NO800960L - Fremgangsmaate for aa ivareta varmen som oppstaar i en varmepumpe - Google Patents

Description

Oppfinnelsen angår en fremgangsmåte for utnyttelse av varmeenergi, basert på anvendelse av varmepumpe, hvorved et varmende medium eller en eller flere medium* strømmer er koplet til et varmepumpesystems"fordampningsanordning og hvor en mediumstrøm, som skal oppvarmes, er koplet til kondensatoranordnirigen.

En innretning ved hjelp av hvilke varmeenergi overføres fra en lavere temperatur til en høyere kalles som kjent for en varmepumpe.

Ideen med å anvende en varmepumpe for oppvarming og for utnyttelse av spillvarme har lenge vært kjent. Angående teknikkens stand som angår foreliggende oppfinnelse henvises i allminnelighet til publikasjonen: "Møjligheter till och verkningar av anvanding av en varmepump vid upp-varmning och vid tillvaratagande av varme", Aittomåki,Kalema, Lappalainen, Talsio, Wikstéri, STFLaboratoriet f<5r WS-teknikk, meddelende 23, Otnas, mars 1975 dg angår spesi-elle løsninger til publikasjonen -"Refrigeration Engineering", H.J. MacINtire, F.W. Hutchinson, John Wiley & Sons:,Inc, New York,- 1950, Chapter VI.

Den tekniske ytelsesevnen til en varmepumpe fremgår av en varmekoeffisient e , hvor e = avgitt varmeeffekt/utført arbeide, der den avgitte varmeeffekten er summen av den fra en varmekilde tatt varmeeffekt og det utførte arbeide. Nytten av varmepumpen er således i det vesentlige avhengig av varmekoeffisientens størrelse. Jo større koeffisienten e er, dess nyttigere er varmepumpen. Det kan også lett bevises at den teoretiske varmekoeffisienten eteorfår et varmepumpesystem med en krets kan ut-trykkes på følgende måte:

der t= temperaturen av den mediumstrømmen som skal oppvarmes etter varmepumpen, og

T= temperaturen til den varmeavgivende mediumstrømmen etter varmepumpen,

hvorfor varmekoeffisienten er avhengig av den

herskende temperaturen.

Tidligere kjente varmepumpesystem har i hoved-saken omfattet kun en eneste krets. I dette kan med andre ord anvendes kun et eneste medium for å overføre varme fra varmekilden til gjenstanden skal oppvarmes.

Den teoretiske varmekoeffisienten i et slikt varmesystem med en krets er til og med ved moderne tilpasninger mindre enn fire avhengig av størrelsen av. temperaturen av mediet som skal oppvarmes og/eller av det varmeavgivende mediet. Den teoretiske varmekoeffisienten for de varmepumpesysterner som for tiden er i allment bruk kan be-regnes ifølge den ovenfornevnte formel (1). De tapene

som knytter seg til kompressoren og også til andre deler av varmepumpesysternet senker imidlertid ytterligere denne teoretiske varmekoeffisienten. Den viktigste av disse taps-kildene er kompressorens ikke-ideale funksjon. PÅ basis av det ovenfor angitte er det også vesentlig å holde kompressor-, ens virkningsgrad innenfor det optimale området for å oppnå en god varmekoeffisient. Kompressorens arbéidspunkt bør således velges, innen området for det optimale trykkforholdet (trykksidens trykk/sugesidens trykk), og overoppvarming av av det gassformede mediet som skal komprimeres bør for-hindres i størst mulig grad. Overoppvarming forringer nem-lig varmepumpesysternets virkningsgrad. Dette er imidlertid ikke mulig, ikke en gang i forbindelse med moderne kjente spesialløsninger, etter som trykkforholdet i dette systemet bestemmes av de temperaturnivåene som krever tilpasninger og av egenskapene til de anvendte mediene. Det er heller ikke mulig å unngå overoppvarming som medfører forringet virkningsgrad i systemet med eneste krets.

Varmekoeffisienten for kjente varmepumpesystem med en krets varierer også ved moderne tilpasninger oftest mellom 2...3 av ovenfornevnte grunner.

Som eksempel på teknikkens stilling angående varmepumpesystem med flere kretser henvises til. DE-patentet nr. 2 637 230 og US-patentet nr. 4 124 177.

Som drivenergi for varmepumper anvendes først og fremst elektrisitet. I flere.land, bl.a. i Finland, er elektrisiteten på grunn av produksjonsmåten betydelig dyrere enn varmeenergi. I Finland varierer prisforholdet elektrisk/ varmeenergi i dag vanligvis mellom 2,5 4 avhengig av tariffpoletikken.

Under slike forhold er det naturlig at varmepumpen på tross av alle forholdsregler som tar sikte på energibesparing ikke har kunnet vekke noen større interesse. På grunn av den begrensede energitilførselen i hele verden og for å lette på de økonomiske byrdene som oppstår i et

land som ikke er selvforsørgende hva energi angår og som. derfor må importere energi og brensel, ville det altså være viktig og utvikle et varmepumpesystem hvis varmekoeffisient er vesentlig høyere enn det herskende prisforholde.t mellom elektrisitet og varmeenergi.

Hensikten med foreliggende oppfinnelse er altså

å tilveiebringe en fremgangsmåte for utnyttelse av varmeenergi hasert på anvendelse av en varmepumpe, og som mulig-gjør oppnåelse av en varmekoeffisient som er betydelig høy-ere enn de idag kjente koeffisienter og som herved mulig-gjør varméutnyttelse også-innenfor slike anvendelsesom-

råder hvor det tidligere ikke hår vært økonomisk mulig.

For oppnåelse av ovenfornevnte angitte er oppfinnelsenkarakterisert vedat varmepumpesysternet for å forbedre varmekoeffisienten omfatter flere kontinuerlig arbeidende separate varmepumpekretser, hvis kompressorer er forsynt med en felles drivanordning, og at varmepumpekretsenes kondensatorer er koplet i serie i forhold til den medium-strømmen som skal oppvarmes, slik at temperaturen av den mediumstrømmen som skal oppvarmes stiger når den står i varmevekslingskontakt med mediene som sirkulerer i varmepumpekretsenes kondensatorer.

Teoretisk sett er oppfinnelsen fordelaktigest når systemet ifølge oppfinnelsen omfatter et uendelig antall adskilte varmepumpekretser.'Ved at ehbetrakter økningen av varmekoeffisienten e som en økning av antallet anvendte kretser ifølge oppfinnelsen og at økningen av kretsene,, i det minste ved den til nå kjente teknikk, også i noen grad

øker anleggskostnaden, oppnår en at et optimalt resultat oppnås ved anvendelse av et system, med 6.....10 adskilte varme-.pumpekretser. Herved utnyttes på en effektiv måte den omstendigheten at varmekoeffisienten e først stiger relativt steilt, da antallet anordnede varmepumpekretser ifølge oppfinnelsen øker. Varmekoeffisentens økning synker imidlertid ved større kretsantall.

Oppfinnelsen skal nå beskrives nærmere under henvisning til noen utførelsesformer av oppfinnelsen som er vist på> tegningene, hvor: figur 1 viser skjematisk et varmeutnyttelses-system med seks kretser ifølge oppfinnelsen,

figur 2 viser temperaturfordelingen i deuulike kretsene i systemet ifølge figur 1,

figur 3 viser den teoretiske totale varme-koef f isienten e]co]c'som ^an oppnås med fremgangsmåten ifølge oppfinnelsen, som funksjon av antall separate varmepumpekretser med temperaturen ifølge et senere beskrevet eksempel,.

figur 4 viser et T-s-koordinatsystem den fysi-kalske grunnen for en slik fordelaktig utførelsesform av oppfinnelsen,der det i varmepumpekretsen sirkulerte og i fordamperen fordampede medium holdes passende fuktig når det kommer tilkompressoren i varmepumpekretsen,

figur 5 viser et koplingsskjerna for et varmepumpesystem ifølge oppfinnelsen anvendt i forbindelse med utnyttelsen av varmeenergien i avløpsvann,

figur 6 viser et varmepumpesystem med flere kretser ifølge oppfinnelsen anvendt i forbindelse med en tørkeinnretning for trevirke, dvs. et allment riss av en kondensasjonstørke:i hvilke fremgangsmåten ifølge oppfinnelsen anvendes,

figur 7 viser et koplingsskjerna for varmepumpesystemet i kondensasjonstørken på figur 6,

figur 8 viser en mekanisk utførelsesform av kompressoren og ekspansjonsventilene i et varmepumpesystem med 6 kretser, og

figur 9 viser et snitt langs linjen IX-IX på

figur 8.

En utførelsesform av fremgangsmåten ifølge oppfinnelsen skal heretter beskrives under henvisning til figurene 1 og 2. Varmeutnyttelsessystemet ifølge figur 1 omfatter 6 varmepumpekretser P^-Pg» hvis fordampere H^-Hg er koplet til hverandre i rekkefølge i samsvar med stigende fordampningstemperatur T^_^ (k=l-6) i serie og i varmevekslingskontakt med en avløpsvannstrøm M. VarmepumpekretsenesP^-Pg kondensatorer L^-Lg er på tilsvarende måte koplet til hverandre i rekkefølge i samsvar med stigende kondensasjonstemperatur t^ i serie og i varmevekslingskontakt med vannstrøm m som skal oppvarmes. Til hver og en varme-pumpekrets p^-pg hører dessuten i og for seg kjente kompressorer K^-Kg og ekspansjonsventiler T^ - .

Figur 2 viser temperaturnivåene T, og i de ulike varmepumpekretsene p^-Pg i systemet ifølge figur 1. Temperaturene til den mediumstrømmen M som avgir varme er betegnet med Tcog temperaturen av den mediumstrømmen som skal oppvarmes er betegnet med t . Ifølge figur 2 synker temperaturen T i retning av den oppvarmende mediumstrømmen M. Temperaturen t c stiger i sin tur i mediumstrømmens m strømningsretning.

Heretter forklares den forbedrede virkningen som den oppfinneriske fremgangsmåten har på varmekoeffisienten e under henvisning til figur 1 og 2.

Forholdet mellom varmekapasitetsstrømmene for avløpsvannet og vannet som skal oppvarmes (varmekapasitets-strøm = mediumstrøm x spesifikt varme, [ cl = fel = W/K) betegnes med a(a = C/c). Innledningsvis antaes at kompressorens K isotropiske virkningsgrad nj_s= 1. Mdd dette kan det vises at systemets teoretiske varmekoeffisient ( e^^) er

der

N er antall varmepumpekretser.

Videre kan det bevises.at en optimal kretsfordeling ( får maksimalverdien) er tilstede når Tk+]/T]c= Tk/Tk-1, dvs. Tk+i/Tk= konstant = m.

Herved reduseres S.Ttil formen:

N

der m bestemmes av formelen m= (Tn/Tq) -*-/n. Videre kan bevises at .--

Eksempel t = 323 K T = 3 23 K T = 28 3 K a=l c— o N o

Herved er varmekoeffisienten for et med optimal kretsfordeling virkeliggjort varmepumpesystem med N trinn: er nå m= (323/283) 1/Nf og for et med uendelig mange kretser forsynt varmepumpesystem

Ved å gi N nummerverdi fåes den grafiske frem-stillingen på figur 3, hvor e^q^.<a>symptotisk nærmer seg den ovenfor beregnede verdien 8,08 når N øker.

Den teoretisk sett best mulig varmekoeffisient i forbindelse med tidligere kjente vanlige system med en krets er altså kun 4,04 ifølge verdiene i eksemplet. I forbindelse med et system med til eksempel 30 kretser er koeffisienten allerede så høy som 7,81. I det på figur 1 viste systemet med 6 kretser er ekok^6,8, dvs. ca. 70% høyere enn i et system med kun en krets.

Med et system med flere kretser oppnås på andre siden i sammenligning med et system, med en krets også to viktige og praktiske ekstra fordeler som påvirker kompressorens virkningsgrad. Til. disse fordelene er det tidligere henvist.

For det første holder kompressoren K trykkf ord-hold (trykks i dens trykk/sugesidens trykk) passende stort da hver og en krets arbeider med relativt liten temperatur-forskjell (kondensering-fordampning). Dette gjør det mulig for kompressorene å arbeide innenfor området for deres optimale virkningsgrad. I system med en krets blir trykkforholdet stort på grunn av temperaturforskjellen, hvorved kompressorenes virkningsgrad (ti.) blir vesentlig lavere.

For det andre muliggjør et system med flere kretser anvendelsen av ulike medier i de ulike kretsene og tillater at mediet i de ulike kretsene holdes passende fuktig da det kommer til kompressoren. Et system med en krets har- den i og for seg naturlige begrensningen at et eneste bestemt medium kan anvendes. Dette har utgjort en faktor som begrenser systemets anvendelse etter som det er tydelig vanskelig, ofte til og med umulig å finne et medium som er egnet for et stort temperaturområde. I et system med flere kretser utgjør dette ikke noe problem, etter som det for hver og en krets kan velges det best egnede mediet på basis av det i kretsen rådende temperaturområde uavhengig av de øvrige kretsene.

Ved behandling av væsker i 6 kretser ifølge figur 1 og 2 ved temperaturer ifølge det ovenfor beskrevne eksemplet kan eksempelvis for kretsene { P2_' P2'^ >3^ Pa den kalde siden på figur 1 velges et egnet medium hvor R21 og for kretsene (p^p^Pg). på den varme siden et egnet medium Ril.

Måten i varmepumpekretsenP^~PNsirkulerende, i fordamperen fordampede medium holdes egnet fuktig når det kommer til kompressoren K skal beskrives nærmere heretter under henvisning til figur 4.

Figur 4 viser sirkulasjonsprosessen i varmepumpekretsen pi et T-s-koordinatsystem. Det kan bevise^at punktet F er det beste, punktet for begynnelsen av kom-presjonsarbeidet. Punktet F bestemmes av skjæringspunktet . mellom den gjennom punktet P gående isotropen og isotermen T-^. Plassen for dette punktet er den samme ved alle verdiene for den isotropiske virkningsgradenfl^g*Dampfuktigheten i punktet F må være x. Herved kan bevises at

der Ah^= fordampningsvarmen ved temperaturen T^.

C mediets (væskens) spesifike varme

Cp = mediets (damp) spesifike varme

Heretter vises ved hjelp av et eksempel at valget av kompresjonssted har vesentlig betydning for varme-koef f isienten.

Som eksempel undersøkes et,tilfelle der mediet er vanndamp og T-^= 321,6 og T 9= 369 K. Kompressorens n. må være =0,7. I tidligere kjente varmepumpeløsninger befinner seg sugesiden ved punktet F^" (fig.4), hvis temperatur er ca. 10-30°C høyere enn .

Da kompresjonen begynner utgående fra punktet F"*" (overoppvarming 30°) så kan en beregne at e= 4,7, dvs. koeffisienten er vesentlig dårligere enn da kompresjonen begynte ved punktet F, hvorved e-= 5,5. I virkelighetén er denne forskjellen enda større etter som overoppvarmingen også medfører at temperaturforskjellen mellom varmekilden og mediet må være i samme grad større. Denne omstendigheten er det her ikke blitt tatt hensyn til.

Den ovenfor behandlede forbedringen ligger i

at også volumet har en tilbøyelighet til å øke når gassens temperatur stiger kraftig på grunn av den adiabatiske kompresjonen, og dersom ingen kjøling anordnes må det utføres mye ekstra arbeide på grunn av gassens volumøkning for å nå det til den ønskede kondesasjonstemperaturvarmetrykk. Om gassen

føres til kompresjon i fuktig tilstand avkjøler den fordampede væsken effektivt gassen, hvorved det nødvendige "unød-vedige" tilleggsarbeidet minskes og varmekoeffisienten blir bedre. I praksis kan dampinnholdet på sugesiden reguleres til en egnet verdi, bl.a...-.ved å. regulere temperaturen på trykksiden, f.eks. ved hjelp av kompressoren K omdreinings-tall.

Heretter beskrives i detaljer ehutførelsesform av systemet på figur 1,2 og 5:

avløpsvannmengde 1,87 kg/s

- avløpsvannets innløpstemperatur Tg=313.K og utløpstemperatur T =283 K

o

- vannstrøm som skal oppvarmes 1,87 kg/s

- utgangstemperatur for vannet som skal oppvarmes tQ=313 K.

Ifølge en optimal temperaturfordeling erT1=287,8K,T2=292,7K.T3=297,6K, T4=302,6K ogT5=307,7K. Følgende temperaturer velges T1=288K, T2=293K, T3=298K, T4=303K og T5=308K.

Det antas at kompressorens K isotropiske virkningsgrad er nj_s=0., 65 og at ekspans jonsturbinens T isotropiske virkningsgrad er n = 0,3.

. Systemets egnede hoveddimensjonsverdi angis nedenfor i tabellform:.

-total varmeeffekt 286 kw

-total kompressoreffekt 52kW

-total turbineffekt 1 kw

-total elektrisk effekt 52-1= 51kw

-varmekoeffisient e = 286/51 =5,6

For sammenligning utregnes følgende varme-koef f isienter for dette eksempel: -teoretisk øvre grense for varmekoeffisienten med formelen (5) (for et system med uendelig mange kretser): -teoretisk øvre grense for et system med 6 kretser med formlene (4) og (2): -teoretisk øvre grense for et system med 1 krets:

Heretter beskrives under henvisning til figurene 5-9 noen eksempler på anordninger for utførelse av .fremgangs--, måten ifølge oppfinnelsen. Figurene 5,8 og 9 viser en fordelaktig utførelsesform av en anordning for anvendelse av systemet ifølge figur. 1 og 2.

En på en stamme 14.anordnet elektrisk motor M driver ved hjelp av en kopling. 11q en første ekspansjons-turbingruppe T^., T , og T ^. En ved hjelp av en kopling 111dreven aksel 10 driver et tannhjul 12a, som i sin tur driver tannhjulene 13^, 132, 13^. Tannhjulene 13^, 132,133dreier skruekompressorene K^, K2, K^. Tannhjulenes 13-^, 132, 13^størrelser kan velges slik at de seg i mellom er ulike for å tilveiebringe ønsket volumstrøm.

Anlegget omfatter dessuten en annen kompressor-gruppe , K 5 og Kg, som drives av et til akselen 10 koplet stort tannhjul 12b ved hjelp av tannhjulene 13^, 13,. og 13g. På figur 5 er ovenfornevnte tannhjulsutvekslinger skjematisk betegnet med henvisningstallene ll^....llg.

Fordampernes H^..Hg og kondensatorene L^.... Lg

i varmepumpekretsene p^...pg. er av vanlig konstruksjon og

tidligere kjent hvorfor det ikke er nødvendig i denne sammen-hengen å beskrive deres konstruksjon i nærmere detaljer.

Under henvisning til figurene 6 og 7 beskrives heretter en slik utførelsesform av oppfinnelsen der den varmende mediumstrømmen og den mediumstrømmen som skal oppvarmes er en og samme mediumstrøm. Figur 6 viser et skjematisk snitt av en kondensasjonstørke for stabel med trevirke og figur 7 viser et koplingsskjerna for et varmepumpesystem med flere kretser ifølge oppfinnelsen som anvendes i denne tørken. Tørken består av et-tørkehus 20. Inne i huset finnes på i og for seg kjent måte anordnede skinner, på hvilke en med hjul 22 forsynt vogn 21 ruller. Tørkevognen 21 er lastet med fuktig virke P, gjennom hvilke en tørkende

luftstrøm ledes via kanaler 30 og 31. Kanalene 30 og 31 be-grenses nedentil av skrå vegger 24a. og 24b. Avstanden mellom veggenes nedre kanter tilsvarer bredden av virkelasten P. Ovenfor virkelasten P er anordnet en av motoren 25 dreven vifte 26, som for sin del tilveiebringer luftsirkulasjonen gjennom virkestabelen P. Den utgående luftstrømmen som går gjennom virkelasten P..er.betegnet med en pil F,. Denne luftstrømmen deler seg i to grener F^ og F^n«Angående luftstrømmen F^n henvises til figur 7, ifølge hvilke denne strømmen går i samsvar med oppfinnelsen gjennom fordamperen H^-Hg i varmepumpekretsenP^~Pg• Fordamperene på figur 6 er alle betegnet med henvisningstallet 27. I fordamperene H avkjøles luftstrømmen Fi. n o•g tørker, slik at dens fuktighetXg > xq. Samme luftstrøm F føres gjennom kondensatorene I^-Lg i varmepumpekretseneP^~Pg hvorved luften oppvarmes. Omtalte system omfatter 6 varmepumpekretser p^-pg. Kretsene er forsynt méd kompressorer K^-Kg og ekspansjonsturbiner T^-Tvg, som er koplet på.den ovenfor beskrevne og på figur 7 viste måte og som er forsynt med kraftoverforingsanordninger som eksempelvi vist på figur 8 og 9. På figur 6 er den fra fordamperen H (27) til kondensatoren L (28) med hjelp av varmepumpen overførte varmestrøm betegnet med piler W. Ut av det ovenfor beskrevne systemet kommer en tørr og varm luftstrøm Futf. som blandes med den fuktige kalde luftstrømmen

F^, slik at én blanding med både egnet temperatur og egnet fuktighet (xq) tilveiebringes, som i form av en strøm f 2 føres gjennom stabelen med virke P.

Ovenfor har det blitt beskrevet slike utførelses-former av oppfinnelsen der temperaturen av den varmende mediumstrømmen (M) synker når strømmen går gjennom fordamperen (H^...K^) i varmepumpekretsene (p^...p^).

Systemet med flere kretser ifølge oppfinnelsen kan imidlertid innenfor rammen av oppfinnelsestanken også anvendes i slike tilfeller der den varmende mediumstrømmen (M] ikke er noen egentlig mediumstrøm, mens derimot som varmekilde anvendes f.eks. jord, innsjøvann, havvann e.l.

Oppfinnelsen kan også anvendes på en slik måte at det som varmende medium anvendes flere ulike medium-strømmer som fordeles på de ulike varmepumpekretsene (p^)

i samsvar med de ulike mediumstrømmenes temperatur, f.eks. på en slik måte at det oppnås en fordeling T0~TN_^av temperaturene (T^) ifølge figur 2. Om f.eks. dypt havvann anvendes som varmende medium kan en temperaturfordeling ifølge figur 2 tilveiebringes ved å ta havvann fra ulike dyp hvorved vannets temperatur varierer.

Oppfinnelsens ulike detaljer kan variere innenfor rammen for den i de nedenforstående patentkrav definerende oppfinnelsestanken.

Claims (8)

1. Fremgangsmåte for utnyttelse av varmeenergi, basert på anvendelse av en varmepumpe hvorved et varmende medium eller en eller flere mediumsstrømmer (M) har blitt koplet til varmepumpesystemets fordamperanordninger (H) og en mediumstrøm (m), som skal oppvarmes, har blitt koplet til dens kondensatoranordning (L), karakterisert ved at varmepumpesystemet for å forbedre varmekoeffisi enten (e) omfatter flere kontinuerlig arbeidende adskilte varmepumpekretser (P^~PN) i hvis kompressorer (K^-K^) for-synes med en felles drivanordning og at varmepumpekretsenes kondensatorer (L^ -L^ ) koples i serie i forhold!.til den medi-umstrømmen (m) som skal - o• ppvarmes,, slik at temperaturen (t ) til den mediumstrømmen (m) som skal oppvarmes stiger hår den står i.varmevekslingskontakt med medier som sirkulerer i varmepumpekretsene <s> (P^<_>PN ) kondensatorer (L^ -LN ).

2. Fremgangsmåte ifølge krav 1, karakterisert ved at mediumstrømmen (M) anvendes som avgiver av varmeenergi, og at den varmeavgivende og den varmemottagende mediumstrømmen (M,m) koples seg i mellom motstrøms ved hjelp av varmepumpekretsene, slik at den varmeavgivende mediumstrøms (M) temperatur (Tc) synker når den går gjennom varmepumpekretsenes (P^-PN) fordampere (H^-H^)

3. Fremgangsmåte ifølge krav 2, karakterisert ved at forholdet (Tk/ Tk _1 ) mellom fordampnings-temperaturene for mediet i alle to etter hverandre beliggende varmepumpekretser er konstant.

4. Fremgangsmåte ifølge krav 1, 2 eller 3, karakterisert ved at det i de separate varmepumpekretsene (Pj -PN ) sirkulerende mediet, som etter fordamperne (H-^ -t^) befinner seg i gassformet tilstand, holdes passende fuktig hår det kommer til kompressorne (K^-K^) i varmepumpekretsen (figur 4).

5. Fremgangsmåte ifølge kravene 1,2,3 eller 4, karakterisert ved at ulike varmeoverførings-medier anvendes i de ulike varmepumpekretsene (p-^-p ) .

6. Fremgangsmåte ifølge kravene 1,2,3,4 eller 5, karakterisert ved .atden varmeavgivende og den varmemottagende mediumstrømmen utgjøres av adskilte mediumstrømmer (M,m), som koples motstrøms isforhold til hverandre ved hjelp av varmepumpekretsene (P^~PNJ•

7. Fremgangsmåte ifølge krav 1,2,3,4 eller 5, karakterisert ved at både den varmende og den varmemottagende mediumstrømmen utgjøres av samme mediumstrøm (F), som koples for å gå motstrømsvis ved fordamperne og kondensatorene i varmepumpekretsene (P^~PN )•

8. Fremgangsmåte ifølge kravene 1-7, karakterisert ved at varmepumpesysternet omfatter i det minste fire, med fordel 6-10 separate varmepumpekretser (p^) .