivi di riscaldamento per il riscaldamento di ambienti. In particolare la presente invenzione ha per oggetto un dispositivo di riscaldamento a ciclo termodinamico irreversibile per impianti di riscaldamento ad alta temperatura di mandata (superiore a 80 °C). Il dispositivo secondo l’invenzione si contraddistingue per gli elevati coefficienti di prestazione raggiungibili (superiori a 3-4) e conseguentemente per l’elevato risparmio energetico. The present invention falls within the field of making heating devices for space heating. In particular, the present invention relates to an irreversible thermodynamic cycle heating device for heating systems with a high delivery temperature (higher than 80 ° C). The device according to the invention is characterized by the high achievable performance coefficients (higher than 3-4) and consequently by the high energy saving.
STATO DELLA TECNICA STATE OF THE TECHNIQUE
Per il riscaldamento di ambienti à ̈ largamente noto l’impiego di dispositivi noti con il nome di “pompe di calore†. Tali dispositivi si basano sul principio di sottrarre energia termica da una sorgente a più bassa temperatura (detta anche sorgente fredda) per trasferirlo ad una sorgente a più alta temperatura (detta anche sorgente calda). Il trasferimento di energia viene realizzato attraverso la circolazione di un fluido operativo in un circuito comprendente un evaporatore, un compressore, collegato in uscita all’evaporatore, un condensatore in serie al compressore e mezzi di espansione collegati fra il condensatore e l’evaporatore. The use of devices known as â € œheat pumpsâ € is widely known for space heating. These devices are based on the principle of subtracting thermal energy from a lower temperature source (also called cold source) to transfer it to a higher temperature source (also called hot source). The energy transfer is carried out through the circulation of an operating fluid in a circuit comprising an evaporator, a compressor, connected at the outlet to the evaporator, a condenser in series with the compressor and expansion means connected between the condenser and the evaporator .
E’ altrettanto noto che le pompe di calore possono essere della tipologia aria-acqua, aria-aria o ancora acqua-acqua. Nel caso delle pompe aria-aria e aria-acqua la sorgente fredda à ̈ rappresentata dall’aria esterna all’ambiente da climatizzare, mentre nel caso delle pompe acqua-acqua la sorgente fredda à ̈ costituita da un flusso d’acqua ad esempio di falda o scorrevole in profondità (flusso geotermico). Nel primo caso dell’acqua di falda la temperatura della sorgente si mantiene generalmente compresa in un intervallo fra i 7 e 12 C° durante tutto l’anno, mentre nel caso dell’acqua di profondità la temperatura può arrivare fino ai 14-15 °C. Le pompe di calore della tipologia acqua-acqua, a parità di condizioni operative, presentano coefficienti di prestazione (COP) superiori rispetto alle pompe aria-aria o aria-acqua. It is also known that heat pumps can be of the air-water, air-air or water-water type. In the case of the air-air and air-water pumps, the cold source is represented by the air outside the room to be conditioned, while in the case of the water-water pumps the cold source is constituted by a flow of water for example of groundwater or sliding in depth (geothermal flow). In the first case of groundwater, the temperature of the source generally remains between 7 and 12 ° C throughout the year, while in the case of deep water the temperature can reach up to 14 -15 ° C. The heat pumps of the water-water type, with the same operating conditions, have higher coefficients of performance (COP) than air-air or air-water pumps.
Nel caso di una sorgente fredda costituita da acqua di falda, attraverso le pompe di calore tradizionali si arriva ad ottenere una temperatura di mandata dell’acqua massima (ovvero della sorgente calda) intorno ai 65° C. In the case of a cold source consisting of groundwater, a maximum water delivery temperature (ie of the hot source) of around 65 ° C is obtained through traditional heat pumps.
Si à ̈ visto che nella maggior parte dei casi, le soluzioni tecniche attuali consentono di ottenere una elevata temperatura di mandata a scapito però del coefficiente di prestazione. In altre parole la quasi totalità delle soluzioni tecniche attualmente presenti sul mercato non consentono elevate temperature di mandata (cioà ̈ sopra i 65 °C) e al contempo elevati coefficienti di prestazione (cioà ̈ al di sopra del 3). It has been seen that in most cases, current technical solutions make it possible to obtain a high delivery temperature at the expense of the coefficient of performance. In other words, almost all of the technical solutions currently on the market do not allow high delivery temperatures (ie above 65 ° C) and at the same time high performance coefficients (ie above 3).
Per cercare di ovviare almeno in parte a questo inconveniente, à ̈ possibile realizzare pompe di calore “a doppio stadio†. Con riferimento alla schematizzazione di figura 1, tali dispositivi comprendono un primo e un secondo circuito i quali sono attraversati da corrispondenti fluidi operativi. Un primo circuito, detto di bassa temperatura (BASSA), assorbe energia termica da un flusso di acqua solitamente di origine geotermica (Hgeo) per evaporare in un evaporatore (E1) un primo fluido operativo (R1). Questo ultimo viene compresso attraverso un compressore (C1) e successivamente condensato in uno scambiatore di calore (T1). Successivamente viene espanso attraverso una valvola di espansione (V1) per essere riportato all’evaporatore (E1). To try to obviate this drawback at least in part, it is possible to create â € œdouble stageâ € heat pumps. With reference to the schematic diagram of Figure 1, these devices comprise a first and a second circuit which are crossed by corresponding operating fluids. A first circuit, called low temperature (LOW), absorbs thermal energy from a flow of water usually of geothermal origin (Hgeo) to evaporate a first operating fluid (R1) in an evaporator (E1). The latter is compressed through a compressor (C1) and subsequently condensed in a heat exchanger (T1). It is then expanded through an expansion valve (V1) to be brought back to the evaporator (E1).
Attraverso lo scambiatore di calore (T), l’energia termica di condensazione viene impiegata per evaporare un secondo fluido operativo (R2) circolante nel secondo circuito operativo detto anche di alta temperatura (ALTA). In altre parole lo scambiatore di calore (T) funge da condensatore per il fluido operativo del circuito di bassa temperatura e da evaporatore per quello relativo al circuito di alta temperatura. Analogamente a quello di bassa, anche il circuito di alta temperatura comprende un compressore (C2) e una valvola di espansione (V2) fra i quali à ̈ predisposto un condensatore (T2) per la condensazione del secondo fluido operativo. Il calore latente di condensazione del secondo fluido (R2) viene trasferito ad un flusso di acqua di mandata ovvero destinata ad essere impiegata come acqua di riscaldamento o in alternativa come acqua ad uso sanitario. Through the heat exchanger (T), the condensation thermal energy is used to evaporate a second operating fluid (R2) circulating in the second operating circuit also called high temperature (HIGH). In other words, the heat exchanger (T) acts as a condenser for the operating fluid of the low temperature circuit and as an evaporator for that relating to the high temperature circuit. Similarly to the low one, also the high temperature circuit includes a compressor (C2) and an expansion valve (V2) between which a condenser (T2) is arranged for the condensation of the second operating fluid. The latent heat of condensation of the second fluid (R2) is transferred to a flow of delivery water or intended to be used as heating water or alternatively as water for sanitary use.
La figura 2 illustra, in un diagramma entalpia- pressione (H-P), i cicli termodinamici (ABCD - A’B’C’D’) realizzati dai due fluidi operativi che attraversano i due circuiti illustrati in figura 1. Nel diagramma di figura 1 sono riportate temperature di processo relative ad una situazione operativa raggiungibile con questa tipologia di dispositivi. Considerando, ad esempio come fluido operativo per il circuito di bassa temperatura il fluido R600 allora le relative temperature di evaporazione (Te1) e condensazione (Tc1) possono considerarsi, per esempio, 10°C e 42°C rispettivamente per una pressione di condensazione ed evaporazione rispettivamente a 1,5 bar e 4 bar; Considerando invece per il secondo circuito operativo il fluido R600 le temperature di evaporazione (Te2) e di condensazione (Tc2) sono stabilite a 40°C e 87°C per rispettive pressioni corrispondenti a 3,8 bar e 11,8 bar. Ovviamente i valori delle pressioni e delle temperatura variano in funzione della tipologia di fluido operativo impiegato e pertanto i valori indicati esemplificano una possibile e conosciuta modalità operativa. Figure 2 illustrates, in an enthalpy-pressure diagram (H-P), the thermodynamic cycles (ABCD - Aâ € ™ Bâ € ™ Câ € ™ Dâ € ™) created by the two operating fluids that pass through the two circuits illustrated in figure 1. In diagram of figure 1 shows process temperatures relating to an operating situation that can be reached with this type of device. Considering, for example, the fluid R600 as the operating fluid for the low temperature circuit, then the relative evaporation (Te1) and condensation (Tc1) temperatures can be considered, for example, 10 ° C and 42 ° C respectively for a condensation pressure and evaporation at 1.5 bar and 4 bar respectively; On the other hand, considering the R600 fluid for the second operating circuit, the evaporation (Te2) and condensation (Tc2) temperatures are set at 40 ° C and 87 ° C for respective pressures corresponding to 3.8 bar and 11.8 bar. Obviously the values of the pressures and temperatures vary according to the type of operating fluid used and therefore the values indicated exemplify a possible and known operating mode.
Sempre dal diagramma di figura 2, si osserva che le espansioni (fasi A-D e A’-D’) dei due fluido operativi avvengono una volta raggiunta la completa condensazione ovvero quando il corrispondente fluido presenta un titolo di vapore pari a 0. In particolare tali espansioni attraverso le valvole di laminazione V1e V2 si configurano come trasformazioni sostanzialmente iso-entalpiche che portano ad una contemporanea diminuzione della temperatura e della pressione del fluido operativo. Le fasi di compressione (B-C e B’-C’) determinano in sostanza l’energia elettrica che viene assorbita dalla pompa di calore a doppio stadio per realizzare i cicli termodinamici. Tale energia elettrica influisce direttamente sul calcolo del coefficiente di prestazione (COP). Again from the diagram in figure 2, it is observed that the expansions (phases A-D and Aâ € ™ -Dâ € ™) of the two operating fluids occur once complete condensation has been reached, i.e. when the corresponding fluid has a vapor content equal to 0. In in particular, these expansions through the lamination valves V1 and V2 take the form of substantially iso-enthalpic transformations which lead to a simultaneous decrease in the temperature and pressure of the operating fluid. The compression phases (B-C and Bâ € ™ -Câ € ™) essentially determine the electrical energy that is absorbed by the two-stage heat pump to carry out the thermodynamic cycles. This electricity directly affects the calculation of the coefficient of performance (COP).
La soluzione appena sopra descritta e più in generale le pompe di calore a doppio stadio così concepite, pur consentendo di raggiungere temperature di mandata più alte rispetto alle pompe a singolo stadio presentano coefficienti di prestazione molto più bassi. Anche nel caso di utilizzo di acqua proveniente da sorgenti geotermiche con temperature superiori ai 30°C si osserva che per queste macchine termiche raramente il coefficiente di prestazione raggiunge valori superiori a 3. In altre parole per questa tipologia di dispositivi difficilmente si raggiungono alte prestazioni e bassi consumi energetici che ne giustifichino l’impiego e il maggior contenuto tecnologico. Pertanto in base a queste considerazioni, scopo precipuo della presente invenzione à ̈ quello di fornire un dispositivo di riscaldamento che consenta di superare gli inconvenienti che attualmente accompagnano le pompe di calore a singolo e a doppio stadio usate per il riscaldamento di acqua ad uso riscaldamento ambientale e sanitario. Nell’ambito di questo compito uno scopo della presente invenzione à ̈ quello di fornire un dispositivo di riscaldamento che consenta un elevato coefficiente di prestazione e al contempo una elevata temperatura di mandata (al di sopra degli 80 °C) dell’acqua destinata ad un impianto di riscaldamento e/o ad uso sanitario anche in presenza di una sorgente fredda costituita da acqua di falda. Altro scopo della presente invenzione à ̈ quello di fornire un impianto di riscaldamento che sia affidabile e di facile realizzazione a costi competitivi. The solution just described above and more generally the two-stage heat pumps thus conceived, while allowing to reach higher delivery temperatures than single-stage pumps, have much lower coefficients of performance. Even in the case of using water from geothermal sources with temperatures above 30 ° C, it is observed that for these thermal machines the coefficient of performance rarely reaches values higher than 3. In other words, for this type of device it is difficult to achieve high performance and low energy consumption which justifies its use and greater technological content. Therefore, on the basis of these considerations, the main purpose of the present invention is to provide a heating device that allows to overcome the drawbacks that currently accompany single and double-stage heat pumps used for heating water for environmental heating and sanitary. Within the scope of this task, an object of the present invention is to provide a heating device that allows a high coefficient of performance and at the same time a high delivery temperature (above 80 ° C) of the water intended for to a heating and / or sanitary system even in the presence of a cold source consisting of groundwater. Another object of the present invention is to provide a heating system that is reliable and easy to manufacture at competitive costs.
SOMMARIO SUMMARY
La presente invenzione à ̈ relativa ad una dispositivo di riscaldamento a ciclo termodinamico irreversibile comprendente un primo circuito operativo, di bassa temperatura, per la circolazione di un primo fluido operativo. Tale primo circuito comprende mezzi di evaporazione del primo fluido operativo predisposti per scambiare energia termica con un flusso di acqua di alimentazione (di falda o di origine geotermica) allo scopo di sottrarne l’energia termica necessaria all’evaporazione. Il primo circuito comprende altresì mezzi di compressione, mezzi di condensazione e mezzi di espansione del primo fluido operativo. Il dispositivo secondo l’invenzione comprende anche un secondo circuito operativo, di alta temperatura, per la circolazione di un secondo fluido operativo. Tale secondo circuito comprende mezzi di evaporazione del secondo fluido i quali realizzano l’evaporazione dello stesso attraverso l’energia termica derivante dalla condensazione del fluido operativo circolante nel circuito di bassa temperatura. Il secondo circuito operativo comprende inoltre mezzi di compressione per la compressione del secondo fluido operativo in seguito alla sua evaporazione e mezzi di condensazione per condensare lo stesso secondo fluido in seguito alla sua compressione. Tali mezzi di condensazione del secondo fluido scambiano energia termica con un flusso di acqua di mandata per consentirne il riscaldamento. Il secondo circuito operativo à ̈ fornito inoltre di mezzi di espansione del secondo fluido. Il dispositivo di riscaldamento secondo l’invenzione à ̈ caratterizzato dal fatto che almeno uno di detti circuiti operativi comprende mezzi di raffreddamento operativamente predisposti fra i corrispondenti mezzi di condensazione e i corrispondenti mezzi di condensazione. Tali mezzi di raffreddamento scambiano energia termica con il flusso di acqua di alimentazione in modo da riscaldare questo ultimo raffreddando il corrispondente fluido operativo del relativo circuito operativo. In particolare il flusso di alimentazione viene riscaldato prima che lo stesso ceda la propria energia termica ai mezzi di evaporazione del primo fluido. Tale soluzione tecnica consente in pratica di aumentare l’energia termica del flusso d’acqua ovvero di ottenere valori del coefficiente di prestazione (COP) più elevati. L’impiego di fluidi di lavoro ottimali per il riscaldamento rende all’atto pratico irreversibili i cicli termodinamici alto e basso. Tuttavia tale irreversibilità del ciclo consente vantaggiosamente di ottenere coefficienti di prestazione (COP) superiori a 3-4 con una temperatura di set-point anche superiore agli 85 °C, intendendo indicare con questa espressione la temperatura del flusso d’acqua in mandata. The present invention relates to an irreversible thermodynamic cycle heating device comprising a first operating circuit, of low temperature, for the circulation of a first operating fluid. This first circuit comprises evaporation means for the first operating fluid designed to exchange thermal energy with a flow of feed water (groundwater or geothermal) in order to subtract the thermal energy necessary for evaporation. The first circuit also comprises compression means, condensation means and expansion means for the first operating fluid. The device according to the invention also comprises a second operating circuit, of high temperature, for the circulation of a second operating fluid. This second circuit comprises evaporation means for the second fluid which evaporate the latter through the thermal energy deriving from the condensation of the operating fluid circulating in the low temperature circuit. The second operating circuit further comprises compression means for compressing the second operating fluid following its evaporation and condensing means for condensing the same second fluid following its compression. Said condensing means of the second fluid exchange thermal energy with a flow of delivery water to allow it to be heated. The second operating circuit is also provided with means for expanding the second fluid. The heating device according to the invention is characterized in that at least one of said operating circuits comprises cooling means operatively arranged between the corresponding condensing means and the corresponding condensing means. Said cooling means exchange thermal energy with the feed water flow so as to heat the latter by cooling the corresponding operating fluid of the relative operating circuit. In particular, the feed flow is heated before it transfers its thermal energy to the evaporation means of the first fluid. This technical solution allows in practice to increase the thermal energy of the water flow or to obtain higher values of the coefficient of performance (COP). The use of optimal working fluids for heating makes the high and low thermodynamic cycles irreversible in practice. However, this irreversibility of the cycle advantageously allows to obtain coefficients of performance (COP) higher than 3-4 with a set-point temperature even higher than 85 ° C, meaning with this expression the temperature of the delivery water flow.
Secondo un primo aspetto della presente invenzione, i mezzi di raffreddamento sono operativamente predisposti fra i mezzi di condensazione e i mezzi di evaporazione del secondo fluido. Questa soluzione consente di recuperare un’elevata energia termica e conseguentemente di aumentare l’entalpia del primo fluido operativo impiegabile per l’evaporazione del secondo fluido operativo del circuito di alta temperatura. According to a first aspect of the present invention, the cooling means are operatively arranged between the condensation means and the evaporation means of the second fluid. This solution allows to recover a high thermal energy and consequently to increase the enthalpy of the first operating fluid that can be used for the evaporation of the second operating fluid of the high temperature circuit.
Secondo una soluzione preferita dell’invenzione, il dispositivo secondo l’invenzione comprende vantaggiosamente una unità operativa di raffreddamento e condensazione operativamente predisposta fra i mezzi di condensazione e i mezzi di espansione del circuito di bassa temperatura. Tale unità operativa ha la funzione di raffreddare ulteriormente il primo fluido operativo oltre la temperatura di condensazione raffreddandolo fino a temperature di poco superiori a quella di evaporazione. L’unità operativa scambia energia termica con il flusso di acqua di alimentazione in modo tale da riscaldare questo ultima in parte con l’energia termica derivante dalla condensazione che viene realizzata all’interno della stessa unità e in parte con quella derivante dal raffreddamento del liquido condensato. Questa soluzione consente di incrementare ulteriormente il contenuto energetico del flusso di acqua ossia il coefficiente di prestazione del dispositivo di riscaldamento. According to a preferred solution of the invention, the device according to the invention advantageously comprises an operating unit for cooling and condensing operatively arranged between the condensing means and the expansion means of the low temperature circuit. This operating unit has the function of further cooling the first operating fluid beyond the condensation temperature by cooling it to temperatures slightly above the evaporation temperature. The operating unit exchanges thermal energy with the supply water flow in such a way as to heat the latter in part with the thermal energy deriving from the condensation that is carried out inside the same unit and in part with that deriving from the cooling of the condensed liquid. This solution allows to further increase the energy content of the water flow, i.e. the coefficient of performance of the heating device.
ELENCO DELLE FIGURE LIST OF FIGURES
Ulteriori caratteristiche e vantaggi della presente invenzione risulteranno maggiormente evidenti dalla descrizione di forme di realizzazione, preferite ma non esclusive del dispositivo di riscaldamento a ciclo termodinamico irreversibile secondo la presente invenzione, illustrate a titolo esemplificativo e non limitativo con l’ausilio degli uniti disegni in cui: Further characteristics and advantages of the present invention will become more evident from the description of preferred but not exclusive embodiments of the irreversible thermodynamic cycle heating device according to the present invention, illustrated by way of non-limiting example with the aid of the accompanying drawings in which:
- la figura 1 Ã ̈ uno schema relativo ad una pompa di calore a doppio stadio di tipo tradizionale; - figure 1 is a diagram relating to a traditional type two-stage heat pump;
- la figura 2 Ã ̈ relativa ad un diagramma entalpia-pressione (H-P) relativo alla pompa di calore a doppio stadio schematizzata in figura 1; - figure 2 relates to an enthalpy-pressure diagram (H-P) relating to the two-stage heat pump schematized in figure 1;
- la figura 3 Ã ̈ relativa ad uno schema di funzionamento di un dispositivo di riscaldamento secondo la presente invenzione; - figure 3 relates to an operating diagram of a heating device according to the present invention;
- la figura 4 Ã ̈ un diagramma entalpia-pressione relativo al ciclo termodinamico irreversibile del dispositivo di riscaldamento di figura 3. - figure 4 is an enthalpy-pressure diagram relating to the irreversible thermodynamic cycle of the heating device of figure 3.
DESCRIZIONE DETTAGLIATA DELL’INVENZIONE DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
La figura 3 à ̈ una vista schematica di un dispositivo di riscaldamento 1 secondo la presente invenzione. Il dispositivo 1 comprende un primo circuito operativo 10 (di seguito indicato anche come circuito di bassa temperatura) all’interno del quale opera un primo fluido operativo R1. Il primo circuito operativo 10 comprende mezzi di evaporazione 11 del primo fluido operativo R1 (indicati di seguito anche con l’espressione primi mezzi di evaporazione 11). Tali mezzi 11 sono configurati per sottrarre energia termica da un flusso di acqua F di alimentazione che può essere, di falda o anche di origine geotermica. In termini di ciclo termodinamico, il flusso di acqua F di alimentazione rappresenta la sorgente fredda di scambio termico. Il primo circuito comprende inoltri mezzi di compressione 21 del primo fluido R1 (indicati di seguito anche con l’espressione primi mezzi di compressione 11) i quali ne realizzano la compressione in seguito all’evaporazione. Figure 3 is a schematic view of a heating device 1 according to the present invention. The device 1 comprises a first operating circuit 10 (hereinafter also referred to as the low temperature circuit) inside which a first operating fluid R1 operates. The first operating circuit 10 comprises evaporation means 11 for the first operating fluid R1 (hereinafter also referred to as first evaporation means 11). These means 11 are configured to subtract thermal energy from a feed water flow F which can be of groundwater or even of geothermal origin. In terms of the thermodynamic cycle, the feed water flow F represents the cold source of heat exchange. The first circuit also comprises compression means 21 for the first fluid R1 (hereinafter also referred to as first compression means 11) which compress it following evaporation.
Il primo circuito 10 comprende primi mezzi di condensazione 31 del primo fluido operativo R1 (indicati di seguito anche con l’espressione primi mezzi di condensazione 31) per condensare lo stesso in seguito alla sua compressione. Mezzi di espansione 41 del primo fluido R1 (indicati di seguito anche con l’espressione primi mezzi di espansione 41) sono predisposti per riportare il livello di pressione dal valore in cui si realizza la condensazione del primo fluido R1 a quello in cui avviene la relativa evaporazione. The first circuit 10 comprises first condensing means 31 of the first operating fluid R1 (hereinafter also referred to as first condensing means 31) to condense the same following its compression. Expansion means 41 of the first fluid R1 (hereinafter also referred to as the first expansion means 41) are designed to restore the pressure level from the value in which the condensation of the first fluid R1 occurs to that in which the relative evaporation.
Il dispositivo di riscaldamento 1 in figura 3 comprende altresì un secondo circuito operativo 100 (di seguito indicato anche come circuito di alta temperatura) all’interno del quale opera un secondo fluido operativo R2. Il secondo circuito operativo comprende secondi mezzi di evaporazione 111 del secondo fluido R2 (indicati anche come secondi mezzi di evaporazione 111) i quali evaporano questo ultimo sfruttando l’energia termica derivante dalla condensazione del primo fluido R1 circolante nel circuito di bassa temperatura 10. Come più avanti meglio specificato, i secondi mezzi di evaporazione 111 e i primi mezzi di condensazione 31 sono preferibilmente integrati in un unico scambiatore di calore indicato con riferimento 50 in figura 3. In pratica attraverso questo scambiatore 50 l’energia di condensazione rilasciata per effetto della condensazione del primo fluido R1 viene trasferita direttamente al fluido R2 del circuito di alta temperatura per consentire l’evaporazione senza passaggi intermedi. The heating device 1 in Figure 3 also comprises a second operating circuit 100 (hereinafter also referred to as the high temperature circuit) within which a second operating fluid R2 operates. The second operating circuit comprises second evaporation means 111 of the second fluid R2 (also referred to as second evaporation means 111) which evaporate the latter by exploiting the thermal energy deriving from the condensation of the first fluid R1 circulating in the low temperature circuit 10. As better specified later on, the second evaporation means 111 and the first condensation means 31 are preferably integrated in a single heat exchanger indicated with reference 50 in figure 3. In practice, through this exchanger 50 the condensation energy released by effect of the condensation of the first fluid R1 is transferred directly to the fluid R2 of the high temperature circuit to allow evaporation without intermediate passages.
Il secondo circuito operativo 100 comprende altresì mezzi di compressione 121 del secondo fluido operativo R2 (indicati anche come secondi mezzi di compressione 121) per aumentare la pressione e surriscaldare lo stesso fluido in seguito alla relativa evaporazione ad opera dei secondi mezzi di evaporazione 111. Mezzi di condensazione 131 del secondo fluido R2 (indicati anche come secondi mezzi di condensazione 131) sono invece preposti per trasferire l’energia termica di condensazione (di seguito indicata anche come “calore latente di condensazione†) ad un flusso di acqua Hman “in mandata†volendo indicare con questa espressione, ad esempio, un flusso di acqua destinato ad una utenza per uso domestico o sanitario. Tale flusso di acqua in mandata Hman rappresenta la sorgente calda per il ciclo termodinamico relativo al dispositivo 1. Secondi mezzi di espansione 141 sono preposti per riportare il secondo fluido operativo R2 dalla relativa pressione di condensazione Pc2 a quella di evaporazione Pe2. The second operating circuit 100 also comprises compression means 121 for the second operating fluid R2 (also referred to as second compression means 121) to increase the pressure and superheat the same fluid following its evaporation by the second evaporation means 111. Condensation means 131 of the second fluid R2 (also referred to as second condensation means 131) are instead designed to transfer the thermal condensation energy (hereinafter also referred to as â € œ latent heat of condensationâ €) to a flow of water Hman â € œin deliveryâ € wanting to indicate with this expression, for example, a flow of water destined to a user for domestic or sanitary use. This delivery water flow Hman represents the hot source for the thermodynamic cycle relating to device 1. Second expansion means 141 are designed to bring the second operating fluid R2 back from the relative condensation pressure Pc2 to the evaporation pressure Pe2.
Secondo l’invenzione, almeno uno dei due circuiti operativi 10,100 del dispositivo di riscaldamento 1 comprende mezzi di raffreddamento 71 operativamente predisposti fra i corrispondenti mezzi di condensazione 31,131 e i corrispondenti mezzi di espansione 41,141 dello stesso circuito operativo 10,100. Tali mezzi di raffreddamento 71 hanno la funzione di raffreddare il fluido operativo R1, R2 in uscita dai mezzi di condensazione 31,131 e al contempo di riscaldare il flusso di acqua F destinato a cedere la propria energia termica al primo fluido operativo R1 attraverso i primi mezzi di evaporazione 11 del circuito di bassa temperatura 10. In altre parole tali mezzi di raffreddamento 71 hanno la funzione di sottrarre l’energia termica da almeno uno dei fluidi operativi R1,R2 sotto-raffreddando lo stesso attraverso e riscaldando il flusso di acqua di alimentazione F ovvero alla sorgente fredda del dispositivo di riscaldamento 1. According to the invention, at least one of the two operating circuits 10,100 of the heating device 1 comprises cooling means 71 operatively arranged between the corresponding condensing means 31,131 and the corresponding expansion means 41,141 of the same operating circuit 10,100. Said cooling means 71 have the function of cooling the operating fluid R1, R2 leaving the condensation means 31,131 and at the same time heating the flow of water F intended to transfer its thermal energy to the first operating fluid R1 through the first means of evaporation 11 of the low temperature circuit 10. In other words, these cooling means 71 have the function of subtracting the thermal energy from at least one of the operating fluids R1, R2 by sub-cooling it through and heating the feed water flow F or the cold source of the heating device 1.
Con riferimento sempre alla vista schematica di figura 3, secondo una forma di realizzazione preferita dell’invenzione il dispositivo di riscaldamento 1 i mezzi di raffreddamento 71 sono operativamente predisposti fra i secondi mezzi di condensazione 131 e i secondi mezzi di espansione 141 del secondo circuito operativo 100 attraversato dal secondo fluido operativo R2. Secondo una possibile variante costruttiva non schematizzata nelle figure, il dispositivo 1 può comprendere ulteriori mezzi di mezzi di raffreddamento operativamente predisposti fra i primi mezzi di condensazione 31 e i primi mezzi di espansione 41 del primo circuito operativo 10 nel quale circola il primo fluido operativo R1. Always referring to the schematic view of Figure 3, according to a preferred embodiment of the invention the heating device 1 the cooling means 71 are operatively arranged between the second condensing means 131 and the second expansion means 141 of the second operating circuit 100 crossed by the second operating fluid R2. According to a possible construction variant not shown schematically in the figures, the device 1 can comprise further means of cooling means operatively arranged between the first condensation means 31 and the first expansion means 41 of the first operating circuit 10 in which the first operating fluid R1 circulates.
I mezzi di raffreddamento 71, si configurano in sostanza come uno scambiatore di calore capace di trasferire parte dell’energia termica del secondo fluido R2 in uscita dai secondi mezzi di condensazione 131 al flusso di acqua F di alimentazione in modo da alzare il livello termico di questo ultimo. Poiché il coefficiente di prestazione (COP) dipende dalla differenza fra la temperatura della sorgente calda e della sorgente fredda, questa soluzione consente di fatto di ottenere COP superiori a quelli delle pompe di calore a doppio stadio tradizionali considerate a parità di altre condizioni operative. The cooling means 71 are essentially configured as a heat exchanger capable of transferring part of the thermal energy of the second fluid R2 outgoing from the second condensing means 131 to the feed water flow F so as to raise the thermal level of the latter. Since the coefficient of performance (COP) depends on the difference between the temperature of the hot source and the cold source, this solution actually allows to obtain COP higher than those of traditional two-stage heat pumps considered with the same operating conditions.
La figura 4 illustra il ciclo termodinamico relativo ai due fluidi operativi R1 e R2 , in un diagramma entalpia-pressione 10,100 del dispositivo di riscaldamento 1 secondo lo schema in figura 3. Con riferimento al primo circuito operativo 10, i primi mezzi di evaporazione 31 realizzano l’evaporazione del primo fluido R1 sottraendo energia termica dal flusso d’acqua F di alimentazione. Tale evaporazione à ̈ indicata nel diagramma dalla trasformazione isobara 6→7 e avviene a livello di pressione Pe1 e ad una temperatura Te1 costante. In seguito alla completa evaporazione del primo fluido R1, questo ultimo viene compresso attraverso i primi mezzi di compressione 21 (trasformazione 1→2). Tale compressione determina un aumento della temperatura fino al valore T3 relativo al punto 2 del diagramma e un relativo aumento del livello di pressione (fino al valore Pc1) e del livello entalpico. Figure 4 illustrates the thermodynamic cycle relating to the two operating fluids R1 and R2, in an enthalpy-pressure diagram 10,100 of the heating device 1 according to the diagram in Figure 3. With reference to the first operating circuit 10, the first evaporation means 31 realize the evaporation of the first fluid R1 by subtracting thermal energy from the feed water flow F. This evaporation is indicated in the diagram by the isobar transformation 6â † ’7 and occurs at the pressure level Pe1 and at a constant temperature Te1. Following the complete evaporation of the first fluid R1, the latter is compressed through the first compression means 21 (transformation 1â † ’2). This compression causes an increase in temperature up to the T3 value relative to point 2 of the diagram and a relative increase in the pressure level (up to the Pc1 value) and in the enthalpy level.
Il primo fluido R1 in uscita dai mezzi di compressione 21 raggiunge i primi mezzi di condensazione 31 per essere condensato alla relativa pressione di condensazione Pc1 e ad una temperatura di condensazione Tc1 costanti. Come evidente sempre da figura 4, il primo fluido R1 subisce dapprima un de-surriscaldamento (trasformazione 2→3) a pressione costante all’interno dei primi mezzi di condensazione 31 prima della condensazione. I secondi mezzi di evaporazione 111 del circuito 100 di alta temperatura realizzano l’evaporazione del secondo fluido operativo R2 sfruttando il calore latente di condensazione del primo fluido R1. Come già sopra indicato i primi mezzi di condensazione 31 e i secondi mezzi di evaporazione 111 sono preferibilmente fisicamente integrati in unico scambiatore di calore 50 che trasferisce direttamente l’energia termica ceduta dal primo fluido R1 al secondo fluido R2. The first fluid R1 leaving the compression means 21 reaches the first condensing means 31 to be condensed at the relative condensation pressure Pc1 and at a constant condensation temperature Tc1. As always evident from figure 4, the first fluid R1 first undergoes a de-overheating (transformation 2â † ’3) at constant pressure inside the first condensation media 31 before condensation. The second evaporation means 111 of the high temperature circuit 100 carry out the evaporation of the second operating fluid R2 by exploiting the latent heat of condensation of the first fluid R1. As already indicated above, the first condensation means 31 and the second evaporation means 111 are preferably physically integrated in a single heat exchanger 50 which directly transfers the thermal energy transferred by the first fluid R1 to the second fluid R2.
Al completamento dell’evaporazione del secondo fluido operativo R2, i secondi mezzi di compressione 121 aumentano la pressione dello stesso fluido allo stato vapore aumentandone la pressione e la temperatura (1’→2’). Successivamente il secondo fluido R2 surriscaldato attraversa i secondi mezzi di condensazione 131 nel quale si realizza, a pressione costante, prima un de-surriscaldamento del vapore (trasformazione 2’→3’) e successivamente la condensazione fino al raggiungimento del completo stato liquido (3’→4’). Attraverso i secondi mezzi di condensazione 131 il calore latente di condensazione viene trasferito termicamente al flusso di acqua in mandata Hman che subisce un corrispondente riscaldamento che vantaggiosamente può essere oltre gli 80 °C. Upon completion of the evaporation of the second operating fluid R2, the second compression means 121 increase the pressure of the same fluid in the vapor state, increasing its pressure and temperature (1â € ™ â † ’2â € ™). Subsequently, the second superheated fluid R2 passes through the second condensation means 131 in which, at constant pressure, first a de-superheating of the steam takes place (transformation 2â € ™ â † '3â € ™) and subsequently condensation until complete liquid state (3â € ™ â † '4â € ™). Through the second condensation means 131 the latent condensation heat is thermally transferred to the flow of water in delivery Hman which undergoes a corresponding heating which advantageously can be over 80 ° C.
Al completamento della condensazione, il secondo fluido R2 allo stato liquido attraversa i secondi mezzi di raffreddamento 71 per essere ulteriormente raffreddato a pressione costante Pc2 (fase 4’→5’). Come sopra già indicato, i mezzi di raffreddamento 71 recuperano parte dell’energia termica residua presente nel secondo fluido R2 condensato riscaldando il flusso di acqua F di alimentazione ovvero la sorgente fredda. In seguito a questo raffreddamento post-condensazione, attraverso i secondi mezzi di espiazione 141, il secondo fluido operativo R2 allo stato liquido viene espanso iso-entalpicamente e sostanzialmente iso-termicamente fino alla pressione di evaporazione Pe2. In pratica il passaggio del fluido R2 all’interno dei secondi mezzi di espansione 141 determina solo una di diminuzione di pressione, ma non una variazione di temperatura in quanto durante questa trasformazione il fluido R2 si mantiene sempre allo stato liquido. In altre parole, differentemente dalle pompe di calore tradizionali, la fase di espansione non à ̈ accompagnata da una perdita di energia termica. Al contrario durante il sotto-raffreddamento del liquido R2, viene recuperata una quantità di entalpia (indicata con il rettangolo A in figura 4) che viene trasferita direttamente al fluido di alimentazione F. Ciò significa che viene aumentata la quantità di energia termica che può essere sottratta dallo stesso fluido di alimentazione F per evaporare il primo fluido operativo R1 del circuito di bassa temperatura. In accordo con gli scopi della presente invenzione, il riscaldamento del fluido di alimentazione F si traduce in un aumento della temperatura della sorgente fredda ovvero in un vantaggioso aumento del COP a parità di spesa energetica impiegata per la compressione dei due fluidi operativi R1,R2. Upon completion of the condensation, the second fluid R2 in the liquid state passes through the second cooling means 71 to be further cooled at constant pressure Pc2 (phase 4â € ™ â † ’5â € ™). As already indicated above, the cooling means 71 recover part of the residual thermal energy present in the second condensed fluid R2 by heating the feed water flow F or the cold source. Following this post-condensation cooling, through the second expiation means 141, the second operating fluid R2 in the liquid state is iso-enthalpically and substantially iso-thermically expanded up to the evaporation pressure Pe2. In practice, the passage of the fluid R2 inside the second expansion means 141 determines only a decrease in pressure, but not a variation in temperature since during this transformation the fluid R2 always remains in the liquid state. In other words, unlike traditional heat pumps, the expansion phase is not accompanied by a loss of thermal energy. On the contrary, during the sub-cooling of the liquid R2, a quantity of enthalpy is recovered (indicated by the rectangle A in figure 4) which is transferred directly to the supply fluid F. This means that the quantity of thermal energy that can be subtracted from the same supply fluid F to evaporate the first operating fluid R1 of the low temperature circuit. In accordance with the purposes of the present invention, the heating of the supply fluid F results in an increase in the temperature of the cold source or in an advantageous increase in the COP for the same energy expenditure used for the compression of the two operating fluids R1, R2.
Secondo una forma di realizzazione preferita dell’invenzione, schematizzata in figura 3, il dispositivo di riscaldamento 1 comprende vantaggiosamente una unità di raffreddamento e condensazione 72 operativamente predisposta fra i mezzi di condensazione 31 e i mezzi di espansione 41 del primo fluido operativo R1. Tale unità 72 ha la funzione di completare la condensazione del primo fluido operativo R1 e successivamente di sotto-raffreddare lo stesso. In altre parole secondo questa forma di realizzazione, i primi mezzi di condensazione 31 sono configurati in modo tale da realizzare solo una trasformazione di stato solo parziale (3→4a) del primo fluido operativo R1. According to a preferred embodiment of the invention, shown schematically in Figure 3, the heating device 1 advantageously comprises a cooling and condensing unit 72 operatively arranged between the condensing means 31 and the expansion means 41 of the first operating fluid R1. This unit 72 has the function of completing the condensation of the first operating fluid R1 and subsequently of sub-cooling it. In other words, according to this embodiment, the first condensation means 31 are configured in such a way as to achieve only a partial state transformation (3â † ’4a) of the first operating fluid R1.
Analogamente a quanto previsto per i mezzi di raffreddamento 71, l’unità di raffreddamento e condensazione 72 secondo l’invenzione scambia energia termica con il flusso di acqua F di alimentazione in modo da incrementarne la temperatura prima che lo stesso flusso ceda la propria energia termica nei mezzi di evaporazione 11 del circuito di bassa temperatura 10. In pratica attraverso l’unità 72 parte dell’energia termica (indicato con la lettera C nel diagramma di figura 4) derivante dalla condensazione del fluido R1 viene recuperato e trasferito al flusso di acqua di alimentazione F. Questa soluzione consente in pratica di sfruttare positivamente una quantità di energia termica di condensazione che altrimenti sarebbe persa come avviene nelle pompe tradizionali a doppio stadio. Infatti dal diagramma di figura 2, si osserva che a causa della forma a “campana†del diagramma liquido-vapore la quantità di energia derivante dalla condensazione del fluido di bassa temperatura (R1) à ̈ superiore a quella che effettivamente può essere assorbita dal fluido (R2) di alta temperatura. Conseguentemente nelle soluzioni tradizionali una parte dell’energia termica di condensazione viene sostanzialmente persa, in quanto non assorbibile dal fluido R2 di alta temperatura. Differentemente nel dispositivo 1 in figura 3 l’energia non ricevibile dal secondo fluido R2 viene vantaggiosamente impiegata per riscaldare la sorgente fredda (flusso di acqua F di alimentazione) a vantaggio di un aumento del COP. Similarly to what is envisaged for the cooling means 71, the cooling and condensing unit 72 according to the invention exchanges thermal energy with the feed water flow F so as to increase its temperature before the flow itself yields its own thermal energy in the evaporation means 11 of the low temperature circuit 10. In practice, through the unit 72 part of the thermal energy (indicated with the letter C in the diagram in figure 4) deriving from the condensation of the fluid R1 is recovered and transferred to the feed water flow F. This solution allows in practice to positively exploit a quantity of condensation thermal energy that would otherwise be lost as occurs in traditional double-stage pumps. In fact, from the diagram in figure 2, it can be observed that due to the `` bell '' shape of the liquid-vapor diagram, the quantity of energy deriving from the condensation of the low temperature fluid (R1) is greater than that which can actually be absorbed by the fluid (R2) of high temperature. Consequently, in traditional solutions a part of the condensation thermal energy is substantially lost, as it cannot be absorbed by the high temperature fluid R2. Differently in the device 1 in figure 3 the non-receivable energy from the second fluid R2 is advantageously used to heat the cold source (feed water flow F) to the advantage of an increase in the COP.
Una volta completata la condensazione del primo fluido R1, l’unità operativa 72 raffredda ulteriormente lo stesso fluido R1 similmente a quanto realizzato dai mezzi di raffreddamento 71 predisposti nel circuito di alta temperatura 100. Attraverso questo sotto-raffreddamento del primo liquido R1 viene recuperata una ulteriore quantità di energia termica (indicata nel diagramma di figura 4 con la lettera B). Anche questa ulteriore energia termica viene vantaggiosamente trasferita alla sorgente fredda (flusso di acqua F) in modo da accrescerne il contenuto energetico. Once the condensation of the first fluid R1 has been completed, the operating unit 72 further cools the same fluid R1 similarly to what is achieved by the cooling means 71 arranged in the high temperature circuit 100. Through this sub-cooling of the first liquid R1 is recovered a further quantity of thermal energy (indicated in the diagram in figure 4 with the letter B). This further thermal energy is also advantageously transferred to the cold source (water flow F) so as to increase its energy content.
In base a quanto appena descritto dunque il flusso di acqua F subisce quindi un primo e un secondo riscaldamento rispettivamente attraverso lo scambio termico con i mezzi di raffreddamento 71 del circuito di alta temperatura 100 e con l’unità di raffreddamento e condensazione 72 inserita nel circuito di bassa temperatura 10. Secondo una prima modalità impiantistica, la circolazione del flusso di acqua F à ̈ configurata in modo tale per cui lo stesso fluido F venga dapprima riscaldato dall’unità di raffreddamento e condensazione 72 e successivamente dai mezzi di raffreddamento 71 del circuito di alta temperatura 100. On the basis of what has just been described, therefore, the water flow F undergoes a first and a second heating respectively through the heat exchange with the cooling means 71 of the high temperature circuit 100 and with the cooling and condensing unit 72 inserted in the low temperature circuit 10. According to a first system modality, the circulation of the water flow F is configured in such a way that the same fluid F is first heated by the cooling and condensing unit 72 and subsequently by the cooling means 71 of the high temperature circuit 100.
I primi mezzi 21 e/o i secondi di compressione 121 possono essere costituiti da compressori volumetrici delle tipologie normalmente impiegate per la realizzazione delle pompe di calore tradizionali o da altri mezzi funzionalmente equivalenti. A tal proposito secondo una forma di realizzazione preferita, i mezzi di compressione 21 del primo fluido R1 e/o quelli di compressione 121 del secondo fluido R2 sono configurati in modo tale da scambiare energia termica con il flusso di acqua F di alimentazione prima che lo stesso raggiunga operativamente i mezzi di evaporazione 11 del circuito di bassa temperatura 10. Questa soluzione consente vantaggiosamente di contenere il surriscaldamento dei lubrificanti impiegati per il funzionamento delle parti meccaniche dei compressori volumetrici al fine di migliorare l’affidabilità e la durata degli stessi. Infatti ipotizzando di impostare una temperatura di set point del dispositivo intorno agli 85 °C, à ̈ necessario che la temperatura di condensazione sia intorno agli 87- 88 °C il che significa avere un surriscaldamento in seguito alla compressione più alto (a seconda del fluido refrigerante impiegato si può arrivare anche a 160 °C). Tuttavia in regime di funzionamento gli attriti interni delle parti meccaniche che compongono i compressori volumetrici possono raggiungere anche i 150 °C. Tale temperatura à ̈ ovviamente pericolosa per l’integrità dei lubrificanti impiegati e dunque per l’affidabilità della macchina. Attraverso la soluzione in figura 3, la temperatura di surriscaldamento può rimanere confinata in un intervallo accettabile. Si osserva che l’energia termica sottratta dai mezzi di compressione 21,121 incrementa ulteriormente il livello termico del flusso di acqua F contribuendo all’ottenimento di alti valori di COP (superiori a 3). The first compression means 21 and / or the second compression means 121 can be constituted by volumetric compressors of the types normally used for making traditional heat pumps or by other functionally equivalent means. In this regard, according to a preferred embodiment, the compression means 21 of the first fluid R1 and / or the compression means 121 of the second fluid R2 are configured in such a way as to exchange thermal energy with the feed water flow F before it operationally reaches the evaporation means 11 of the low temperature circuit 10. This solution advantageously allows to contain the overheating of the lubricants used for the operation of the mechanical parts of the volumetric compressors in order to improve their reliability and duration. In fact, assuming to set a device set point temperature around 85 ° C, it is necessary that the condensing temperature is around 87-88 ° C which means having a higher superheat following compression (depending on the fluid used refrigerant can even reach 160 ° C). However, in operation the internal friction of the mechanical parts that make up the volumetric compressors can reach up to 150 ° C. This temperature is obviously dangerous for the integrity of the lubricants used and therefore for the reliability of the machine. Through the solution in figure 3, the superheat temperature can remain confined to an acceptable range. It is observed that the thermal energy subtracted from the compression means 21,121 further increases the thermal level of the water flow F contributing to obtaining high COP values (higher than 3).
Con riferimento sempre allo schema di figura 3, il dispositivo di riscaldamento secondo l’invenzione può comprendere anche un collettore di mandata 81 e un collettore di ritorno 82 del flusso di alimentazione F. In particolare secondo questa modalità impiantistica, flusso F, di falda o di origine geotermica, entra nel collettore di mandata 82 per poi essere canalizzato verso i componenti del circuito che ne consentono il riscaldamento secondo quando sopra descritto. In particolare un primo flusso F1 viene riscaldato dall’unità operativa 72 di raffreddamento e condensazione, un secondo flusso F2 viene riscaldato dai mezzi di raffreddamento 71 del circuito di alta temperatura 100, un terzo flusso F3 viene riscaldato dai mezzi di compressione 21 del primo fluido R1 e un quarto flusso F4 viene riscaldato dai mezzi di compressione del secondo fluido R2. Tali flussi F1,F2,F3,F4 sono raccolti nel collettore di ritorno 82. Da questo ultimo il flusso F viene inviato ai mezzi di evaporazione 11 del circuito di bassa temperatura 10 nel quale si realizza l’evaporazione del primo fluido operativo R1 secondo la modalità sopra indicata. Always referring to the diagram in figure 3, the heating device according to the invention can also comprise a delivery manifold 81 and a return manifold 82 for the supply flow F. In particular, according to this system mode, flow F, groundwater or of geothermal origin, it enters the delivery manifold 82 and then is channeled towards the components of the circuit which allow it to be heated according to what is described above. In particular, a first flow F1 is heated by the operating unit 72 for cooling and condensing, a second flow F2 is heated by the cooling means 71 of the high temperature circuit 100, a third flow F3 is heated by the compression means 21 of the first fluid R1 and a fourth flow F4 is heated by the compression means of the second fluid R2. These flows F1, F2, F3, F4 are collected in the return manifold 82. From this latter the flow F is sent to the evaporation means 11 of the low temperature circuit 10 in which the evaporation of the first operating fluid R1 according to the method indicated above.
In una prima possibile modalità operativa i due fluidi operativi R1, R2 possono essere della stessa tipologia e in particolare possono presentare la stessa densità . Tuttavia le soluzioni tecniche sopra adottate consentono vantaggiosamente di impiegare fluidi operativi con densità diverse e in particolare consentono di impiegare un fluido R2 nel circuito di alta temperatura 100 avente densità inferiore rispetto al fluido circolante nel circuito di bassa temperatura 10. Infatti la maggior entalpia resa disponibile, rispetto alle soluzioni tradizionali, per il secondo fluido R2 consente di ridurne la portata di massa necessaria. Ciò consente, ad esempio, di ridurre i consumi connessi alla compressione del secondo fluido R2. Secondo una ulteriore possibile modalità di funzionamento, come fluido operativo R2 circolante nel circuito di alta temperatura 100 può essere impiegata una soluzione acquosa (o anche sola acqua) viste le condizioni di pressione e temperatura che accompagnano il funzionamento del circuito di alta temperatura 100. In a first possible operating mode, the two operating fluids R1, R2 can be of the same type and in particular they can have the same density. However, the technical solutions adopted above advantageously allow the use of operating fluids with different densities and in particular allow the use of a fluid R2 in the high temperature circuit 100 having a lower density than the fluid circulating in the low temperature circuit 10. In fact the greater enthalpy made available , compared to traditional solutions, for the second fluid R2 allows to reduce the required mass flow rate. This allows, for example, to reduce the consumption connected to the compression of the second fluid R2. According to a further possible operating mode, an aqueous solution (or even just water) can be used as the operating fluid R2 circulating in the high temperature circuit 100, given the pressure and temperature conditions that accompany the operation of the high temperature circuit 100.
Le soluzioni adottate per il dispositivo di riscaldamento secondo l’invenzione consentono di assolvere pienamente il compito e gli scopi prefissati. In particolare il dispositivo secondo l’invenzione consente di ottenere elevati coefficienti di prestazione (COP) con ovvi vantaggi in termini di spesa energetica. In altre parole il dispositivo secondo l’invenzione consente di ottenere una alta temperatura di setpoint con una bassa spesa energetica del sistema. The solutions adopted for the heating device according to the invention allow to fully accomplish the intended aim and objects. In particular, the device according to the invention allows to obtain high coefficients of performance (COP) with obvious advantages in terms of energy expenditure. In other words, the device according to the invention allows to obtain a high setpoint temperature with a low energy expenditure of the system.
Il dispositivo così concepito à ̈ suscettibile di numerose modifiche e varianti, tutte rientranti nell’ambito del concetto inventivo; inoltre tutti i dettagli potranno essere sostituiti da altri tecnicamente equivalenti. The device thus conceived is susceptible of numerous modifications and variations, all of which are within the scope of the inventive concept; furthermore, all the details may be replaced by other technically equivalent ones.
In pratica, i materiali impiegati nonché le dimensioni e le forme contingenti, potranno essere qualsiasi secondo le esigenze e lo stato della tecnica. In practice, the materials used, as well as the contingent shapes and dimensions, may be any according to the requirements and the state of the art.
Claims (10)
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