IT201900006560A1

IT201900006560A1 - Macchina termica a ciclo inverso a compressione di vapore

Info

Publication number: IT201900006560A1
Application number: IT102019000006560A
Authority: IT
Inventors: Giuseppe Verde
Original assignee: Giuseppe Verde
Priority date: 2019-05-07
Filing date: 2019-05-07
Publication date: 2019-08-07

Description

Macchina termica a ciclo inverso a compressione di vapore

Ormai da molti anni in ogni branca della scienza applicata ci si sforza sempre di più di ridurre il continuo utilizzo di sorgenti energetiche esauribili, come combustibili fossili (carbone, petrolio, gas naturale, ecc.) e combustibili nucleari; aumento dell’effetto serra, diminuzione dello strato di ozono, inquinamento e acidificazione dell’atmosfera, contaminazione e acidificazione delle risorse idriche su vasta scala e impatto ambientale delle scorie radioattive sono solo alcune delle conseguenze derivanti da tale utilizzo.

In quest’ottica, lo sviluppo tecnologico della tecnica del freddo in termini di efficienza energetica e sostenibilità ambientale integrale gioca un ruolo molto importante, data l’enorme richiesta di energia elettrica di tale settore. L’International Energy Agency ha stimato infatti che nei paesi sviluppati l’energia elettrica assorbita dai supermercati per il congelamento dei prodotti alimentari rappresenti dal 3% al 5% dell’energia elettrica totale richiesta, ed in particolare il 50% di questa energia viene assorbita dagli impianti di congelamento. Oltre allo studio e all’utilizzo di refrigeranti caratterizzati da un ridotto impatto ambientale, risulta fondamentale lo studio di nuove configurazioni di impianto in grado da un lato di ridurre il consumo di energia elettrica e dall’altro di ridurre drasticamente la carica complessiva del fluido di lavoro necessario. La propensione della ricerca volge alla produzione di freddo industriale; in Italia e in tutti gli altri paesi sviluppati infatti il ramo della refrigerazione industriale e commerciale è fra i maggiori consumatori di energia elettrica.

Molti sono i tentativi volti ad aumentare le prestazioni dei dispositivi refrigeranti. Alcuni hanno trovato ostacoli di natura tecnologica che ne hanno pregiudicato la fattibilità, altri hanno portato vantaggi in termini di aumento del rendimento complessivo di funzionamento, a discapito comunque di una maggiore complessità dell’impianto. Un esempio è costituito dagli impianti con sistemi a più stadi di frazionamento, che se da un lato sono caratterizzati da una maggiore complessità nella gestione dell’impianto, dall’altro sono caratterizzati da un principio di funzionamento semplice e versatile per molti scopi e risultano quindi essere ancora oggi la tecnologia più diffusa nelle macchine a ciclo inverso. Lo scopo della ricerca è sviluppare un sistema che sia particolarmente semplice da realizzare, energeticamente efficiente e affidabile.

Gli impianti a ciclo inverso tradizionali presentano un’inefficienza sostanziale data dall’impiego dell’organo statico di strozzamento. Esso infatti rende possibile l’espansione con entalpia iniziale pari a quella finale del fluido di lavoro in direzione di una diminuzione della pressione (e quindi della temperatura), degradando l’energia di pressione in attrito. La valvola di laminazione è cioè un dispositivo economico ma completamente dissipativo. In passato sono stati fatti tentativi per trovare una soluzione a questo problema tecnico, ma nessuna di queste soluzioni risulta essere più efficace di quella proposta secondo la presente invenzione. La novità di tale sistema consiste nell’adozione di un doppio stadio di compressione mediante uno o più frazionamenti di fluido frigorigeno a valle dello scambiatore di alta pressione, che viene espanso fino ad una pressione intermedia fra quelle di esercizio tramite valvola di espansione. La portata frazionata viene successivamente introdotta nel circuito “lato freddo” di uno scambiatore di calore ad hoc. Al circuito “lato caldo” dello scambiatore aggiuntivo viene immesso invece la restante parte di fluido di lavoro uscente dallo scambiatore di alta pressione. Grazie al gradiente termico esistente fra le due portate si favorisce il sottoraffreddamento del fluido “lato caldo” e la completa evaporazione della miscela bifasica che costituisce il “lato freddo”. Il vapore prodotto dal frazionamento è immesso quindi in un espansore, in modo da poter eventualmente recuperare una quota parte di energia da conferire al compressore. Inoltre, il sottoraffreddamento della restante parte di fluido favorisce, come noto, una migliore resa frigorifera rispetto alle soluzioni tradizionali. Globalmente si ottiene un miglioramento del coefficiente di prestazione dell’impianto, conseguentemente un risparmio energetico ed economico.

Gli impianti nei quali si realizza un trasferimento di energia termica da una sorgente a temperatura inferiore ad una a temperatura superiore sono detti impianti a ciclo inverso, frigoriferi o pompe di calore, a seconda che la finalità sia la produzione di energia frigorifera o termica rispettivamente.

Il tipico layout di tali macchine termiche prevede l’utilizzo di un compressore (1), due scambiatori di calore (2, 4) e un’unità di espansione (3), ad esempio un tubo a capillare oppure una valvola di laminazione. I fluidi di lavoro devono avere caratteristiche fisicochimiche tali da renderli idonei a tale applicazione quali alta densità, alto calore latente di vaporizzazione, stabilità chimica, non pericoloso e non tossico per l’uomo.

Le Figure 1 e 2 illustrano, rispettivamente, il tipico schema di impianto di una macchina frigorifera a compressore di vapore ed il corrispondente diagramma p-h (pressione-entalpia).

Il compressore (1) incrementa la pressione del vapore ad un livello tale che la corrispondente temperatura di saturazione sia maggiore della temperatura ambiente in cui lavora lo scambiatore di alta pressione (2), ad esempio un condensatore. Allo stesso modo la pressione di esercizio dello scambiatore di bassa pressione (4) deve essere tale per cui la corrispondente temperatura di saturazione sia minore della temperatura ambiente in cui lavora lo scambiatore stesso (4). Il vapore compresso viene immesso nello scambiatore di alta pressione (2), il quale scambiando potenza termica con l’ambiente, consente il raffreddamento del fluido, che si porta quindi da vapore surriscaldato a liquido saturo o sottoraffreddato. Successivamente il liquido è inviato all'organo di espansione (3) per diminuirne la pressione al livello prestabilito. Il fluido in uscita è finalmente immesso nello scambiatore di bassa pressione (4) il quale, ricevendo potenza termica dall’ambiente, consente la completa evaporazione della miscela bifasica fino a vapore saturo o surriscaldato. Da qui il ciclo si ripete nuovamente per come appena spiegato.

In tabella 1 vengono riportati alcuni dati di funzionamento noti di un impianto di refrigerazione tradizionale per il congelamento rapido di prodotti alimentari. In tabella 3 vengono riportati i parametri termodinamici calcolati con riferimento agli stati termodinamici riportati in tabella 2.

TABELLA 1

TABELLA 2

TABELLA 3

Il presente elaborato vuole presentare un’innovativa configurazione impiantistica per macchine termiche a ciclo inverso a compressione di vapore per applicazioni industriali e impianti di condizionamento, in aggiunta ad una nuova soluzione pratica per la regolazione del circuito di refrigerazione.

Le caratteristiche e i vantaggi dell’invenzione risulteranno evidenti alla luce della descrizione dettagliata di una forma di realizzazione preferita ma non esclusive di altre forme, illustrata a titolo di esempio non limitativo negli uniti disegni, nei quali per tale scopo il dispositivo/sistema in accordo alla sua forma di realizzazione della presente invenzione consiste delle seguenti parti rappresentati/descritti in tavola 3.

Il vantaggio di tale configurazione risiede nella possibilità di sfruttare parte dell’entalpia del fluido in uscita da uno scambiatore di alta pressione. La semplicità del principio di funzionamento è tale per cui possono supporsi due livelli di frazionamenti e scambi interni di potenza termica, soprattutto in casi di pressioni di esercizio più ampi. Le figure 3 e 4 mostrano rispettivamente la configurazione proposta preferita ed il corrispondente diagramma p-h (pressione-entalpia).

A tal proposito viene riportato un nuovo schema di impianto per una macchina termica a ciclo inverso a compressione di vapore con due frazionamenti/spillamenti, in cui non si fa altro che ripetere in un loop interno apposito la stessa pratica descritta nell’arte nota più vicina, caratterizzato dal fatto di comprendere:

- uno scambiatore di alta pressione (3) a valle di e in comunicazione di fluido con un compressore principale (2);

- un espansore (8) a valle dello scambiatore di alta pressione (3); - un evaporatore (9) a monte di un compressore (1) ed a valle di e in comunicazione di fluido con detto espansore (8);

- un espansore (10) in comunicazione di fluido tra l’evaporatore (9) e il compressore principale (2);

- uno scambiatore di calore (5) avente un ramo caldo (5c) del fluido non frazionato (1-s1) collegato a valle di detto scambiatore di alta pressione (3) e prima della valvola di laminazione (6), ed

un ramo freddo (5f) del fluido frazionato (s1) collegato a valle ad una valvola di laminazione (4) e a monte di detto espansore (10); - uno scambiatore di calore (7) avente un ramo caldo (7c) del fluido non frazionato (1-s1-s2) collegato a valle di detto scambiatore (5) e prima dell’espansore (8), ed

un ramo freddo (7f) del fluido frazionato (s2) collegato a valle ad una valvola di laminazione (6) e a monte del compressore principale (2).

Descrizione delle singole parti che costituiscono l’oggetto della presente invenzione:

l’intera portata di fluido refrigerante viene compressa dal compressore principale (2) e successivamente raffreddata tramite lo scambiatore di alta pressione (3). La portata di fluido frazionata (s1) ed espansa mediante la valvola di laminazione (4), costituisce il lato freddo (5f) dello scambiatore di calore (5), ad esempio di tipo a piastre o fascio tubiero comunemente utilizzati in campo frigorifero, mentre il lato caldo (5c) è rappresentato dalla portata di fluido non frazionata (1-s1). La portata rimanente non frazionata (1-s1) viene sottoraffreddata in (5) grazie allo scambio termico interno con il primo frazionamento (s1) allo scambiatore di alta pressione (3), la cui portata è calibrata in modo da consentire la completa evaporazione.

La portata di fluido frazionata (s1) in uscita dallo scambiatore (5) allo stato di vapore a basso titolo, evapora completamente portandosi allo stato di vapore surriscaldato; viene quindi fatta espandere mediante l’espansore (10), fino ad un livello intermedio di pressione, cioè alla stessa pressione in uscita dal compressore (1), che diversamente dal documento brevettuale n. WO/2008/054380, risulta essere in comunicazione di fluido tra detto scambiatore (5) e detto compressore principale (2).

Il grado di frazionamento è tarato opportunamente in modo da garantire la completa evaporazione della portata frazionata (s1), un certo pinch allo scambiatore di calore (5) e che contemporaneamente il fluido in uscita dall’espansore (10) sia al minimo vapore saturo.

Analogamente a quanto fatto precedentemente, una parte del fluido (s2) della portata (1-s1), diversamente dal brevetto n. WO/2008/142714, viene frazionata ed espansa tramite valvola (6) fino al valore della pressione intermedia corrispondente alla mandata del compressore (1) ed inviata al lato freddo (7f) dello scambiatore (7), ad esempio di tipo a piastre o fascio tubiero comunemente utilizzati in campo frigorifero. Il lato caldo (7c) di quest’ultimo è costituito dalla restante portata di fluido (1-s1-s2).

La portata rimanente non frazionata (1-s1-s2), in aggiunta ai benefici/vantaggi ottenuti/rivendicati nel brevetto depositato n. WO/2017/179083, viene sottoraffreddata ulteriormente in (7) grazie allo scambio termico interno con il secondo frazionamento (s2), la cui portata è calibrata in modo da consentire la completa evaporazione prima di entrare nel secondo stadio di compressione (2). L’uscita del ramo caldo (7c) del secondo scambiatore di calore (7) è collegata tramite un condotto all’espansore (8). In questo modo, la portata restante di fluido (al netto quindi dei due frazionamenti), viene fatta espandere mediante/tramite detto espansore (8) fino alla pressione di evaporazione.

Successivamente, la portata di fluido (1-s1-s2) viene fatta completamente evaporare tramite lo scambiatore di bassa pressione (9) e poi compressa in (1), fino alla pressione a valle dell’espansore (10), la cui mandata viene collegata al condotto di aspirazione del compressore principale (2).

Infine, l’intera portata di fluido viene rimescolata e compressa completamente alla pressione dello scambiatore di alta pressione (3) per iniziare un nuovo ciclo.

Nell’arte non è presente, e non è mai stato suggerito, un dispositivo per le attività/funzioni sopra descritte uguale o simile a quello oggetto della presente invenzione. L’effetto utile della configurazione rispetto al caso al singolo stadio tradizionale viene dunque ulteriormente incrementato, sia grazie al sottoraffreddamento più spinto del refrigerante in uscita dallo scambiatore di alta pressione (3) e sia alla maggiore energia recuperata con l’aggiunta del secondo loop di recupero termico interno. In questo modo, infatti, è possibile ottenere un’efficienza maggiore dovuto ad una gestione efficace della ripartizione dei carichi frazionati, che utilizza al più due stadi di compressione, risultando quindi meno costoso e meno complesso da gestire.

L’uso dell’economizzatore permette un miglioramento dell’efficienza tanto maggiore quanto maggiore e il rapporto di compressione, quanto più è alta la temperatura del fluido e quanto più è bassa la temperatura della sorgente fredda. Per contro, non permette di sfruttare il sottoraffreddamento indotto dall’elevato salto termico dato che è già sfruttato dagli economizzatori stessi.

L’espansore (10) può assumere la configurazione di una valvola di laminazione, oppure in alternativa può assumere la configurazione di una turbina. In tal caso, detta turbina può essere collegata fisicamente/meccanicamente ad almeno un alternatore (ovvero assume la configurazione di un turboalternatore), oppure in alternativa può essere collegata fisicamente/meccanicamente ad almeno un compressore (ovvero assume la configurazione di un turbocompressore), atta a fornire/erogare energia elettrica e/o meccanica rispettivamente, garantendo la possibilità di autonomo adattamento alle differenti condizioni di carico senza l’ausilio di controlli esterni.

L'oggetto dell’invenzione è suscettibile di numerose modifiche e varianti, tutte rientranti nel concetto inventivo espresso nelle rivendicazioni allegate.

Tutti i particolari potranno essere sostituiti da altri elementi tecnicamente equivalenti, ed i materiali potranno essere diversi a seconda delle esigenze, senza uscire dall'ambito di tutela della presente invenzione.

Anche se l'oggetto è stato descritto con particolare riferimento alle figure allegate, i numeri di riferimento usati nella descrizione e nelle rivendicazioni sono utilizzati per migliorare la comprensione/intelligenza dell’invenzione e non costituiscono alcuna limitazione all'ambito di tutela rivendicato.

I risultati preliminari teorici ottenuti hanno mostrato come la soluzione proposta offra potenzialmente sia una maggiore efficienza energetica sia un incremento della capacità frigorifera rispetto i valori che caratterizzano l’impianto reale con i quali sono stati confrontati i dati. Fissata la temperatura dello scambiatore di alta pressione (ad esempio un condensatore), sia la variazione dell’efficienza energetica sia della capacità frigorifera aumentano al diminuire della temperatura di evaporazione e quindi all’aumentare del lift lordo delle temperature di esercizio. In sostanza peggiori sono le condizioni di funzionamento e maggiore è il potenziale di risparmio ottenibile.

Il fluido organico inizialmente utilizzato è stato l’R404a, che è attualmente uno dei più efficienti e impiegati nelle applicazioni di congelamento industriale. I risultati hanno dimostrato un notevole risparmio di energia per una temperatura di evaporazione di circa 40 °C a parità di potenza/resa frigorifera (ad esempio di 30 kW), un risparmio economico proporzionale al risparmio energetico e riduzione nelle emissioni di gas climalteranti.

Si è trovato che un dispositivo per la circolazione di fluido refrigerante secondo la presente invenzione, ossia comprendete una fase di precompressione con doppio sottoraffreddamento eseguita mediante mezzi di espansione principali, permette di ottenere un coefficiente di prestazione (COP) maggiore rispetto a quello di un dispositivo tradizionale del tipo illustrato nelle Figure 1 e 2.

Con riferimento all’impianto descritto in figura 3, assumendo una

di ∆Tmin = 5 °C negli scambiatori di calore (5) e (7), un rendimento ηT = 0,69 dell’espansore a turbina (7), un rendimento ηC = 0,51 del compressore (1), ed un rendimento ηCP = 0,63 del compressore principale (2), si ottengono i valori di pressione (p), temperatura (T), entropia (s) ed entalpia (h) degli stati fisici 1*-13* del diagramma p-h di Figura 3 riportati in tabella 4.

In tabella 5 vengono inoltre riportati i risultati termodinamici ottenuti a partire dai parametri di tabella 4.

TABELLA 4

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TABELLA 5

Da quanto finora esposto è possibile asserire che la soluzione proposta secondo la presente invenzione permette di ottenere un aumento delle prestazioni pari a circa il 54%.

Il funzionamento dell’impianto con tale configurazione risulta essere economicamente vantaggiosa rispetto l’impianto tradizionale e si può dedurre facilmente che aumentando la resa frigorifera dell’impianto si ottiene un beneficio economico maggiore.

I primi risultati di tale confronto, il quale non ha riguardato soltanto la valutazione dell’effetto utile rispetto il sistema tradizionale ma anche l’eventuale utilizzo di diversi fluidi di lavoro, hanno mostrato come la soluzione proposta consenta di ottenere un miglioramento del Coefficiente di Prestazione (COP) e della capacità frigorifera dell’impianto.

All’aumentare del lift lordo del ciclo termodinamico aumenta il potenziale di risparmio energetico conseguibile con la configurazione proposta.

È stato risolto inoltre un problema di ottimizzazione per il fluido selezionato R744 (CO<2>) riportato in tabella 6. La figura 5 mostra rispettivamente il corrispondente diagramma p-h (pressione-entalpia), mantenendo invariato il layout delineato in figura 3.

TABELLA 6

In questo caso, lo scambiatore di alta pressione (3) assumerebbe la classica configurazione del gas cooler, anziché un condensatore, mentre l’espansore (8) può essere eventualmente una turbina, anziché una valvola di laminazione.

Analogamente a quanto svolto nella pratica precedente, detta turbina può essere collegata fisicamente/meccanicamente ad almeno un alternatore (ovvero assume la configurazione di un turboalternatore), oppure in alternativa può essere collegata fisicamente/meccanicamente ad almeno un compressore (ovvero assume la configurazione di un turbocompressore).

I livelli di pressione intermedi a cui lavorano gli espansori non sono stati impostati a priori. Si è pensato piuttosto di verificare quali debbano essere i loro valori ottimali che, insieme ad opportuna taratura dei frazionamenti, massimizzano il rendimento ottenuto.

L’idea di partenza è stata però quella di ragionare a parità di servizio erogato.

Con riferimento alle caratteristiche tecniche dell’invenzione, il procedimento esposto definisce un metodo tecnico inventivo/originale che in relazione alle modalità di attuazione degli elementi combinati tra loro, forniscono per l’impianto un risultato utile e conveniente, in quanto vengono definiti in modo agevole gli elementi distintivi, adeguati e necessari per migliorare il coefficiente di effetto utile di un impianto termodinamico operatore, ottimizzando le prestazioni al minimo costo rispetto ai documenti brevettuali sopra citati.

Ulteriori sviluppi del progetto riguarderanno una approfondita analisi di fattibilità economica; sarà necessario quindi dimensionare opportunamente gli scambiatori interni, selezionare l’espansore più adeguato a seconda del campo di impiego e valutare accuratamente gli organi ausiliari e la sensoristica necessaria.

Altro aspetto da approfondire riguarderà l’ottimizzazione dei livelli di pressione interni e dei frazionamenti al variare delle temperature delle sorgenti termiche. Ciò permetterebbe la costruzione di una sorta di “mappa” della macchina termodinamica che permetterebbe ad uno opportuno sistema di regolazione di garantire le migliori prestazioni al variare delle condizioni di funzionamento.

I risultati fin qui ottenuti, inerenti ad una fase iniziale del progetto basata su analisi teorica, hanno mostrano come l’impiego della soluzione proposta sia più opportuno in impianti frigoriferi di media e grossa taglia per motivi prettamente economici; non ci sono, allo stato attuale, limiti teorici ad un eventuale impiego in funzionamento a pompa di calore.

Claims

Rivendicazioni 1. Macchina termica a ciclo inverso a compressione di vapore, caratterizzato dal fatto di comprendere: - uno scambiatore di alta pressione (3) a valle di e in comunicazione di fluido con un compressore principale (2); - un espansore (8) a valle dello scambiatore di alta pressione (3); - un evaporatore (9) a monte di un compressore (1) ed a valle di e in comunicazione di fluido con detto espansore (8); - un espansore (10) in comunicazione di fluido tra l’evaporatore (9) e il compressore principale (2); - uno scambiatore di calore (5) avente un ramo caldo (5c) del fluido non frazionato (1-s1) collegato a valle di detto scambiatore di alta pressione (3) e prima della valvola di laminazione (6), ed un ramo freddo (5f) del fluido frazionato (s1) collegato a valle ad una valvola di laminazione (4) e a monte di detto espansore (10); - uno scambiatore di calore (7) avente un ramo caldo (7c) del fluido non frazionato (1-s1-s2) collegato a valle di detto scambiatore (5) e prima dell’espansore (8), ed un ramo freddo (7f) del fluido frazionato (s2) collegato a valle ad una valvola di laminazione (6) e a monte del compressore principale (2).
2. Macchina termica a ciclo inverso a compressione di vapore secondo la rivendicazione 1, caratterizzato dal fatto che: - l’espansore (10) è una valvola di laminazione.
3. Macchina termica a ciclo inverso a compressione di vapore secondo la rivendicazione 1, caratterizzato dal fatto che: - l’espansore (10) è una turbina.
4. Macchina termica a ciclo inverso a compressione di vapore secondo la rivendicazione 3, caratterizzato dal fatto che: - l’espansore (10) è un turbocompressore.
5. Macchina termica a ciclo inverso a compressione di vapore secondo la rivendicazione 3, caratterizzato dal fatto che: - l’espansore (10) è un turboalternatore.
6. Macchina termica a ciclo inverso a compressione di vapore secondo la rivendicazione 1, caratterizzato dal fatto che: - l’espansore (8) è una valvola di laminazione.
7. Macchina termica a ciclo inverso a compressione di vapore secondo la rivendicazione 1, caratterizzato dal fatto che: - l’espansore (8) è una turbina.
8. Macchina termica a ciclo inverso a compressione di vapore secondo la rivendicazione 7, caratterizzato dal fatto che: - l’espansore (8) è un turbocompressore.
9. Macchina termica a ciclo inverso a compressione di vapore secondo la rivendicazione 7, caratterizzato dal fatto che: - l’espansore (8) è un turboalternatore.
10. Procedimento per la circolazione di un fluido refrigerante per una macchina termica a ciclo inverso a compressione di vapore in accordo con la rivendicazione 1, comprendente le fasi di: - compressione del fluido refrigerante nel compressore principale (2); - raffreddamento del fluido in uno scambiatore di alta pressione (3) a valle di ed in comunicazione di fluido con detto compressore principale (2); - espansione del fluido in un espansore (8) a valle di detto scambiatore di alta pressione (3); - evaporazione del fluido in un evaporatore (10) a valle e in comunicazione di fluido con detto espansore (8); caratterizzato dal fatto di comprendere: - tra detta fase di espansione mediante l’espansore (8) e detta fase di compressione principale mediante il compressore (2), una fase di precompressione del fluido refrigerante in un compressore (1); - tra detta fase di raffreddamento mediante lo scambiatore di alta pressione (3) e detta fase di espansione del fluido mediante l’espansore (8), una fase di scambio termico in uno scambiatore di calore (5) tra il fluido refrigerante non frazionato (1-s1) circolante in un ramo caldo (5c) dello scambiatore di calore (5), ed un relativo frazionamento del fluido refrigerante (s1) prelevato a monte dello scambiatore di calore (5), raffreddato all'interno di una valvola di laminazione (4) e circolante in un ramo freddo (5f) dello scambiatore di calore (5); - una fase di espansione in almeno un espansore (10) del frazionamento del fluido refrigerante (s1) in uscita dal ramo freddo (5f) dello scambiatore di calore (5); e - a valle di detta fase di detto scambio termico mediante lo scambiatore di calore (5) tra detta fase di raffreddamento del fluido mediante lo scambiatore di alta pressione (3) e detta fase di espansione mediante l’espansore (8), una fase di scambio termico in uno scambiatore di calore (7) tra il fluido refrigerante non frazionato (1-s1-s2) circolante in un ramo caldo (7c) dello scambiatore di calore (7), ed un relativo frazionamento del fluido refrigerante (s2) prelevato a monte dello scambiatore di calore (7), raffreddato all'interno di una valvola di laminazione (6) e circolante in un ramo freddo (7f) dello scambiatore di calore (7).