FR 2800159 A1 20010427 FR 9913272 A 19991025 INSTALLATION DE POMPAGE DE CHALEUR, NOTAMMENT A FONCTION FRIGORIFIQUE La présente invention concerne une installation de pompage de chaleur, notamment à fonction frigorifique, du type à cycle frigorigène de compression-détente, comprenant une zone de vaporisation avant compression et une zone de condensation après cette dernière, dans laquelle le fluide thermodynamique utilisé dans ledit cycle ainsi que le fluide utilisé dans les cycles frigoporteur et caloporteur est de l'eau, les échanges thermiques de vaporisation et respectivement de condensation entre ces deux derniers cycles et ledit cycle frigorigène s'effectuant directement, sans l'intermédiaire de surfaces d'échange, et le froid produit par cette installation étant habituellement à une température supérieure à 0 C (froid "positif") ou à une température négative pour la production de glace; il est bien entendu cependant que la fonction première d'une telle installation pourrait être au contraire la production de chaleur. De telles installations ont déjà été utilisées pour leur production de froid, et servir ainsi aussi bien au refroidissement dans des processus industriels (moulage de matières plastiques, fabrication de composants électroniques...) et tertiaires (commercialisation de produits alimentaires, climatisation d'ordinateurs.. .) qu'au confort des personnes (rafraîchissement ou climatisation de locaux). Elles présentent l'avantage d'éviter l'utilisation, dans le cycle de compression-détente ou frigorigène, de fluides thermodynamiques organiques tels que ceux de la famille des CFC (chlorofluorocarbones) qui 2 2800159 ont un impact défavorable sur l'effet de serre, ou encore des HCFC (hydrochlorofluorocarbones) ou HFC (hydrofluorocarbones) dont l'impact sur l'effet de serre est moindre mais encore non négligeable. Par contre, elles présentent l'inconvénient que leur réalisation se heurte à la nécessité qu'elles traitent de très importants volumes de vapeur, en particulier au niveau du compresseur, ceci constituant une des raisons pour lesquelles les installations avec cycles à vapeur d'eau n'ont connu jusqu'à présent qu'un développement très limité. Des prototypes de telles installations utilisant l'eau comme fluide thermodynamique ainsi que dans les cycles frigoporteur et caloporteur, ont cependant déjà été construits à échelle industrielle. L'une, d'une puissance calorifique de l'ordre de 2000 kW, utilisée pour le refroidissement de machines d'extrusion, met en oeuvre un cycle ouvert de production de froid par évaporation, compression, condensation et rejet d'eau à l'atmosphère, ce qui constitue un premier inconvénient. Elle fait appel à deux compresseurs de vapeur indépendants disposés face à face aux extrémités d'une enceinte étanche à basse pression, leurs entrées d'aspiration étant en regard l'une de l'autre, de part et d'autre de l'évaporateur, et ces compresseurs, du type centrifuge à ailettes souples, ce qui leur confère une "géométrie variable", étant entraînés respectivement par deux moteurs électriques à vitesse également variable, extérieurs à l'enceinte. Un autre inconvénient de ce type d'installation réside par suite dans un encombrement très important, avec risques d'entrées d'air aux traversées d'arbres, ainsi que de pertes thermiques, de l'air dissous étant par ailleurs introduit dans l'installation par le circuit ouvert du condenseur, ce qui complique le problème du dégazage; il est à noter à ce sujet que les incondensables sont ici prélevés à la pression d'évaporation, c'est-à-dire à basse pression. On observe en outre des "pincements" (écarts entre les températures d'échange) relativement importants au niveau de l'évaporateur et du condenseur. Un autre prototype, plus compact, d'une puissance frigorifique de l'ordre de 800 kW, fonctionne globalement selon le même cycle thermodynamique à eau et met également en ouvre deux compresseurs séparés disposés, avec leurs deux moteurs respectifs, à l'intérieur de l'enceinte hermétique; cela résout certes le problème de l'étanchéité aux traversées d'arbres, mais la grande vitesse périphérique des roues de compresseurs, lesquelles doivent comprimer des volumes de vapeur très importants, a conduit leur concepteur à utiliser ici une structure d'ailettes en fibres de carbone, qui leur donne la résistance mécanique voulue vis-à-vis des forces centrifuges mais hypothèque leur durée de vie, ces roues étant très sensibles à l'érosion due à l'impact des gouttelettes d'eau qui risquent d'être entraînées à grande vitesse à l'aspiration des compresseurs. Le but de la présente invention est donc, tout en conservant les avantages inhérents à l'utilisation de l'eau comme fluide thermodynamique, d'éviter les inconvénients des techniques antérieures dans une installation de pompage de chaleur à échelle industrielle, notamment dans le but premier de produire du froid mais sans exclure la production de chaleur. A cet effet, une installation conforme à la présente invention, du type général rappelé au début, est caractérisée en ce que le cycle frigorigène met en oeuvre une compression dynamique à deux sections de compression séparées, reliées l'une à l'autre par au moins une zone d'échange thermique (désurchauffe et/ou économiseur) et encloses dans une enceinte de confinement de la vapeur hermétique et thermiquement isolée, et en ce que les roues de ces deux sections sont montées directement sur les extrémités opposées de l'arbre d'un moteur électrique étanche commun à vitesse variable disposé dans ladite enceinte, entre ces sections. L'adoption d'un tel ensemble motocompresseur complètement "intégré" permet d'une part d'atteindre une grande compacité, d'autre part de résoudre le problème d'étanchéité d'arbre et, avec une meilleure économie de moyens, de résoudre aussi le problème difficile posé par la conception d'un compresseur capable de performances aérodynamiques et mécaniques poussées, tout en limitant le prix de revient de l'installation. En particulier, l'adoption d'un moteur électrique unique pour l'entraînement des deux sections de compression, chacune comprenant un (par exemple en cas de compression centrifuge) ou plusieurs (en cas de compression axiale) étages de roues de compression, et ceci sans obligation de mettre en ouvre des étages multiplicateurs de vitesse, correspond à une simplification constructive déterminante. De plus, une telle conception du confinement de l'installation autorise un fonctionnement du compresseur sans huile, d'o une simplification des opérations d'exploitation et de maintenance, tout en garantissant l'absence de pollution du fluide frigorigène. Il est à noter ici que les sections de compression dite "centrifuge", qui seront utilisées de préférence aux sections de compression dite axiale, comprendront, de façon classique, pour chaque étage les constituant (en principe un ou deux), une roue mobile précédée d'un convergent d'aspiration et suivie d'un diffuseur statique lisse ou à ailettes. Il est à noter par ailleurs que l'utilisation d'au moins une désurchauffe de la vapeur entre les deux sections de compression évitera d'atteindre des températures excessives, présentera l'avantage de réduire le travail de compression de la deuxième section et contribuera à l'amélioration de l'efficacité du cycle, à savoir à l'augmentation du rapport de la puissance frigorifique ou calorifique délivrée à l'énergie électrique nécessaire au fonctionnement de l'installation, cette efficacité pouvant atteindre une valeur de 7 à 8, ce qui est très satisfaisant. Cette désurchauffe après la première section de compression pourra s'effectuer partiellement par détente-flash de l'eau issue du condenseur et retournée à l'évaporateur, détente-flash assurant, sans surface d'échange intermédiaire, un refroidissement partiel de cette eau et constituant ainsi un économiseur. De préférence, ledit moteur électrique sera un moteur synchrone à rotor à aimants permanents associé à un variateur de fréquence qui permettra d'en faire varier la vitesse et donc d'adapter la vitesse de rotation des roues de compresseur aux débits de vapeur traités, et de fonctionner à charge partielle dans les limites de stabilité aérodynamique du compresseur. L'adoption d'un tel moteur permettra d'assurer un minimum de pertes thermiques au niveau du rotor, ce qui est important compte tenu des mauvais échanges thermiques dans une enceinte o règnera, dans le cas d'une production de froid, une très faible pression de vapeur. Cependant on pourrait envisager d'autres types de moteurs moins coûteux, par exemple des 6 2800159 moteurs asynchrones, avec dispositif d'élimination des pertes thermiques. Les paliers d'arbre dudit moteur électrique peuvent être de tout type approprié à leur fonction, par exemple du type à roulements à billes en céramique, ou encore du type fluide ou lisse, à eau avec dispositif anticavitation, ou même à huile avec dispositif d'étanchéité, ou du type magnétique, dès lors que toute contamination du fluide frigorigène par un moyen de lubrification est rendue impossible. Selon une disposition de l'invention, on peut prévoir que les paliers d'arbre dudit moteur sont disposés du côté de ce dernier, les roues du compresseur étant de la sorte en porte-à-faux sur les extrémités dudit arbre, mais la disposition inverse est également possible: roues du compresseur disposées entre le moteur et les paliers, sans porte-à-faux. Une autre caractéristique structurelle importante de l'installation réside dans le fait que les deux sections de compression sont disposées en opposition de part et d'autre du moteur d'entraînement électrique commun, avec leurs entrées respectives (aspirations) dirigées vers les extrémités de l'enceinte de confinement (contrairement à l'art antérieur mentionné en premier plus haut), des zones de vaporisation et de désurchauffe étant ainsi ménagées entre ces extrémités de l'enceinte et, respectivement, l'entrée de la première et l'entrée de la seconde section de compression. Cette disposition permet de compenser les réactions axiales dues aux roues, contribue à l'obtention d'une grande compacité, notamment en longueur, et facilite la connexion des circuits d'eau extérieurs. Dans le cas o cela serait nécessaire, notamment dans certaines conditions climatiques pour augmenter le taux de compression (en cas de température extérieure trop élevée ou d'écart de température évaporation/condensation trop important), on peut encore prévoir que les deux sections de compression sont associées à une troisième section de compression disposée dans l'enceinte de confinement - ou mise en communication avec elle - et constituée par un booster, lequel est disposé en amont ou en aval du compresseur ou encore entre ses deux sections. Avantageusement, ce booster sera entraîné par une turbine hydraulique fonctionnant avec de l'eau, en particulier empruntée au circuit interne, au niveau de la vaporisation ou de la condensation, mais il pourrait être également entraîné par une turbine de détente de vapeur ou par un moteur électrique indépendant, éventuellement à une vitesse différente de celle du compresseur, pouvant même être mis à l'arrêt en cas de retour à des conditions climatiques normales. Avantageusement encore et dans un but de diminution du prix de revient et d'allégement des masses tournantes, on pourra prévoir que ledit booster ou les sections de compression sont constitués d'une ou plusieurs roues de compression comprenant un rotor à flasque tournant pourvu d'ailettes plates radiales et éventuellement associé à des aubages statiques de mise en prérotation du fluide. Selon que l'installation comprendra ou non un booster, son organisation générale pourra être légèrement différente: elle pourra alors se caractériser, respectivement, en ce que la zone de condensation est située à l'extrémité de l'enceinte de confinement qui est du côté de l'entrée d'aspiration de la seconde section de 8 2800159 compression, ou en ce que cette zone de condensation est située entre la zone à désurchauffe et cette entrée d'aspiration de la seconde section de compression. Ces dispositions de l'invention ainsi que des dispositions complémentaires touchant à la structure de l'installation et à son fonctionnement thermodynamique vont être mieux comprises à la lecture des exemples de réalisation qui suivent, donnés à titre nullement limitatif avec référence aux figures du dessin ci-annexé dans lequel: - la figure 1 est une vue schématique montrant une organisation générale possible de l'installation, supposée ne comporter que deux sections de compression, la figure 1' montrant une variante à deux sections de compression en parallèle; - la figure 2 est une vue schématique montrant une organisation générale de l'installation lorsqu'elle est pourvue d'un troisième étage de compression ou booster; - la figure 3 est une vue en coupe axiale plus détaillée d'une installation semblable à celle de la figure 1; - la figure 4 est une vue en coupe axiale partielle montrant la séparation liquide/vapeur dans un convergent d'aspiration placé à l'entrée de chaque section de compression et associé à une gouttière de séparation inertielle; - la figure 5 est une vue en perspective d'une roue semi-ouverte et frettée de section de compression; - les figures 6 et 7 sont des vues en coupe partielle développée de deux variantes possibles d'un aubage de rotor du compresseur; - la figure 8 est une vue en coupe partielle développée d'un rotor de compresseur simplifié comprenant un flasque tournant pourvu d'ailettes plates radiales et associé à des aubages statiques de mise en prérotation du fluide; - la figure 9 représente schématiquement une zone de condensation à garnissage; - la figure 10 représente un condenseur de "reflux" disposé à la sortie de la zone de condensation; - la figure 11 est une vue schématique de l'ensemble de l'installation; - la figure 12a est un schéma thermodynamique de l'installation; - la figure 12b est un exemple de diagramme enthalpique P=f(H) d'une installation conforme à l'invention; - la figure 13 est une vue schématique partielle de l'installation, montrant l'implantation d'un booster aval; et - la figure 14 montre un palier à eau pour l'arbre du moteur. Sur la figure 1 on a référencé en 1 et 2 les deux sections de compression de l'installation, dont les entrées d'aspiration 3 et 4 sont disposées à l'opposé l'une de l'autre, la sortie de la section 1 étant reliée par des conduits 5 à l'entrée 4 de la section 2. Les roues mobiles des deux sections sont calées sur les extrémités 2800159 de l'arbre 18 d'un moteur électrique commun à vitesse variable 6. Sur la figure 1' on a montré une variante selon laquelle on met en euvre deux sections de compression 1' et 2' montées en parallèle, avec une entrée commune 3' et entraînées par un moteur commun 6', pour obtenir des puissances frigorifiques plus élevées. Ces sections peuvent être suivies d'une section de compression, cette dernière pouvant aussi être constituée de deux sections en parallèle et/ou d'un booster. La figure 2 représente aussi schématiquement une installation qui comporte une troisième section de compression (ou booster) 7 entrainée par un moteur électrique indépendant 8, dont l'entrée d'aspiration 9 communique avec la sortie de la seconde section de compression 2 et dont le refoulement 10 communique avec une zone de condensation; l'implantation de ce booster dans l'installation sera mieux vue dans la figure 13, dans laquelle on a utilisé les mêmes références que sur la figure 3 pour désigner les parties communes. Sur la figure 3, qui représente une installation sans booster, on a désigné en 11 et 12 les roues centrifuges de compression de vapeur d'eau (qui sur ce dessin sont supposées semi-ouvertes) appartenant respectivement aux deux sections de compression précitées 1 et 2, par exemple chacune à un étage de compression, constituant ensemble le compresseur du cycle thermodynamique, lequel prend place dans une enceinte hermétique 13 de confinement sous très basse pression, ces deux sections étant comme indiqué plus haut situées en opposition: leurs entrées d'aspiration 3 et 4, pourvues chacune respectivement d'un séparateur liquide/vapeur ou dévésiculeur 14, 15, sont dirigées vers les deux il 2800159 extrémités opposées de l'enceinte, référencées respectivement en 16 et 17. Les roues mobiles 11 et 12 de ces deux sections de compression 1 et 2 sont calées en porte-à-faux sur les extrémités opposées de l'arbre 18 du moteur électrique commun 6 précité, qui est de type synchrone et étanche, et dont le rotor est avantageusement à aimants permanents. Les paliers de l'arbre 18 étant lubrifiés sans huile, comme ceci sera décrit plus bas, la maintenance est facilitée, et on élimine le risque de pollution du fluide frigorigène. L'enceinte 13, dans le but de simplifier les opérations de maintenance pouvant faire intervenir des corps de métier différents (frigoristes, mécaniciens, thermodynamiciens, électriciens), est constituée de trois modules distincts reliés l'un au suivant par des brides 19 et 20 dont l'assemblage est assuré par des moyens connus (boulons, "sauterelles" etc) . Ces trois modules comprennent un module d'évaporation-flash 21 contenant une zone de vaporisation 22, un module de compression 23 contenant les deux sections de compression 1 et 2, et un module de condensation 24 contenant une zone à désurchauffe 25 et éventuellement à économiseur, et la zone de condensation 26. La zone de vaporisation 22 est établie sous la forme d'un évaporateur flash dans lequel l'énergie interne du fluide reste constante (détente isenthalpique), la diminution de celle du liquide étant exactement compensée par l'augmentation de celle du liquide vaporisé. Pour ce faire, l'eau glacée de retour à l'installation par une conduite 27, qui a été réchauffée, par exemple jusqu'à environ 12 C, par son passage dans le circuit d'utilisation U que l'installation a pour but de refroidir, est injectée sous forme de gouttelettes dans la 1 2 2800159 zone 22 par une rampe de pulvérisation 28 et se vaporise instantanément du fait de la très basse pression absolue, qui peut être de l'ordre de 10 mbars, régnant dans cette zone 22. En d'autres termes, l'énergie nécessaire à la vaporisation du liquide provient du liquide lui-même, selon un processus adiabatique. L'eau, ainsi refroidie à une température qui peut être de l'ordre de 7 C, est récupérée à la partie inférieure de l'enceinte et en est évacuée par une conduite d'eau glacée référencée en 29. Les échanges thermiques dans ce cycle frigorigène sont directs (échanges par contact et non par l'intermédiaire de surfaces), et il y a très peu d'irréversibilités; on a supprimé le "pincement" présent dans les installations à échangeurs tubulaires ou à plaques, ce qui permet d'obtenir un coefficient de performance pratique supérieur à 7 pour des températures d'évaporation et de condensation respectivement de 7 et de 30 C. L'absence de surfaces d'échange pour l'évaporateur et le condenseur présente de plus l'avantage de ne nécessiter aucun dégagement longitudinal pour détubage ou nettoyage des surfaces, d'o une diminution de l'espace qui doit être réservé à l'installation. La présence de gouttelettes d'eau dans la vapeur ainsi créée est bénéfique car elle favorise la désurchauffe de la vapeur lors de la phase suivante de compression, d'o un débit volumique moindre, permettant de réduire les sections de passage, donc l'encombrement de l'installation et le coût. En outre, la masse volumique est plus élevée, ce qui permet d'obtenir un taux de compression plus important et contribue à augmenter le coefficient de performance global. Pour éviter cependant une érosion des aubages des roues de compresseur par les gouttelettes d'eau à grande 13 2800159 vitesse, le séparateur liquide/vapeur ou dévésiculeur 14, placé à l'entrée d'aspiration 3, 4 de chaque section de compression peut être, comme détaillé sur la figure 4, suivi ou remplacé par un pavillon de convergent fixe 30 spécial sur la paroi duquel l'eau peut s'écouler et dont le bord de fuite aboutit dans un collecteur d'eau circulaire ou gouttière 31, pourvue d'une sortie d'évacuation d'eau inférieure 32 et assurant une séparation inertielle efficace entre l'eau et la vapeur. Il est à noter que l'eau s'écoule en quantité assez significative sur cette paroi 30 du convergent, du fait de la séparation provoquée par la mise en vitesse axiale de la vapeur, associée à la coalescence des gouttes d'eau, ce qui souligne l'intérêt de cette disposition. Par contre, on ne cherche pas à éliminer le brouillard passant dans la section de sortie du convergent, car sa présence est favorable à la désurchauffe, et ses effets mécaniques sont réduits. Pour éviter par ailleurs l'érosion dite "en croissant" des aubages de la roue 11, 12 de compression sous l'impact des fines gouttelettes restant en suspension dans la vapeur, ces aubages sont avantageusement cerclés, dans leur portion axiale, par une frette, référencée 33 sur la vue en perspective de la figure 5. Cette frette, qui a également un effet antivibratoire, peut ainsi canaliser l'eau aspirée jusqu'à ce qu'elle quitte la zone axiale. La vue en coupe développée partielle de la figure 6 montre par ailleurs la possibilité de conférer aux ailettes 34 des aubages de rotor un angle aigu par rapport au plan du flasque arrière 35, ce qui favorise l'entraînement de l'eau dans le sens de la rotation. Il 14 2800159 serait également possible de conférer à ces ailettes 34 une légère concavité, avec le même effet (figure 7). La figure 8 représente une variante de compresseur simplifié utilisable si l'on souhaite abaisser le prix de revient ou réduire les masses tournantes pour le booster 8 ou pour les roues de compression, variante qui au surplus permettra d'éliminer la frette 33 mentionnée plus haut: le compresseur comporte un rotor à flasque tournant 37 pourvu d'ailettes plates radiales 38 et éventuellement associé à des aubages statiques 36 de mise en prérotation du fluide. La vapeur comprimée dans la première section 1 du compresseur est dirigée vers la seconde section 2 par les conduits de circulation 5 déjà mentionnés et référencés également à la figure 3. Ces conduits peuvent comporter en sortie de section un diffuseur radial lisse ou à ailettes 39, 39a et/ou axial 40, 40a à ailettes (cas de la partie haute du dessin), destiné à élever la pression de vapeur en diminuant sa vitesse. Il peut être nécessaire de prévoir une injection additionnelle d'eau dans le diffuseur, en aval de la roue afin de désurchauffer la vapeur. En cas de diffuseur radial et/ou axial, il peut être judicieux de réaliser cette injection à proximité du changement de direction, dans le coude entre les diffuseurs 39 et 40 et/ou dans le bord de fuite des ailettes 39, 39a de la partie haute du dessin. Avant d'être aspirée dans l'entrée de la seconde section de compression 2, la vapeur issue des conduits 5 subit une désurchauffe dans la zone de désurchauffe intermédiaire 25 mentionnée plus haut, située dans cet exemple à proximité de l'extrémité 17 de l'enceinte de confinement 13, ceci pour éviter d'atteindre des températures excessives en sortie de compresseur. Cette 1 5 2800159 désurchauffe peut être assurée par "détente-flash" du débit d'eau issu du condenseur et retourné à l'évaporateur, ce qui constitue un économiseur assurant un refroidissement partiel de cette eau. En effet, l'eau ayant une chaleur latente très élevée, la vaporisation d'un faible volume de liquide est suffisante pour désurchauffer la vapeur. La vapeur issue de la seconde section de compression 2 à une température proche de la condensation sous la pression correspondante passe ensuite dans la zone de condensation 26 par d'autres conduits statiques 41. La condensation est effectuée par mélange, l'échange thermique se produisant entre la phase vapeur issue du compresseur et des gouttelettes liquides dispersées par une rampe 42 de pulvérisation alimentée par une conduite 43 de retour de l'eau refroidie (à environ 25 C) de l'aéroréfrigérant (A), s'agissant d'un aéroréfrigérant classique à serpentin et ventilation mécanique, empêchant tout contact entre l'eau et l'air extérieur, ceci pour éviter toute contamination biologique ou chimique ainsi que la présence de gaz dissous dans l'eau. L'eau réchauffée par la condensation de la vapeur est recueillie en bas de l'enceinte et retourne à l'aéroréfrigérant par une conduite 44 (figure 3). Il est à noter que la principale résistance au phénomène de condensation n'est pas liée à la convection dans la vapeur, mais plutôt à la conduction dans le liquide, ce pour quoi il conviendra éventuellement d'assurer un temps de séjour du liquide dans le condenseur le plus long possible, en augmentant les surfaces de contact et avec un brassage avec la vapeur circulant à contre-courant, créé par un garnissage du condenseur tel que des anneaux Raschig. Un tel garnissage a été 16 2800159 représenté schématiquement en 45 à la figure 9 et est surmonté d'un répartiteur 46 alimenté en eau refroidie par la rampe 42, une grille 47 étant prévue à la base du garnissage pour sa retenue à l'intérieur d'un casier 48. En 49 on a référencé à la figure 3 une pompe de mise sous vide, laquelle s'effectue à la pression de condensation. Au démarrage de l'installation, l'enceinte 13 étant remplie d'air sous pression, la pompe devra évacuer cet air pour amener la pression interne absolue à une valeur voisine de 40 mbars. Pour réduire le temps nécessaire à cette évacuation, on pourra prévoir un groupe de démarrage, par exemple du type à éjecteur, avec de l'eau comme fluide moteur, puisque l'on dispose de l'eau de refroidissement du condenseur. Pour réduire le débit de vapeur extrait avec les incondensables, essentiellement de l'air, il sera avantageux de disposer un condenseur de "reflux" à la sortie de la zone de condensation 26. Un tel condenseur de "reflux", représenté à la figure 10, pourrait être constitué d'une colonne 50 à la base de laquelle la vapeur résiduelle provenant de la zone de condensation 26 est injectée à travers des chicanes 51, les incondensables saturés d'humidité étant évacués par son extrémité supérieure 52 vers la pompe à vide 49. Cette colonne peut comprendre successivement deux zones à contre-courant: d'une part une zone 53 dans laquelle une partie de la vapeur se condense grâce à un échangeur de surface à serpentin 54 dans lequel l'apport frigorifique est assuré par le retour d'eau de l'aéroréfrigérant avant sa pulvérisation dans la rampe 42 du condenseur, d'autre part une zone 55 dans laquelle une autre partie de la vapeur se condense grâce à un échangeur à surface 56 à tubes et chicanes de circulation d'eau, l'apport frigorifique étant 17 2800159 ici assuré par un faible débit d'eau glacée 57 provenant de la zone de vaporisation 22. On peut indiquer que le condenseur de "reflux" pourrait ne comprendre que l'une ou l'autre des deux parties décrites ci-dessus, ou encore les deux types de surfaces d'échange permutées. Pour le fonctionnement à charge partielle de l'installation, on peut faire varier la fréquence d'alimentation du moteur synchrone 6, ou l'on peut prévoir uncircuit de recyclage thermique d'un certain débit de liquide de la zone de condensation 26 vers la zone de vaporisation 22. Sur la vue schématique de la figure 11, dans laquelle on a utilisé les mêmes références que sur la figure 3, on voit que la différence des pressions entre les deux zones 22 et 26 peut être très simplement compensée par une conduite 58 reliant les pieds des colonnes d'eau de hauteurs différentes prévues à l'évacuation 29 et 44 de ces deux zones. Il est à noter que la désurchauffe intermédiaire entre les sections de compression peut être associée à une "détente-flash" du faible débit d'eau issu du condenseur 26 et retournée par la conduite 58 à la zone de vaporisation 22, ce qui constitue un économiseur assurant un refroidissement partiel de cette eau. On peut aussi envisager de produire un excès de froid pendant la nuit et de le stocker sous forme d'eau glacée ou de glace, ce froid étant alors récupéré dans la journée. Sur un diagramme T = f(E), E étant l'énergie échangée, la figure 12a montre le schéma thermodynamique de l'installation I. QF représente la chaleur prise à la source froide, à savoir le circuit utilisateur U; W représente le travail reçu dans l'installation I, et Qc la 1 8 2800159 chaleur cédée à la source chaude, à savoir l'aéroréfrigérant A (voir aussi figure 12b), la relation qui lie ces valeurs étant IQFI = I QcI+IWI. Le diagramme enthalpique de la figure 12b représente un fonctionnement classique de l'installation I. L'eau est vaporisée à une température TE d'environ 7 C dans la zone d'évaporation 22, puis comprimée dans la première section de compression 1, désurchauffée jusqu'à une temperature TD d'environ 18 C, comprimée dans la seconde section de compression 2 pour atteindre une température Tc d'environ 30 C, et condensée dans la zone de condensation 26. L'eau de condensation est pompée par une pompe Pl vers l'aéroréfrigérant A en 44, et en revient à une température d'environ 25 C, en 43 (cycle caloporteur). Dans le cycle frigoporteur 27, 22, 29, l'eau est refroidie par vaporisation, entre environ 12 et 7 C, et est pompée dans le circuit utilisateur U par une pompe P2. Quoique la description ait été faite en privilégiant la valorisation de l'effet frigorifique, l'installation pourrait aussi avoir pour fonction première la production de chaleur, auquel cas la pression à l'intérieur de l'enceinte pourrait être supérieure à la pression atmosphérique afin d'atteindre des températures de condensation supérieures à 100 C. Enfin on a représenté à la figure 14 une structure possible de palier à eau pour l'arbre 18 du moteur électrique 6. Ce palier, référencé en 59, comporte une arrivée de liquide sous pression 60, lequel subit par effet dynamique une détente partielle dans l'intervalle 61 entre l'alésage du palier et la surface de l'arbre 18, avant de subir une détente complémentaire et une vaporisation partielle à sa sortie de cet intervalle, en 62. La vapeur et le liquide résiduel sont alors dirigés dans une chambre de tranquillisation 63 par un déflecteur 64. REVENDICATIONS 1. Installation de pompage de chaleur, notamment à fonction frigorifique, du type à cycle frigorigène de compression-détente, comprenant une zone de vaporisation avant compression et une zone de condensation après cette dernière, dans laquelle le fluide thermodynamique utilisé dans ledit cycle ainsi que le fluide utilisé dans les cycles frigoporteur et caloporteur est de l'eau, les échanges thermiques de vaporisation et respectivement de condensation entre ces deux derniers cycles et ledit cycle frigorigène s'effectuant directement, sans l'intermédiaire de surfaces d'échange, et le froid produit par cette installation étant habituellement à une température supérieure à 0 C (froid "positif") ou à une température négative (production de glace), caractérisée en ce que le cycle frigorigène met en oeuvre une compression dynamique à deux sections de compression séparées (1, 2) reliées l'une à l'autre par au moins une zone d'échange thermique (25) (désurchauffe et/ou économiseur) et encloses dans une enceinte (13) de confinement de la vapeur hermétique et thermiquement isolée, et en ce que les roues (11, 12) de ces deux sections sont montées directement sur les extrémités opposées de l'arbre (18) d'un moteur électrique étanche (6) commun à vitesse variable disposé dans ladite enceinte (13) entre ces sections (1, 2) 2. Installation de pompage de chaleur selon la revendication 1, caractérisée en ce que ledit moteur électrique à vitesse variable (6) est un moteur synchrone à rotor à aimants permanents associé à un variateur de fréquence. 3. Installation de pompage de chaleur selon la revendication 1 ou 2, caractérisée en ce que les paliers 2 1 2800159 d'arbre dudit moteur (6) sont du type à roulements à billes en céramique. 4. Installation de pompage de chaleur selon la revendication 1 ou 2, caractérisée en ce que les paliers d'arbre (18) dudit moteur sont du type fluide ou lisse, à eau (59) avec dispositif anticavitation, ou à huile avec dispositif d'étanchéité, ou encore du type magnétique. 5. Installation de pompage de chaleur selon l'une quelconque des revendications précédentes, caractérisée en ce que les paliers d'arbre (18) dudit moteur (6) sont disposés du côté de ce dernier, les roues (11, 12) du compresseur étant de la sorte en porteà-faux sur les extrémités dudit arbre (18). 6. Installation de pompage de chaleur selon l'une quelconque des revendications précédentes, caractérisée en ce que les deux sections de compression (1, 2) sont disposées en opposition de part et d'autre du moteur d'entraînement électrique commun (6), avec leurs entrées respectives (3, 4) dirigées vers les extrémités (16, 17) de l'enceinte de confinement (13), des zones de vaporisation (22) et de désurchauffe (25) étant ainsi ménagées entre ces extrémités de l'enceinte (13) et, respectivement, l'entrée (3) de la première (1) et l'entrée (4) de la seconde (2) section de compression. 7. Installation de pompage de chaleur selon l'une quelconque des revendications précédentes, caractérisée en ce que les deux sections de compression (1, 2) sont associées à une troisième section de compression (7) disposée dans l'enceinte de confinement (13) ou mise en communication avec elle et constituée par un booster, lequel est disposé en amont ou en aval du compresseur, ou encore entre ses deux sections (1, 2). 22 2800159 8. Installation de pompage de chaleur selon la revendication 7, caractérisée en ce que ledit booster (7) est entraîné par une turbine hydraulique fonctionnant avec de l'eau empruntée au circuit interne, au niveau de la vaporisation (22) ou de la condensation (26). 9. Installation de pompage de chaleur selon la revendication 7, caractérisée en ce que ledit booster (7) est entraîné par une turbine de détente de vapeur. 10. Installation de pompage de chaleur selon la revendication 7, caractérisée en ce que ledit booster (7) est entraîné par un moteur électrique indépendant (8). 11. Installation de pompage de chaleur selon l'une quelconque des revendications 7 à 10, caractérisée en ce que ledit booster (7) ou les sections de compression sont constitués d'une ou plusieurs roues de compression comprenant un rotor à flasque tournant (37) pourvu d'ailettes plates radiales (38) et éventuellement associé à des aubages statiques (36) de mise en prérotation du fluide. 12. Installation de pompage de chaleur selon l'une quelconque des revendications 7 à 11, caractérisée en ce que ladite zone de condensation (26) est située à proximité de l'extrémité (17) de ladite enceinte de confinement (13) qui est proche de l'entrée (4) de la seconde section de compression (2). 13. Installation de pompage de chaleur selon l'une quelconque des revendications 1 à 6, caractérisée en ce que ladite zone de condensation (26) est située entre la zone à désurchauffe (25) et l'entrée (4) de la seconde section de compression (2). 14. Installation de pompage de chaleur selon l'une quelconque des revendications précédentes, caractérisée en ce qu'elle est constituée de trois modules distincts 23 2800159 reliés l'un au suivant par des moyens de fixation démontables (19, 20), à savoir un module d'évaporation- flash (21) contenant une zone de vaporisation (22), un module de compression (23) contenant les sections de compression, et un module de condensation (24) contenant une zone de désurchauffe (25) et la zone de condensation (26) 15. Installation de pompage de chaleur selon l'une quelconque des revendications précédentes, caractérisée en ce que la zone de vaporisation (22) est établie sous la forme d'un évaporateur-flash, l'eau glacée (27) de retour à l'installation étant injectée sous forme de gouttelettes dans ladite zone (22) par une rampe de pulvérisation (28). 16.Installation de pompage de chaleur selon l'une quelconque des revendications précédentes, caractérisée en ce qu'un séparateur liquide/vapeur ou dévésiculeur (14, ) est placé à l'entrée d'aspiration de chaque section de compression (1, 2). 17. Installation de pompage de chaleur selon l'une quelconque des revendications 1 à 16, caractérisée en ce qu'à l'entrée d'aspiration de chaque section de compression (1, 2) est prévu un pavillon de convergent spécial (30) sur la paroi duquel l'eau peut s'écouler et dont le bord de fuite aboutit dans un collecteur d'eau circulaire (31) de séparation inertielle pourvu d'une sortie d'évacuation d'eau inférieure (32). 18.Installation de pompage de chaleur selon l'une quelconque des revendications précédentes, caractérisée en ce que les aubages des roues (11, 12) de compresseur sont cerclés, dans leur portion axiale, d'une frette (33) propre à canaliser l'eau aspirée jusqu'à ce qu'elle quitte la zone axiale. 24 2800159 19. Installation de pompage de chaleur selon l'une quelconque des revendications précédentes, caractérisée en ce que les ailettes (34) des aubages de rotor (11, 12) présentent un angle aigu par rapport au plan du flasque arrière (35) de ce rotor ou une légère concavité, ce qui favorise l'entraînement de l'eau dans le sens de la rotation. 20. Installation de pompage de chaleur selon l'une quelconque des revendications précédentes, caractérisée en ce que la vapeur comprimée dans une section de compression est dirigée vers la section suivante par des conduits de circulation (5, 41) qui peuvent comporter en sortie de section de compression un diffuseur radial lisse ou à ailettes (39, 39a) et/ou axial à ailettes (40, 40a) avec, le cas échéant, une injection additionnelle d'eau en aval de cette section. 21. Installation de pompage de chaleur selon l'une quelconque des revendications précédentes, caractérisée en ce que la désurchauffe intermédiaire entre les sections de compression est associée à une "détente-flash" du débit d'eau issu du condenseur (26) et retournée par une tuyauterie (58) à la zone de vaporisation (22), ce qui constitue un économiseur assurant un refroidissement partiel de cette eau. 22. Installation de pompage de chaleur selon l'une quelconque des revendications précédentes, caractérisée en ce que la condensation est effectuée par mélange, l'échange thermique se produisant entre la phase vapeur issue du compresseur (1, 2) et des gouttelettes liquides dispersées par une rampe (42) de pulvérisation alimentée par une conduite (43) de retour de l'eau refroidie d'un aéroréfrigérant. 23. Installation de pompage de chaleur selon la revendication 22, caractérisée en ce que pour assurer un temps de séjour du liquide dans la zone de condensation (26) le plus long possible, cette zone comporte un garnissage (45) tel que des anneaux Raschig augmentant les surfaces de contact et créant un brassage avec la vapeur circulant à contre-courant. 24. Installation de pompage de chaleur selon la revendication 22 ou 23, caractérisée en ce qu'elle comporte un condenseur de "reflux". 25. Installation de pompage de chaleur selon la revendication 24, caractérisée en ce que ledit condenseur de "reflux" est constitué d'une colonne (50) qui comprend successivement, d'une part une zone à contrecourant (53) dans laquelle une partie de la vapeur se condense grâce à un échangeur de surface (54) dans lequel l'apport frigorifique est assuré par le retour d'eau de l'aéroréfrigérant avant sa pulvérisation dans la rampe (42) du condenseur, d'autre part une zone à contre-courant (55) dans laquelle une autre partie de la vapeur se condense grâce à un échangeur à surface (56), l'apport frigorifique étant ici assuré par un faible débit d'eau glacée (57) provenant de la zone de vaporisation (22). 26. Installation de pompage de chaleur selon l'une quelconque des revendications précédentes, caractérisée en ce que, pour son fonctionnement à charge partielle, elle comprend un circuit de recyclage thermique d'un certain débit de liquide de la zone de condensation (26) vers la zone de vaporisation (22). 27. Installation de pompage de chaleur selon l'une quelconque des revendications précédentes, caractérisée en ce qu'elle est réglée pour produire un excès de froid pendant la nuit et le stocker sous forme d'eau glacée ou de glace, ce froid étant alors récupéré dans la journée. 28. Installation de pompage de chaleur selon l'une quelconque des revendications précédentes, caractérisée en ce que l'arbre (18) du moteur électrique (6) est porté par des paliers à eau (59) comportant une arrivée de liquide sous pression (60), lequel peut ainsi subir par effet dynamique une détente partielle dans un intervalle (61) entre un alésage du palier et la surface de l'arbre (18), avant de subir une détente complémentaire et une vaporisation partielle à sa sortie (62) de cet intervalle, la vapeur et le liquide résiduel étant alors dirigés dans une chambre de tranquillisation (63) par un déflecteur (64).