Brevet FR2792063A1 — publié le 20001013

La présente invention concerne les systèmes notamment frigorifiques tels que les réfrigérateurs ou les congélateurs domestiques et les systèmes de climatisation fixes ou mobiles. Elle concerne des équipements dont les échangeurs fonctionnent aussi bien en convection naturelle qu'en convection forcée. La plupart des modèles de réfrigérateurs et de congélateurs fonctionnent en convection naturelle aussi bien pour la diffusion de la fraîcheur à l'intérieur de l'enceinte frigorifique qu'à l'extérieur de cette enceinte pour l'extraction de la chaleur du système. Les coefficients de convection naturelle correspondants sont très faibles. Ils sont compris entre 3 et 5 W/m2.K. Pour transférer la chaleur, ces faibles coefficients de convection impliquent à la fois de grandes surfaces d'échange et des écarts de température entre l'échangeur et l'air qui sont typiquement de 15 à K. Par exemple, pour un réfrigérateur dont la température moyenne intérieure est de 5 C, situé dans une pièce dont la température ambiante est de 25 C, soit un écart de température de 20 K, il faut réaliser des cycles frigorifiques avec des températures d'évaporation de l'ordre de -15 à - 20 C dans l'évaporateur situé à l'intérieur de l'enceinte et les températures de condensation de 35 C à 40 C dans le condenseur situé à l'extérieur du réfrigérateur. Le cycle fonctionne donc sous un écart de température de 50 à 60 K pour maintenir un écart utile de 20 K. Il est connu d'utiliser des ventilateurs à l'intérieur de l'enceinte afin de diminuer les surfaces d'échange, de mieux maîtriser la circulation d'air et de limiter les écarts de température entre l'évaporateur et l'air situé dans l'enceinte. De même pour ventiler la surface extérieure du condenseur, il est connu d'utiliser aussi des ventilateurs pour accroître les coefficients d'échange sur le condenseur. Plus généralement, pour les systèmes de climatisation, des ventilateurs sont utilisés aussi bien sur le condenseur que sur l'évaporateur. Dans tous les cas, pour les ventilateurs de petite puissance électrique (typiquement entre 10 et 200 W), les rendements de ces motos ventilateurs sont faibles, typiquement les moteurs électriques d'entraînement ont des rendements de 10 à 15 %, ce qui entraîne deux séries de conséquences. 1. Pour les échangeurs à convection naturelle, l'introduction d'un ventilateur améliore les coefficients d'échange et permet de diminuer l'écart entre la température de changement de phase du fluide frigorigène et la température moyenne de l'air qui circule sur l'échangeur. Cela entraîne, à température égale dans le réfrigérateur, une élévation de la température d'évaporation et, à température égale d'air extérieur, une diminution de la température de condensation. Cette réduction de l'écart des températures d'évaporation et de condensation et donc des pressions respectives d'évaporation et de condensation entraîne une diminution de la consommation du compresseur. Mais la consommation du ventilateur est nettement plus importante que le gain de consommation induit sur le compresseur. La consommation totale du système (ventilateurs + compresseur) est supérieure à la seule consommation du compresseur fonctionnant avec des échangeurs à convection 1 5 naturelle. 2. Pour les échangeurs qui sont déjà à convection forcée, comme les systèmes de climatisation et en particulier les systèmes de climatisation embarquée, la part de la consommation des ventilateurs dans la consommation énergétique globale (compresseur + ventilateurs) est très significative. Par exemple, en climatisation automobile, elle peut constituer jusqu'à 35 % de la consommation globale. La présente invention a pour objet d'améliorer le bilan énergétique global (compresseur + ventilateurs) de systèmes de réfrigération ou de climatisation dont les échangeurs sont à convection naturelle ou à convection forcée. La présente invention concerne plus particulièrement les systèmes mettant en oeuvre un fluide selon un cycle thermodynamique comportant une phase de détente réalisée au moyen d'un détendeur et une phase de compression réalisée au moyen d'un compresseur. Selon l'invention, dans de tels systèmes, lors de la phase de détente ou après la phase de compression lors d'une phase de détente prévue à cet effet, il est possible de récupérer de l'énergie mécanique dans le flux gazeux ou le liquide circulant. De préférence, selon l'invention la phase de détente est réalisée au moyen d'une turbine actionnant un ventilateur entraînant une circulation d'air sur ledit échangeur. De préférence, dans le cas d'un système mettant en oeuvre une chaîne de dispositifs comprenant: un compresseur, un premier échangeur composant un condenseur, un détendeur, un deuxième échangeur composant un évaporateur, le système comprend une phase de détente réalisée au moyen d'une turbine, située en amont du détendeur ou dans le détendeur, actionnant un ventilateur entraînant une circulation d'air sur l'évaporateur ou sur le condenseur. Ainsi, la récupération d'énergie mécanique s'effectue en substituant au détendeur, qui se présente usuellement sous la forme d'un orifice ou d'un capillaire, une turbine de détente comportant des éléments mobiles et entraînant directement une roue de ventilateur. Le passage d'une détente avec travail extérieur améliore en plus l'efficacité globale du cycle. Dans le cas d'une autre variante de réalisation, de préférence également, dans le cas d'un système mettant en oeuvre une chaîne de dispositifs comprenant: un compresseur, un premier échangeur composant un condenseur, un détendeur, un deuxième échangeur composant un évaporateur, le système comprend une phase de détente, située en aval du compresseur, réalisée au moyen d'une turbine actionnant un ventilateur entraînant une circulation d'air sur le condenseur ou sur l'évaporateur. Ainsi, la récupération d'énergie mécanique s'effectue en introduisant une turbine de détente dans la ligne de refoulement après le compresseur. Cette turbine de détente entraîne directement une roue de ventilateur. Cette turbine disposée au refoulement du compresseur consomme cette fois-ci une énergie mécanique supplémentaire, mais comme l'indique le calcul présenté ci-dessous, cette consommation d'énergie mécanique est inférieure à la consommation électrique du moto ventilateur que remplace cette turbine ventilateur. Dans le cas d'une autre variante de réalisation, de préférence également, dans le cas d'un système mettant en oeuvre une chaîne de dispositifs comprenant: un compresseur, un premier échangeur composant un condenseur, un détendeur, un deuxième échangeur composant un évaporateur, le système comprend: - une première phase de détente, située en aval du compresseur, réalisée au moyen d'une première turbine actionnant un premier ventilateur entraînant une circulation d'air sur le condenseur, - une deuxième phase de détente réalisée au moyen d'une deuxième turbine, située en amont du détendeur ou dans le détendeur, actionnant un deuxième ventilateur entrainant une circulation d'air sur l'évaporateur. La roue du ventilateur est située soit dans l'enceinte à refroidir, comme l'enceinte d'un réfrigérateur ou d'un congélateur, soit à l'extérieur pour ventiler les surfaces d'échange du condenseur d'un réfrigérateur par exemple ou les surfaces d'échanges de systèmes de climatisation. Dans tous les cas, la turbine de détente est située de telle manière qu'elle puisse entraîner directement une roue de ventilateur transférant le flux d'air sur la surface d'échange. Avantageusement, le système selon l'invention est tel que: - l'axe de la turbine assurant la détente du fluide frigorigène traverse le corps de la turbine, - l'étanchéité entre l'axe de la turbine et le corps de la turbine est réalisée par un joint. Avantageusement également dans le cas d'une autre variante de réalisation, la turbine assurant la détente du fluide frigorigène actionne le ventilateur au moyen d'un entraînement magnétique. Ainsi, le problème de l'étanchéité entre le corps de la turbine et l'axe de la turbine est résolu. L'invention concerne également, dans un procédé pour la production de froid ou de chaleur mettant en oeuvre un fluide frigorigène selon un cycle thermodynamique comportant au moins une phase de détente notamment dans un détendeur, l'étape caractéristique consistant à procéder à ladite détente au moyen d'une turbine actionnant un ventilateur entraînant une circulation d'air sur un échangeur. D'autres caractéristiques et avantages apparaîtront à la lecture de la description de variantes de la réalisation de l'invention, données à titre d'exemple indicatif et non limitatif. La figure la représente le schéma d'un système frigorifique classique et le cycle thermodynamique dudit système est représenté à la figure lb dans un diagramme température entropie (T-s). La figure 2a représente le schéma d'un circuit frigorifique utilisant deux turbines - ventilateurs et la figure 2b représente le cycle thermodynamique dudit système dans le même diagramme T-s. La figure 3 représente une vue détaillée de la turbine - ventilateur à entraînement direct avec joint d'étanchéité. La figure 4 représente une autre variante d'entraînement par accouplement magnétique permettant un haut niveau d'étanchéité. Le système frigorifique classique est présenté pour permettre de faire des comparaisons avec le système doté des turbines ventilateur et pour des calculs typiques de coefficient de performance, donnés à titre d'exemple et montrant les gains énergétiques associés à l'utilisation de ces turbines ventilateur, objet de l'invention. Le coefficient de performance frigorifique est le rapport de la puissance frigorifique produite Qo, sur le travail mécanique W fourni soit COPf = Qo/W. La figure la représente les quatre composants classiques d'un système frigorifique, un compresseur 1, un condenseur 2, un détendeur 7 et un évaporateur 3. Le diagramme thermodynamique de la figure lb permet de représenter les cinq points caractéristiques du cycle. Le point Ai est à la sortie de l'évaporateur 3, le point B 1 à l'entrée du compresseur 1, le point CI à l'entrée du condenseur 2, le point D1 à l'entrée du détendeur 7 et le point El à l'entrée de l'évaporateur 3. Ces points seront utilisés comme références pour les calculs présentés ci-dessous. Soit un réfrigérateur domestique dont les conditions de fonctionnement sont définies par un cycle dont la température d'évaporation est de -15 C et la température de condensation de 40 C. A l'intérieur du réfrigérateur, l'écart entre la température d'évaporation et la température moyenne de l'air est de 20 K, celui entre la temperature moyenne de la pièce et la température de condensation est de 15 K. Le tableau 1 indique les valeurs des variables thermodynamiques permettant de calculer le COP du système avec le R134a (CH2FCF3, tétra-fluoro-dihydro-éthane) comme fluide frigorigène. Ce fluide est un HFC (hydro-fluoro-carbure) qui est le fluide frigorigène le plus utilisé en froid domestique et en climatisation automobile. Tableau 1 Points T ( C) P (bar) h (kJ/kg) s (kJ/kg. K) AI - 15 1,64 388,3 1,732 B 1 5 1,64 405,4 1,7959 Ci 65,5 10,17 447,1 1,7959 D 1 35 10,17 248,8 1,1661 E 1 - 15 1,64 248,8 1,1915 Les hypothèses permettant les calculs sont les suivantes * la surchauffe du fluide frigorigène entre la sortie de l'évaporateur A1 et l'entrée du compresseur B 1 est de 20 K; * le sous refroidissement au condenseur en D 1 est de 5 K; * la compression de référence est isentropique et un rendement isentropique de compression est pris en compte dans les calculs * la détente de DI en El est isenthalpe. Le travail mécanique unitaire réel (exprimé en kJ/kg) se calcule selon la formule (1) à partir du travail mécanique unitaire isentropique et du rendement isentropique. Un rendement de 0,86 a été pris en compte dans ce calcul. WR= W, I rl, = (hcl - hBl) I/ 0,86 = 48,5 kJ / kg(1) Q0 = hA hE COP = Q0 / WR = 139,5 / 48,5 = 2,87 Sur la figure 2a on a représenté une première turbine de détente 4a (connue en soi) qui entraîne un ventilateur 5a. Cette turbine est située entre le compresseur 1 et le condenseur 2. Elle entraîne le ventilateur 5a et permet de faire circuler de l'air sur le condenseur 2. Une deuxième turbine de détente 4b est représentée sur la figure 2a. Elle est située sur la partie du circuit o circule la phase liquide du fluide frigorigène en sortie du condenseur 2. Elle entraîne un ventilateur 5b qui fait circuler de l'air sur l'évaporateur 3. La figure 2b permet de représenter les points d'entrée et de sortie de chacun des composants du système de la figure 2a. Le point A2 est à la sortie de l'évaporateur 3, le point B2 est à l'entrée du compresseur 1, le point C2is est le point de sortie théorique du compresseur 1, C2Rest le point de sortie réel, D2R est le point de sortie réel de la turbine de détente 4a, E2 est le point de sortie du condenseur 2 (en ce point le fluide est à l'état sous refroidi), F2 R est le point de sortie réel de la turbine de détente 4b. Dans cet exemple, une détente complémentaire par un détendeur 7 n'est pas prise en compte. Le tableau 2 présente les variables thermodynamiques de ces différents points permettant de calculer le coefficient de performance du système doté de ces deux turbines ventilateurs. Pour le système doté de deux turbines ventilateurs, les ventilateurs permettent de réduire les écarts de température. D'une part, l'écart de la température d'évaporation et de la température moyenne de l'air dans l'enceinte du réfrigérateur est réduit à 10 K (au lieu de 20 K) pour le cycle classique. D'autre part, dans le condenseur la température de condensation est de 35 C au lieu de 40 C. La température de sortie du condenseur est de 32 C au lieu de 35 C, le sous- refroidissement n'est donc plus que de 3 K. Les variables thermodynamiques des différents points correspondants à la figure 2b et calculés avec du R134a sont présentés dans le tableau 2. Tableau 2 Points T ( C) P (bar) h (kJ/kg) s (kJ/kg. K) A2 -5 2,435 394,3 1,7249 B2 15 2,435 412,2 1,7894 C2j, 63,5 10,17 444,9 1,7894 C2,1,l 70 10,17 452,2 1,8107 D2i, 65 8,87 448,9 1,8107 E2 32 8,87 244,4 1,152 F2 - 5 2,435 240,6 1,152 De la même manière que précédemment, le travail de compression réel est calculé en prenant en compte un rendement isentropique de compression qui est ici pris égal à 0,82 compte tenu du taux de compression. WR= W, /I rl =(hCl - hBI) /0,82 = (444,9- 412,2) / 0,82 = 40 kJ /kg (1) Le COP est aussi calculé. Q0 = hAi - hEl COP = Q0 / WR = (394,3 - 240,6) /40 = 3,84 Le COP est amélioré d'environ 34 % et ceci est dû à deux phénomènes physiques: * les ventilateurs permettent de diminuer les écarts de température entre les températures de changement de phase du fluide et les températures moyennes d'air extérieur, * la détente isentropique de la turbine 4b constitue une récupération de travail mécanique disponible contrairement à la détente isenthalpe des systèmes habituels. Il faut faire une différence entre les turbines 4a et 4b. La turbine 4a consomme de l'énergie mécanique que doit produire le compresseur mais cette énergie mécanique supplémentaire peut être compensée par la diminution de l'écart de température fluide frigorigène / air au condenseur. Par contre, la turbine 4b ne consomme pas d'énergie mécanique supplémentaire, mais au contraire utilise une énergie mécanique disponible et le COP du cycle en est directement amélioré. Pour les turbines de détente 4a et 4b et en prenant des rendements de détente de 0,7, le travail mécanique unitaire disponible est respectivement de 2,3 kJ/kg et 2,7 kJ/kg. Pour une puissance frigorifique de l'ordre de 60 W typique de nombreux réfrigérateurs, le débit de R134a est d'environ 0,4 g/s. Les puissances mécaniques de ventilation disponibles à partir des deux turbines 4a et 4b sont respectivement de 0,9 W et de 1 W ce qui correspond tout à fait à l'ordre de grandeur de la puissance mécanique des ventilateurs nécessaires à la circulation d'air sur ces échangeurs. On décrit maintenant la figure 3 qui représente une vue de détail d'une turbine ventilateur 4a ou 4b. Sur cette figure on reconnaît la roue de turbine 9, le diffuseur , le canal de sortie 11. La turbine produit de l'énergie mécanique qui est directement utilisée pour l'entraînement de la roue de ventilateur 5. L'entraînement se fait sur le même axe 6 (axe 6a pour la turbine 4a, axe 6b pour la turbine 4b, figure 2a). Un joint 12 assure l'étanchéité entre le circuit intérieur et le volume extérieur. Sur la figure 4, on reconnaît les mêmes composants mais pour des raisons d'étanchéité, l'entraînement du ventilateur 5 monté sur l'axe 14 est magnétique (noyau interne 16a solidaire de l'axe 13 de la turbine, couronne externe 16b solidaire de l'axe 14 du ventilateur 5, entrefer 17). Cet entraînement magnétique permet de disposer d'une paroi entièrement étanche 15. Les flèches, tels que f, apparraissant sur les dessins indiquent le sens de circulation des fluides. Revendications 1. Système, notamment frigorifique ou de climatisation, comportant au moins un échangeur (2, 3); ledit système mettant en oeuvre un fluide frigorigène selon un cycle thermodynamique (fig 2b) comportant au moins une phase de détente; ledit système étant caractérisé en ce que la phase de détente est réalisée au moyen d'une turbine (4a, 4b) actionnant un ventilateur (5a, 5b) entraînant une circulation d'air sur ledit échangeur (2, 3). 2. Système selon la revendication 1 mettant en oeuvre une chaîne de dispositifs comprenant: un compresseur (1), un premier échangeur composant un condenseur (2), un détendeur (7), un deuxième échangeur composant un évaporateur (3); ledit système étant tel qu'il comprend une phase de détente réalisée au moyen d'une turbine (4a), située en aval du compresseur (1), actionnant un ventilateur (5a) entraînant une circulation d'air sur le condenseur (2) ou sur l'évaporateur (3). 3. Système selon la revendication I mettant en oeuvre une chaîne de dispositifs comprenant: un compresseur (1), un premier échangeur composant un condenseur (2), un détendeur (7), un deuxième échangeur composant un évaporateur (3); ledit système étant tel qu'il comprend une phase de détente réalisée au moyen d'une turbine (4b), située en amont du détendeur (7) ou dans le détendeur (7), actionnant un ventilateur (5b) entraînant une circulation d'air sur l'évaporateur (3) ou sur le condenseur (2). 4. Système selon la revendication I mettant en oeuvre une chaîne de dispositifs comprenant: un compresseur (1), un premier échangeur composant un condenseur (2), un détendeur (7), un deuxième échangeur composant un évaporateur (3); ledit système étant tel qu'il comprend: - une première phase de détente réalisée au moyen d'une première turbine (4a), située en aval du compresseur (1), actionnant un premier ventilateur (Sa) entraînant une circulation d'air sur le condenseur (2). - une deuxième phase de détente réalisée au moyen d'une deuxième turbine (4b), située en amont du détendeur (7) ou dans le détendeur (7), actionnant un Il deuxième ventilateur (5b) entraînant une circulation d'air sur l'évaporateur (3). 5. Système selon l'une quelconque des revendications 1 à 4 tel que: - l'axe (6) de la turbine assurant la détente du fluide frigorigène traverse le corps de la turbine, - l'étanchéité entre l'axe (6) de la turbine et le corps de la turbine est réalisée par un joint (12). 6. Système selon l'une quelconque des revendications 1 à 4 tel que: - la turbine assurant la détente du fluide frigorigène actionne le ventilateur (5) au moyen d'un entraînement magnétique (16a, 16b, 17), (de sorte que le problème de l'étanchéité entre le corps (15) de la turbine et l'axe (13) de la turbine est avantageusement résolu). 7. Dans un procédé pour la production de froid ou de chaleur mettant en oeuvre un fluide frigorigène selon un cycle thermodynamique comportant au moins une phase de détente notamment dans un détendeur, l'étape caractéristique consistant à procéder à ladite détente au moyen d'une turbine (4a, 4b) actionnant un ventilateur (5a, 5b) entraînant une circulation d'air sur un échangeur.