Brevet FR2642152A1 — publié le 19900727

La présente invention a pour objet une pompe à chaleur capable d'alimenter simultanément en fluides chaud et froid. Elle vise plus particulièrement une pompe à cha- leur qui permet d'obtenir un fluide à température beaucoup plus élevée et de raccourcir la période de temps nécessaire pour le rendre disponible. La plupart des dispositifs de chauffage pour ali- mentation en eau chaude sont des dispositifs de chauffage électriqueet des chaudières à eau chaude. Leur coût de fonctionnement est toutefois élevé et plus particulièrement, les chaudières à eau chaude interviennent dans les problèmes de pollution de l'environnement du fait des gaz usés, et en conséquence, les appareils existant n'ont pas toujours satisfait aux règlements en vigueur qui exigent une énergie propre pour un bas prix de revient. De ce fait, les pompes à chaleur, en tant que système d'alimentation en eau chaude, à bas prix de revient et sans pollution ont été mises en évidence, et récemment il a été possible d'utiliser concurremment comme réfrigérateur, une pluralité de pompes de chaleur qui permettent d'alimen- ter simultanément en eau froide et en chaude, ont été dispo- nibles à l'échelon commercial. Un exemple de ces pompes à chaleur connues est illustré dans la Figure 3, dans laquelle, un compresseur (1), un condenseur (2), une soupape de détente (3) et un évaporateur (4) constituent un cycle de réfrigération; sur le côté condenseur, un trajet de circulation de l'eau devant être chauffée jusqu'à un réservoir d'eau chaude (5'), ce trajet présentant une pompe à eau (9) et une soupape (7) interposées; et du côté évaporateur, on a prévu un trajet de circulation d'eau devant être refroidie jusqu'à un zéser- voir d'eau froide (6'), ce trajet présentant de la même façon une pompe à eau (10) et une soupape (8) interposées. Le cycle de réfrigération de la pompe à chaleur de la technique antéri.eare ainsi réalisée, qui est susceptible d'alimenter simultanément en eau froide et en eau chaude peut être représenté dans un diagramme de Mollier, comme illustré sur la Figure 4, dans lequel les symboles "i" et "p" indiquent une valeur d'enthalpie et une valeur de pression, respectivement. Le diagramme de Mollier représen- te l'étape suivante: initialement, c'est-à- dire au com- mencement, dans le compresseur (1), un réfrigérant subit une pressurisation et une -compression, une modification d'enthalpie de i1 à i2 se produisant; par la suite, dans le condenseur (2), le réfrigérant gazeux est refroidi par échange thermique avec l'eau devant être chauffée puis li- quéfié à pression constante jusqu'à ce qu'il atteigne un état de superrefroidissement d'enthalpie i3; ensuite, le réfrigérant liquide pénètre dans la soupape de détente (3) o il se détend adiabatiquement pour atteindre l'état d'en- thalpie i4 qui a la même valeur que i3; après quoi, dans l'évaporateur (4) , le réfrigérant absorbe la chaleur par échange thermique avec l'eau devant être refroidie de sorte qu'il se gazéifie à pression constante et atteint un état de super-chauffage de il', qui découle de i1 sans revenir à la valeur initiale de i1. Ainsi, sur le côté condenseur et le côté évapora- teur, le réservoir d'eau chaude (5') et le réservoir d'ali- mentation en eau froide (6') sont prévus, respectivement, et l'on fait circuler de l'eau à l'intérieur du réservoir d'eau froide (6') au moyen de la pompe à eau (10) pour réaliser un- échange thermique avec le réfrigérant gazeux. En conséquen- ce, la pression de condensation s'élève, aidée par une température de condensation élevée, de sorte que l'on ob- tient une eau à température élevée, tandis que la pression d'évaporation diminue avec une chute concommitante de la température d'évaporation, en produisant ainsi une eau froide. Avec ces changements d'état, le diagramme de Mollier se déplace, en fonction du temps de fonctionnement, progres- sivement dans la direction de l'axe des ordonnées comme représenté dans les variations de: il -> il' ->il", i2 -> i2'-> i2", i3 -> i3, ->i3", i4 > i4'. ->i4", et en conséquence, un indice COP peu élevé (coef- ficient de rendement) est obtenu. L'indice COP du diagramme de Mollier représenté sur la Figu- re 4 peut être défini par l'équation: (i2" - i3,) + (il" - i4) (COP) = (i2" - il,) Comme cela est bien connu, l'indice COP d'une pompe à chaleur indique le degré de rendement thermique de son système et sa valeur affecte les températures finales de l'eau froide et de l'eau chaude obtenues. Il ressort clairement d'après l'équation ci-dessus que, afin d'améliorer l'indice COP, il est avantageux d'accroître (i2" - i3"), à savoir la différence d'enthalpie du côté condenseur et (i2" - ilà), à savoir l'équivalent de travail du compresseur (1). Jusqu'à présent, dans ce but, de nombreuses mesu- res ont été adoptées pour améliorer le rendement thermique d'un condenseur (2) et/ou d'un évaporateur (4), par exemple, en agrandissant chaque zone de transfert thermique, en réa- lisant une différence d'enthalpie entre les zones de super- refroidissement et de super-chauffage, plus importante en réalisant un échange thermique entre le réfrigérant liquide sur le côté'sortie du condenseur et le réfrigérant gazeux sur le côté sortie de l'évaporateur, etc... Il en résulte que des pompes thermiques existantes alimentant simultané- ment en eau chaude et en eau froide présentent un indice COP de l'ordre de 4,0 et produisent à la sortie une eau chaude d'environ 75 C. La pompe à chaleur ci-dessus de la technique antérieure, du même type que celle de l'invention, présente toutefois un long temps d'élabcration (temps de montée) puisque l'eau devant être chauffée est mise en circulation au moyen de la pompe à eau (9) du réservoir d'alimentation en eau chaude (5'), et spécifiée par ailleurs, une tempéra- ture prédéterminée d'eau chaude est obtenue tout en regé- nérant la chaleur du condenseur (2) dans le réservoir d'alimentation en eau chaude (5'.) et par ailleurs, n'est pas capable de produire une eau chaude à une température supérieure à 75 C même au moyen des mesures mentionnées ci- dessus. Selon un tel système de circulation, dans lequel l'eau devant être chauffée subit un chauffage à mesure qu'elle circule, il est impossible d'élever la température de l'eau à un moment fixé, et lorsque la température de l'eau est élevée à une température définie pendant la période écoulée de fonctionnement, la différence logari- thmique de température moyenne entre l'eau et le réfrigé- rant dans le condenseur devient faible, et en particulier lorsque la différence logarithmique de température moyenne est au-dessous d'une valeur définie, une circulation supplé- mentaire ne fournit pas une quantité de chaleur suffisante pour être échangée et le réfrigérant ne se condense plus. Ainsi la montée en température s'arrête. Il en résulte, en conséquence, un rapport de compression accrue et un indice COP diminué. Dans le statu quo tel que défini ci-dessus, si l'on désire obtenir une eau chaude au-dessus de 75 C, alors l'utilisation combinée des dispositifs de chauffage élec- trique, des chaudières à eau chaude précitées et analogues seront indispensables et en conséquence le problème de prix de revient élevé et de pollution de l'environnement seront encore inévitables. Afin de pallier la situation présente, la présente invention a été réalisée pour améliorer l'indice COP d'une pompe à chaleur qui est susceptible de fournir simultanément de l'eau chaude et de l'eau froide, et a pour objet essen- tiel d'obtenir un fluide de température élevée supérieure à environ 750C dans une période de-temps extrêmement courte. Selon la présente invention qui satisfait à l'ob- jet précité, on a réalisé une pompe à chaleur capable de fournir simultanément des fluides chauds et froids, cette pompe comportant un cycle de réfrigération incluant un compresseur, un condenseur, des 'soupapes de détente et un évaporateur, ledit cycle de réfrigération présentant un échangeur thermique liquide réfrigérant-gaz pour réaliser un échange thermique entre un réfrigérant liquide s'écoulant à partir d'un conduit de sortie du condenseur vers les soupa- pes de détente et un réfrigérant gazeux s'écoulant de l'évaporateur vers le compresseur, l'échangeur de chaleur étant disposé à mi-distance entre un trajet reliant le condenseur et les soupapes de détente et un trajet reliant l'évaporateur et un compresseur, et servant à soumettre les réfrigérants liquide. et gazeux à de la chaleur dans un écoulement à contre-courant; un trajet à passage unique, destiné à un fluide devant être chauffé, reliant une condui- te d'entrée d'alimentation à partir d'une source de fluide via le condenseur à une conduite de sortie d'alimentation en fluide chaud; et un trajet à passage unique pour un fluide devant être refroidi, reliant une conduite d'entrée d'alimentation à partir d'une source de fluide via l'évaporateur à une conduite de sortie d'alimentation en fluide froid; le condenseur pré- cité étant conformé de façon que le réfrigérant et le fluide devant être chauffé puissent y passer selon un écoulement à contre-courant. L'expression "fluide" utilisée ici signifie prin- cipalement de l'eau, mais n'est pas limitée à cela, et inclue également de l'air et d'autres substances. Pour des raisons de commodité, on fera mention dans ce qui suit d'eau à la place de fluide. La présente invention permet d'obtenir simultané- ment des eaux chaudes et froides, mais n'empêchera pas ni J n'impliquera pas l'utilisation unique d'eau chaude ou d'eau froide. Le mode de réalisation à passage unique de l'in- vention est distinct du mode connu de circulation dans lequel l'eau devant être chauffée ou l'eau devant être re- froidie est amenée à une température prédéterminée tout en étant mise en circulation, et est caractérisé en ce que l'eau est transférée à travers le condenseur et l'évapora- teur, o elle atteint une température prédéterminée en un temps fixé, et, dans cet état, est fournie du côté utili- sation. Selon une forme de réalisation préférée de pompe à chaleur de la présente invention, les capacités du conden- seur et de l'évaporateur sont augmentées afin de permettre un échange thermique suffisant pour fournir une eau plus chaude ou une eau plus froide. Avec la pompe à chaleur capable de fournir simul- tanément des eaux chaudes et froides, construite ainsi selon l'invention, du fait que le liquide réfrigérant du côté sortie du condenseur et le réfrigérant gazeux du côté sortie de l'évaporateur subissent un échange thermique dans un écoulement à contre-courant au moyen de l'échangeur thermique liquide réfrigérant-gaz, le réfrigérant liquide déjà à une température plus élevée dans l'état de super- refroidissement et le réfrigérant gazeux à une basse tempé- rature à l'état de super-chauffage sont soumis à un échange thermique, de sorte que le réfrigérant liquide est refroidi et en outre super-refoidi, tandis que le réfrigérant gazeux est chauffé et en outre super-chauffé. Avant cet échange thermique, dans le condenseur, l'eau devant être chauffée est transférée dans un écoulement à contre-courant vers le réfrigérant.et dans un mode de réalisation à passage unique, et en conséquence, une alimen- tation en eau fraîche s'écoule toujours dans le condenseur, de façon à permettre le transfert d'un super refroidisse- ment plus efficace du côté sortie du réfrigérant et de maintenir une importante différence logarithmique de tem- pérature moyenne entre l'eau d'alimentation et le réfri- gérant. Par ailleurs, dans l'évaporateur, de l'eau d'ali- mentation est aussi transférée selon un mode de réalisation à passage unique, de sorte qu'il est possible de maintenir une importante différence logarithmique de température moyenne entre l'alimentation et le réfrigérant. De cette manière, en transférant le super- refroidissement et le super-chauffage dans le cycle de réfrigération, la différence d'enthalpie entre le côté condenseur et le côté évaporateur est accrue, et par la rétention d'une importante différence logarithmique de température moyenne, le taux de compression est réduit au minimum. Comme résultat d'un effet synergétique de ceci, l'indice COP est accru et un échange thermique suffisant est atteint. De ce fait, dans la pompe à chaleur selon la pré- sente invention, l'eau devant être chauffée atteint une température élevée au moment de l'écoulement à travers le condenseur et est convertie en une eau à température élevée pour l'utilisation en alimentation d'eau chaude. D'autres avantages et caractéristiques de la présente invention apparaîtront à la lecture de la des- cription suivante d'un mode de réalisation non limitatif de pompe à chaleur selon l'invention, en référence aux dessins annexés dans lesquels: Figure 1 est une illustration schématique du sys- tème, montrant un exemple de pompe à chaleur susceptible d'alimenter simultanément en fluides chauds et froids, selon la présente invention; Figure 2 est un diagramme de Mollier de la pompe à chaleur représentée sur la Figure 1; Figure 3 est une illustration d'un système simi- laire d'une pompe à chaleur de la technique antérieure, du même type; Figure 4 est un diagramme de Mollier d'une pompe à chaleur de la technique antérieure, représentée sur la Figu- re 3, et Figure 5 à Figure 8 illustrent chacune une repré- sentation graphique, montrant un mode de réalisation à passage unique de la présente invention par comparaison avec un mode de réalisation à circulation de la technique anté- rieure en considérant la température de sortie de l'eau chaude (côté condenseur), l'indice COP (côté condenseur), la température de sortie de l'eau froide (côté évaporateur), et l'indice COP (côté évaporateur) en fonction du temps écoulé de fonc- tionnement, respectivement. Un exemple de réalisation de la présente invention sera décrit dans ce qui suit en se référant à la Figure 1, dans laquelle un trajet de réfrigérant est réalisé en in- terconnectant des conduites à partir du côté sortie d'un compresseur 1 via un condenseur 2 dans un échangeur ther- mique liquide réfrigérant-gaz 11, au-delà des soupapes de détente 3 et à travers un évaporateur 4, à nouveau dans l'échangeur thermique 11 et à partir de là du côté entrée du compresseur 1, en constituant ainsi un cycle de réfrigéra- tion. Pour un trajet d'eau devant être chauffée, on réalise un trajet de passage unique en connectant des conduites à partir d'une goulotte d'alimentation 15 via le condenseur 2 de façon à réaliser un contre-courant sur le- trajet réfrigérant, via une soupape 7 vers un réservoir d'alimentation en eau chaude 5 et une. goulotte d'alimen- tation en eau chaude 12 disposée en parallèle à celui-ci. Pour un trajet d'eau devant être refroidie, on réalise un trajet de passage- unique en connectant des conduites à partir d'une goulotte d'alimentation 16 en eau fraîche via l'évaporateur 4 et au-delà d'une soupape de dé- tente 8 à un réservoir d'eau froide 6 et une goulotte d'ali- mentation ou robinet 13 disposée en parallèle à celui-ci. Dans l'évaporateur 4, les écoulements de réfri- gérant et d'eau devant être refroidie sont constitués sous forme d'écoulement parallèle sur cette figure, sauf le cas du condenseur 2, mais peuvent être constitués sous forme d'écoulement à contre-courant comme c'est le cas avec le condenseur 2. Pour le condenseur 2 et l'évaporateur 4, on uti- lise chacun d'entre eux avec une capacité plus importante qu'habituellement pour réaliser une condensation et une évaporation efficace de façon à obtenir les températures désirées de l'eau à température élevée et de l'eau froide devant être obtenues,. et comme soupapes de détente 3, on utilise celles présentant un important débit de façon concommitante de sorte que la détente adiabatique d'un réfrigérant liquide puisse être complètement réalisée. Le fonctionnement des pompes à chaleur fournissant simultanément des eaux chaudes et froides ainsi réalisé sera explicité sur la base du diagramme de Mollier de la Figure 2. Un réfrigérant gazeux subit une compression adia- batique au moyen du compresseur 1, stade pendant lequel l'enthalpie passe de il' à i2'; dans le condenseur suivant 2, il provoque l'échange thermique avec l'eau devant être chauffée de sorte qu'il est refroidi à pression constante et devient un liquide réfrigérant qui est en outre refroidi jusqu'à un état de super-refroidissement i3. A ce moment, étant donné que le trajet de l'eau devant être chauffée est conçu sous la forme d'un mode de.réalisation à passage uni- que comme spécifié ci-dessus et que l'eau subit un échange thermique avec le réfrigérant de l'écoulement à contre- courant, l'eau devant être chauffée, qui est toujours renou- velée, refroidit le réfrigérant, de sorte que la différence logarithmique de température moyenne entre eux est maintenue à une importante valeur constante et concurremment, l'eau devant être chauffée s'écoule, à la température ordinaire, par le côté sortie du condenseur 2 duquel sort le réfrigé- rant, et subit un échange thermique avec le réfrigérant, en rendant ainsi le super-refroidissement plus efficace. Le liquide réfrigérant dans l'état d'enthalpie i3 s'écoule par l'échangeur thermique liquide-gaz réfrigérants 11, o il est refroidi par le réfrigérant gazeux à partir de l'évaporateur 4 de sorte que le réfrigérant déjà dans l'état de super-refroidissement est en outre super-refroidi - l'état d'enthalpie i3'. Par la suite, par détente adiabatique dans les soupapes de détente 3, le réfrigérant atteint l'état d'en- thalpie i4'. Le réfrigérant est ensuite transféré à l'évapo- rateur 4 o il absorbe la chaleur latente par échange ther- mique avec l'eau devant être refroidie, et est transformé en réfrigérant gazeux à pression constante puis super-chauffé à l'état d'enthalpie i1. Dans l'évaporateur 4, l'écoulement de l'eau devant être refroidie dans un mode de réalisation à passage unique permet de maintenir une importante différence logarithmique de température moyenne entre les réfrigérants gazeux et liquides. Le réfrigérant gazeux pénètre à nouveau dans l'échangeur thermique liquide-gaz réfrigérants 11, et là, il est chauffé par le réfrigérant liquide provenant du condenseur 2 et sa zone de superchauffage est en outre augmentée jusqu'à l'état d'enthalpie il'. Ainsi, par ailleurs, en se référant toujours à la différence logarithmique de température moyenne entre le côté condenseur et le côté évaporateur jusqu'à une impor- tante valeur, le rapport de compression du compresseur 1 est maintenu à un faible niveau et, d'autre part, en accroissant la différence d'enthalpie entre les zones de super-refroi- dissement et de super-chauffage, la différence d'enthalpie entre le côté condenseur et le côté évaporateur est accrue. A ce stade, l'indice COP est représenté par l'équation: (i2' - i3') + (il - i4') (COP) = (i2' - il') Les relations donnent: (i2, - i3') > (i2 - i3); (il - i4,) > (il - i4). La différence entre (i2' - il') et (i2 - il) est faible du fait que pour (i2' - il'), le rapport de compression est maintenu à un bas niveau. A partir de cela, il devient clair que l'indice COP est augmenté, ce qui signifie un rendement thermique accru. En conséquence, l'eau devant être chauffée est portée, pendant une courte période de temps lorsqu'elle s'écoule à travers le condenseur 2, à une eau à température élevée, qui peut être stockée dans le réservoir d'alimen- tation en eau chaude 5 ou qui peut être transférée direc- tement à la goulotte d'alimentation 12 pour être offerte à l'utilisation. De la même façon, l'eau devant être refroi- die est convertie, en une petite période de temps lors- qu'elle s'écoule à travers l'évaporateur 4, en une eau froide qui peut être stockée dans le réservoir d'eau froide 6 ou peut être transférée directement à la goulotte d'ali- mentation 13 pour utilisation. La pompe à chaleur selon le présent exemple est essayée pour son comportement dans les conditions suivan- tes: Compresseur 5,5 KW Surface de transfert thermique du condenseur 0,42 (m2/ à un tube de transfert thermique) x 2 = 0,84 m2 Surface de transfert thermique de l'évaporateur 0,55 (m2/à un tube de transfert thermique) x 2 = 1,10 m2 Surface de transfert thermique del'échangeur thermique liquide/gaz réfrigérants 0,15 m2 33 Réfrigérant Fron R 12 (marque de commerce du dichloro- 264215Z difluorométhane). Quand de l'eau devant être refroidie et de l'eau devant être chauffée, toutes les deux à 20 C, sont fournies à partir de postes d'alimentation respectifs 15, 16 et que le compresseur 1 est actionné, une eau à une température élevée de 90 C devient disponible à la goulotte d'alimen- tation en eau chaude 12 ou dans le réservoir 5 et une eau froide à 6 C devient disponible à la goulotte d'alimenta- tion en eau froide 13 ou dans le réservoir 6. Les valeurs des températures et des pressions sont mesurées aux deux conduites terminales respectives du condenseur 2, de l'évaporateur 4 et de l'échangeur thermique gaz-liquide réfrigérants, et l'enthalpie est calculée. L'indice COP est calculé selon le diagramme de Mollier représenté sur la Figure 2. ______________________________________________________-____ Température Enthalpie Température Enthalpie i1 6 C 136,9 il1' 45 C 143,2 i2 100 C 145,8 i2' 145 C 153,8 i3 87 C 122,1 i3' 65 C 115,8 i4 870C 122,1 i4' 65 C 115,8 (153,8 - 122,1) + (136,9 - 115,8) (COP) = = 5,0 153,8 - 143,2 Cet indice COP est significativement plus élevé que l'indice classique de l'ordre de 4,0, cet état de fait montrant que le rendement thermique est amélioré. En outre, on réalise une comparaison entre la pompe de chaleur à passage unique de la présente invention et une pompe à chaleur classique du type à circulation en ce qui concerne la température de sortie d'alimentation en eau chaude et l'indice COP (tous les deux du côté condenseur) et la température de sortie dd'alimentation en eau froide et l'indice COP (tous les deux du côté évaporateur) par rapport au temps écoulé de fonctionnement. Les résultats sont indi- qués dans les tableaux 1 et 2 donnés ci-dessous. Ces données comparatives sont également portées chacune en abscisse et en ordonnée pour obtenir une courbe comme cela est illustré sur les Figures 5, 6, 7 et 8, dans lesquelles la marque ronde (O) représente le type à passage unique et la marque carrée (a), le type de circulation classique. Pour les mesures, on utilise un thermomètre à thermocouple C-C (cuivreconstantan) pour les températures; un débimètre à flotteur pour les quantités délivrées d'eaux chaudes et froides; un manomètre de Bourdon pour les pres- sions du gaz condensé et les pressions du gaz évaporé; et un wattmètre du type à blocage de niveau pour l'énergie consommée par le compresseur. Avec la pompe à chaleur classique du type à cir- culation, environ 95 litres d'eau sont chargés dans le réservoir à eau chaude (5') et environ 105 litres d'eau sont chargés dans le récipient à eau froide (6'), et les quantités respectives d'eaux chaudes et froides en circula- tion sont de 2500 litres par heure. Avec la pompe à chaleur du type à passage unique, la quantité délivrée d'eau chaude est de 180 litres par heure et la quantité délivrée d'eau froide est de 500 litres par heure. Tableau 1: Temps écoulé de fonctionnement par rapport à la température de sortie de l'alimentation en eau chaude et du COP (côté condenseur) ____________________________________________________________ Temps écoulé Alimentation en eau de fonction- chaude Température C COP nement (mn) ------------------___ Type à Type'à cir- Type à Type à passage culation passage circula- unique unique tion 0 20,9 19,3. .. ---- 2 54,3 26,9 1,39 2,78 4 74,4 31,0 2,07 2,83 6 82,4 34,8 2,34 2,36 8 84,3 38,7 2,40 2,55 85,1 42,4 2,38 2,23 12 86,2 46,1 2,45 2,12 14 86,5 49,8 2,44 2,17 16 86,8 53,6 2,43 2,22 18 87,8 56,6 2,47 2,04 *88,7 59,6 2,49 1,89 22 89,5 63,0 2,55 2,02 24 89,6 65,8 2,53 1,86 26 89,7 68,6 2,55 1,77 28 91,3 71,2 2,60 1,70 92,5 73,7 2,61 1,56 32 94,0 ne peut ' 2,67 ne peut 34 94,8 fonction- 2,69 fonction- 36 95,3 ner à cause 2,68 ner à cau 38 96,2 d'un arrêt 2,75 se d'un 100,0 automatique 2,89 arrêt au- sous haute tomatique pression sous haute pression Tableau 2: Temps écoulé de fonctionnement par rapport à la température de sortie de l'eau froide et du COP (côté évaporateur) Temps écoulé Alimentation en. eau de fonction- froide Température:C COP nement (nmn) --------------------------- Type à Type à cir- Type à Type à passage culation passage circula- unique unique tion 0 17,7 19,6 ---- ---- 2 7,2 15,3 1,67 2,16 4 7,3 13,3 1,67 1,88 6 6,9 11,0 1,74 1,95 8. 7,0 9,0 1,73 1.,75 7,2 6,9 1,70 1,66 12 7,4 5,1 1,64 1,.68 14 7,1 3,5 1,66 1,33 16. 6,4 Inter- 1,69 Inter- 18 6,4 ruption 1,68 ruption 6,5 pour 1,66 pour 22 6,0 la 1,72 la 24 6,0 pré- 1,75 pré- 26 6,5 vention 1,67 vention 28 5,9 contre 1,73 contre 6,4 le gel 1,69 le gel 32 6,3 1,71 34 6,0 1,76 36 6,4 1,71 38 6,3 1,73 6,2 1,74 - 16 Comme représenté sur le Tableau 1 ci-dessus, du côté condenseur, avec la pompe à chaleur à passage unique, la température de l'eau d'environ 20 C est portée, après 6 minutes, instantanément à 80 C et au-delà, et, après 40 minutes, à 100 C. Quelle que soit la montée élevée en tem- pérature de l'alimentation d'eau chaude, l'indice COP est maintenu de façon stable à des valeurs élevées, sans dimi- nution. Au contraire, dans le cas d'une pompe à chaleur du type à circulation, il n'est pas possible de délivrer une eau chaude au-dessus de 75 C et l'indice COP décroit avec la montée en température de l'alimentation en eau chaude. Lors- que l'on tente d'obtenir une eau chaude au-dessus de 75 C, la pression de condensation du réfrigérant dans le conden- seur devient extraordinairement si élevée (au-dessus de 30 kg/cm2) qu'un interrupteur de sécurité est prévu pour l'in- terruption aux pressions élevées et que la pompe à chaleur cesse de fonctionn Par ailleurs, du côté évaporateur, le Tableau 2 ci-dessus montre clairement qu'avec la pompe à chaleur du type à passage unique, l'eau à 18 C est refroidie, après 2- minutes, instantanément à 7 C et par la suite on délivre de façon constante une eau froide à une température de l'ordre de 6 C. L'indice COP est maintenu constant à des niveaux élevés pendant l'intervalle de temps de fonctionnement. Toutefois, avec la pompe à chaleur du type à circulation, il est possible d'abaisser la température de sortie de l'alimentation en eau froide par circulation for- cée de l'eau dans le réservoir à eau froide, mais avec la chute de la température de sortie, l'indice COP décroît. Lorsque la température de sortie de l'eau froide atteint C, le fonctionnement est interrompu afin d'éviter que l'eau ne gèle dans l'évaporateur. A partir de la comparaison ci-dessus, il s'ensuit qu'une pompe à chaleur du type à circulation présente habi- tuellement les défauts suivants: (i) Afin d'obtenir des températures appropriées pour l'eau froide et l'eau chaude, la mise en oeuvre d'une. longue période d'élaboration (temps de montée) est né- cessaire. (ii) On ne peut-obtenir une eau chaude présentant une température de délivrance à la sortie de 75 C ou plus. (iii) Les réservoirs respectifs d'eau froide et d'eau chaude sont indispensables pour l'approvisionnement en eau fraîche, pour la délivrance et le stockage de l'eau de circulation et pour l'accumulation de la chaleur. (iv) Plus importante est la différence de température entre les températures de sortie des alimentations res- pectives en eau chaude ou en eau froide et la tempéra- ture initiale d'entrée d'alimentation en eau, plus grande sera la diminution de l'indice COP. La pompe à chaleur du type à passage unique selon l'invention est avantageuse pour les raisons suivantes: (1) Le temps de montée pour obtenir une température appropriée de l'eau chaude ou de l'eau froide est très court et une fois que ce temps de montée est atteint, l'eau chaude ou l'eau froide désirées deviennent ins- tantanément disponibles. (2) Une eau chaude présentant une température d'ali- mentation à la sortie de 90 C ou plus est disponible. (3) Les réservoirs respectifs d'eau froide et d'eau chaude pour stocker l'eau de passage unique ne sont pas des éléments essentiels de la pompe de chaleur, et peu- vent être supprimés, en fonction de l'usage déterminé. (4) Il est possible d'alimenter de façon constante en eau froide et en eau chaude pendant l'intervalle de temps de fonctionnement et l'indice COP est maintenu stable à des niveaux élevés. De ce fait, l'adsorption d'une pompe à chaleur du type à passage unique selon la présente invention permet de surmonter et de pallier tous les défauts que présentaient les pompes à chaleur classiques du type à circulation. En outre, une eau à température élevée peut être obtenue, de sorte que son spectre d'application ou d'utilisation est large, ce qui se traduit par des résultats significativement plus importants. La description précédente est réalisée à partir d'une forme de réalisation dans laquelle l'eau chaude et l'eau froide sont délivrées simultanément, mais selon la présente invention, il est évidemment possible de ne déli- vrer que l'une d'elles. Ainsi, pour autant qu'elle est décrite, la présen- te invention fournit une pompe de chaleur dans laquelle un échangeur thermique gaz-réfrigérants liquides est destiné à réaliser un échange thermique entre un réfrigérant liquide à température élevée du côté sortie du condenseur et un réfri- gérant gazeux à basse température du côté sortie de l'évaporateur et incorporés dans le cycle de réfrigération, dans le condenseur, l'eau devant être chauffée et qui est approvi- sionnée selon un mode de réalisation à passage unique et le réfriférant subissent l'échange de chaleur dans un écoule- ment à contre-courant tandis que, dans l'évaporateur, l'eau devant être refroidie, qui est approvisionnée selon un mode de mise en oeuvre à passage unique, et le réfrigérant subis- sent l'échange de chaleur selon un écoulement parallèle. En conséquence, ces caractéristiques combinées produisent un effet synergétique et l'on réalise une augmentation facile à observer de l'indice COP. Comme indiqué plus spécifiquement, l'accroissement de la différence d'enthalpie entre la zone de super refroi- dissement et la zone de super-chauffage et l'établissement d'une différence logarithmique de température moyenne amé- liore l'indice COP, et il en résulte que la température de sortie de l'eau de chauffage devient plus élevée; et le 3 mode de mise en oeuvre par passage unique permet de délivrer de l'eau à température élevée ou de l'eau froide dans une période de temps très courte. L'établissement de la différence logarithmique de température moyenne évite que le rapport de compression du compresseur ne s'accroisse et en conséquence que la capacité du compresseur puisse devenir faible. En conséquence, le coût de fonctionnement peut être en outre diminué. Ainsi, la pompe à chaleur capable d'alimenter simultanément en eaux chaudes et froides selon la présente invention permet d'obtenir cette eau froide à basse tempéra- ture et cette eau chaude à température élevée, ce qui n'avait pas été possible jusqu'à présent en une période de temps extrêmement courte. Par exemple, l'eau chaude peut être obtenue également de façon immédiate pendant la nuit au tarif de nuit bon marché. En outre, elle peut être utilisée directement ou peut être stockée dans un réservoir de façon à diminuer la dépense en énergie électrique. La pompe de chaleur satisfait donc aux nécessités et tendances comtemporaines d'abaisser le prix de revient de l'énergie et de fournir une énergie propre présentant de façon inhérente un caractère non-polluant. 264215Z REVENDICATIONS 1. Pompe à chaleur capable de fournir simultané- ment des fluides chauds et froids, qui comprend un cycle de réfrigération comprenant un compresseur (1), un condenseur (2), des soupapes de détente (3) et un évaporateur (4), ledit cycle de réfrigération comportant un échangeur ther- mique pour réaliser un échange thermique entre un réfrigé- rant liquide s'écoulant à partir d'une conduite de sortie dudit condenseur (2) vers lesdites soupapes de détente (3), et un réfrigérant gazeux s'écoulant à partir dudit évapora- teur (4) audit compresseur (1), ledit échangeur-thermique étant situé à mi-distance entre un circuit connectant ledit condenseur (2) et lesdites soupapes de détente (3) et un circuit connectant ledit évaporateur (4) et ledit compres- seur (1) et servant à soumettre lesdits réfrigérant liquide et réfrigérant gazeux à un échange de chaleur selon un écoulement à contre- courant; un trajet à passage unique, pour un fluide devant être chauffé, connecté à partir d'une conduite d'entrée d'approvisionnement à partir de sa source de fluide via ledit condenseur (2) à un conduit de sortie d'alimentation en fluide chaud; et un trajet à passage unique, pour un fluide devant être refroidi, connectant une conduite d'approvi- sionnement à partir de sa source de fluide via ledit éva- porateur (4) à la conduite d'alimentation en fluide froid; ledit condenseur (2) étant conformé de sorte que ledit réfrigérant et ledit fluide devant être chauffé puissent y passer selon un écoulement à contre-courant. 2. Pompe à chaleur telle que revendiquée dans la revendication 1, caractérisée en ce que ledit évaporateur (4) et ledit condenseur (2) présentent chacun une capacité d'échange thermique plus de deux fois plus forte que, lorsqu'un cycle normal de réfrigération présentant une différence de tem- pérature entre ledit réfrigérant et chaque fluide de 10 C à 20 C: est réalisé en mettant en oeuvre ledit compresseur. 3. Pompe à chaleur telle que revendiquée dans la revendication 1, caractérisée en ce que ledit évaporateur est constitué de façon que ledit fluide devant être refroidi et ledit réfrigérant puissent passer selon des écoulements parallèles. 4. Pompe à-chaleur telle que revendiquée dans la revendication 1, caractérisée en ce que ledit évaporateur est constitué de façon que ledit fluide devant être refroidi et ledit réfrigérant puissent passer selon un écoulement à contre-courant. 5. Pompe à chaleur telle que revendiquée dans la - revendication 1, caractérisée en ce que chacune desdites- conduites de sortie d'alimentation en fluide chaud et en fluide froid est une goulotte d'alimentation. 6. Pompe à chaleur telle que revendiquée dans la revendication 5, caractérisée en ce que chacune de dites conduites de sortie d'alimentation en fluide chaud et en fluide froid comporte en outre un réservoir d'alimentation disposé en parallèle à ladite goulotte d'alimentation.