FR 2305699 A1 19761022 FR 7509929 A 19750328 La présente invention concerne un perfectionnement aux installations susceptibles de fonctionner en pompe de chaleur. On connalt actuellement un grand nombre d'installations, qui sont utilisées en particulier pour le conditionnement en température d'un fluide utile, tel que de l'air ou de l'eau, par exemple pour la climatisation et/ou le chauffage de locaux, ou pour divers usages industriels, et qui sont susceptibles de fonctionner en pompe de chaleur. Certaines de ces installations connues fonctionnent d'ailleurs exclusivement en pompe de chaleur, tandis que d'autres peuvent fonctionner tantôt en pompe de chaleur, par exemple pour chauffer un local en hiver, et tantt en installation de réfrigération, pour climatiser le même local en été. La présente invention permet d'améliorer le rendement de toutes ces installations connues, lorsqu'elles fonctionnent en pompe de chaleur. La présente invention concerne tout d'abord un procédé pour améliorer le coefficient de performance d'une installation fonctionnant en pompe de chaleur pour élever la température d'au moins un fluide utile, ce procédé étant caractérisé en ce qu'il consiste à faire traverser par le flux du fluide utile un circuit d'un échangeur thermique,dont l'autre circuit est traversé par le fluide frîgorigène condensé. Le procedé selon la présente invention permet d'augmenter le coefficient de performance d'une installation fonctionnant en pompe de chaleur, c'est-à-dire sa production spécifique de chaleur par unite d'énergie électrique consommée, dans une proportion qui, selon les paramètres de l'installation et le fluide frigorigène utilisé, peut aller de 10 à 30%, et même au-delà. Ceci résulte de ce que l'échangeur thermique permet d'extraire du liquide frigorigène condensé une certaine quantité de chaleur, qui est transférée pratiquement au fluide utile, pour en élever la température.Dans les installations actuelles qui fonctionnent en pompe de chaleur, c'est dans l'évaporateur qu'une quantité de chaleur correspondante est extraite du fluide frigorigène,mais elle n'est pas transférée au fluide utile, et elle est donc dissipez en pure perte, ce qui réduit du même coup la puissance frigorifique utile du groupe moto-compresseur de l'installation. Grâce au procédé selon l'invention, une fraction importante des "pertes internes" du cycle frigorifique est récupérée sous la forme de chaleur utile, qui est transférée au milieu extérieur à l'installation. La présente invention concerne également des installations susceptibles de fonctionner en pompe de chaleur, notamment de l'un des types connus, mentionnés précédemment, et auxquelles le procédé selon la présente invencion est appliqué, par insertion du primaire d'un échangeur thermique de récupération entre la sortie du condenseur de l'installation et son détendeur, le secondaire dudit échangeur thermique de récupération étant inséré dans l'un des circuits de fluide utile de l'installation, par exemple dans un circuit d'air ou d'eau à conditionner en température. A titre d'exemples, on a décrit ci-dessous et illustré schématiquement au dessin annexé, plusieurs modes d'exécution du procédé selon la présente invention, appliqués à différents types d'installations susceptibles de fonctionner en pompe de chaleur. La figure 1 est le schéma de principe d'une installation pour chauffer de l'air neuf à introduire dans des locaux. La figure 2 est un diagramme enthalpie-pression destiné à expliquer le fonctionnement de l'installation de la figure 1. La figure 3 est le schéma de principe d'une installation de chauffage mixte, par air chaud et eau chaude. La figure 4 est le schéma de principe d'une variante de l'installation de la figure 1. La figure 5 est le schéma de principe d'une variante à deux étages de l'installation de la figure 3. La figure 6 est le schéma de principe d'uns installation pour la production d'eau chaude destinée à des usages sanitaires. La figure 7 est le schéma de principe d'une installation à turbo-compresseur pour le chauffage par eau chaude, cette installation produisant égalementde l'eau glacée pour des usages industriels quelconques. La figure 8 est le schéma de principe d'une installation permettant de produire simultanément de 1 eau de chauffage et de l'eau de réfrigeration à partir d'une même source d'eau à température moyenne, notamment d'eau résiduaire. Sur les différentes figures 1 et 3 à 8, M-C désigne un groupe moto-compresseur, C, un condenseur, SRR, des échangeurs de récupération (en traits renforcés sur les différentes figures mentionnées), D un détendeur, et E, un évaporateur Ces différents composants sont raccordés entre eux par differentes canalisations, de manière à former un circuit fermé pour un fluide frigorigène, qui y circule de façon continue, dans le sens des flèches, en y subissant, de façon connue, des cycles successifs de compression, de condensation, de détente, et d'évaporation. On suppose que les compresseurs des groupes M-C sont des compresseurs modernes, rapides, à cylindres multiples et du type dit "ouvert" Le principe de l'installation de chauffage par air chaud, qui est illustrée schématiquement sur la figure I, consiste à pomper les calories dans une première fraction d'air extérieur Ai, et à transférer ces calories dans une seconde fraction d'air extérieur A2, destinée à etrè introduite dans des locaux, de manière à porter cet air A2 à la température choisie, par exemple pour le chauffage des locaux L'évaporateur, E, et le condenseur, C, sont pour cela respectivement chauffés et refroidis par Les deux courants d'air distincts, AI et A2, qui sont produits par des moyens bien connus, non représentés.Selon la présente invention, un échange thermique est établi entre, d'une part, te courant d'air utile A2,avant qu'il ne soit chauffé, de façon connue en soi, par le condenseur C, et, d'autre part, le fluide frigorigene sortant, à l'état liquide, dudit condenseur, C, cet échange thermique ayant lieu dans l'échangeur de récupe- ration SRR, dont le primaire est inséré entre la sortie du condenseur C et le détendeur D. La figure 2 est le diagramme enthalpique de fonctionnement de l'installation illustrée sur la figure I dans le cas Qd elle utilise le fluide frigorigène, pris à titre d'exemple, R-22 (difluorchlorométhane > . En l'absence de l'échangeur de récupération, SRR, selon la présente invention, le fluide frigorigène parcourerait le cycle fermé 1-2-3-4, à condition de supposer, en première approximation, que les gaz aspirés par le compresseur du groupe M-C sont secs et saturés, ctest-a-dire qu'il n'y a ni surchauffe, ni entraînement de liquide, et que le fluide frigorigene sortant du condenseur est exempt de sousrefroidissement; ces deux conditions s'écartent du fonctionnement pratique d'une installation du type illustré sur la figure 1, mais l'influence de ces approximations sur les résultats des calculs qui vont être indiqués ci-après, est assez limitée, comme on le précisera ultérieurement. Dans ces conditions, la puissance frigorifique,qo, absorbée par l'évaporateur E est donnée par la relation suivante: (1) q0 = G Cv (to) - (i(tc) - i (to )) ], dans laquelle G est le débit de fluide frigorigène, CV (to), la chaleur latente de vaporisation du fluide frigorigène à sa température d'évaporation to, i (t) l'enthalpie du fluide frigorigène à la température t, et tc, sa température de condensation. Pour un débit égal par exemple à (2) G = 1000 kg/h., on obtient (3) qO = 1000 [52 - (112,8 - 95,9)~7 = 35.100 KCal/h. Si l'on ddsigne par Pa la puissance électrique, en kw, absorbée par le groupe moto-compresseur M-C, l'équivalent calorifique de l'énergie électrique absorbée par ce groupe en une heure vaut : (4) AL = Pa x 860 KCal./h. La puissance calorifique, qc, dégagée par le condenseur C est donnée par la relation (5) qc = q0 + AL avec un compresseur usuel fonctionnant avec R-22 dans les conditions indiqués (6) Pa = 16 kW, d'où : (7) q c = 35.100 + 16 x 860 = 48.800 KCal./h. On en déduit la production spécifique de chaleur n, de l'installation considérée, fonctionnant en pompe de chaleur @ = c, P a d'od : (9) n = 48.800 = 3050 KCalXkWh, 1G et le coefficient de performance, , de ladite installation (10) @= # 860 d'où (11) # = 3050 = 3,55 . 860 Dans le cas, par contre, où un échangeur de récupération SRR a un circuit traversé, selon la présente invention, par le courant d'air à traiter, A2, et un autre circuit traversé par le fluide frigorigène, entre la sortie du condenseur C et le détendeur D, comme illustré sur la figure 1, le fluide frigorigène parcourt, sur le diagramme enthalpique de la figure 2, le cycle fermé 1-2-31~4', avec les hypothèses précédemment indiquées. Dans ces conditions, la puissance frigorifique absorbée par l'évaporateur E a la valeur (12) q'O = G Cv (to) - (i(O ) - i (to))], soit, pour la même valeur du débit G de fluide frigorigène, que ci-dessus (13) q'o = 1000 [ 52 - (100 - 95,9) ] = 47.900 KCal./h. Quant à la puissance calorifique dégagée par le condenseur C, sa valeur, qlc, est la même que précédemment (14) q c = q ' soit 48.800 KCal./h. d'apis la formule 7) ci-dessus. A cette puissance calorifique transférée au courant d'air utile A2 par le condenseur C, s'ajoute la puissance calorifique supplémentaire, transférée au même courant d'air utile A2 par l'échangeur de récupération SRR, soit (15) q r = G [ i (tc) - i(o )]. La quantité de chaleur totale recueillie par le courant d'air A2 vaut donc (16) qR = q' c + q r = 48.800 + 1000.(112,8-100) = 61.600 KCal./h. La puissance électrique, Pa, absorbée par le groupe moto-compresseur M-C étant la même, la production spécifique de chaleur est donc portée à (17) r' - 61.600 = 3850 KCal/kWh, 16 soit une augmentation dlenviron 26%, le coefficient de performance étant porté à la valeur (18) E = 860 = 4l5 t (18) E - 860 = Quant à la puissance frigorifique utile, l'insertion de l'échangeur de récupération SRR la fait passer de 35.100 KCal/h à 47.900 KCal/h, soit une augmentation d'environ 36,5%. Dans la pratique, la puissance frigorifique d'une installation telle que celle illustrée sur la figure 1 est amé liorée-de 1 à 2% en prévoyant, de façon connue en soi, une légère surchauffe, de 8 à 120C, du gaz aspiré par le compresseur, cela en présence ou en l'absence de l'échangeur de récupération,SRR, selon la présente invention. Par ailleurs, comme le fluide frigorigène sortant du condenseur C est déjà légèrement sous-refroidi, de l'ordre de 2 a 6"C, sa température restant cependant beaucoup plus proche de +400C que de 0 C, il en résulte une réduction de la quantité de chaleur récupérée dans l1échangeur SRR, qui se traduit par une diminution du pourcentage d'accroissement du coefficient de performance E, réduction qui peut être de l'ordre de 2 à 6%.Dans ces conditions, l'accroissement résiduel du coefficient de performance E reste suffisamment important pour justifier largement l'investissement nécessité par l'échangeur de récupération SRR selon la présente invention. L'installation fonctionnant en pompe de chaleur, qui est illustrée schématiquement sur la figure 3, diffère de celle illustrée sur la figure 1 essentiellement par les points suivants L'évaporateur E est chauffé par un courant d'air Al, formé par de l'air vicié qui est extrait, par exemple à une température de +22 C, du local chauffé par l'installation considéréel et qui est rejeté à l'extérieur, après échange thermique avec l'évaporateur E, à une température voisine par exemple de +20C. Le fluide frigorigène, par exemple du R22, sorti de l'évaporateur E à une température par exemple de -3 C, puis comprimé dans le groupe M-C, traverse ensuite le condenseur C, où il est refroidi par échange thermique avec une circulation d'eau B, servant par exemple au chauffage du même local; l'eau de chauffage est prele- uvée, par exemple à une température de +45 C, à la sortie de l'installation de chauffage, et, après traversée du condenseur C, elle est renvoyée à l'entrée de ladite installation de chauffage, par exemple à une température de +500C.Le fluide frigorigène sort du condenseur à une température de par exemple +55 C, et il est sous-refroidi, selon la présente invention, jusque par exemple 0 C, en en traversant l'échangeur de récupération SRR, qui est refroidi par un courant d'air utile A2, formé par de l'air extérieur, prélevé par exemple à la température de -50C, et préchauffé, par cet échange thermique, jusque par exemple +3 C, en vue d'être introduit dans le local à chauffer, après avoir été porté à une température plus élevée, par un second échange thermique, non illustré. Si l'on retient pour les paramètres G et Pa de l'installation de la figure 3, les mêmes valeurs, précédemment indiquées, que pour l'installation de la figure 1, la puissance frigorifique absorbée par l'évaporateur E, qo, est encore donnée par la formule (1) ci-dessus, dans laquelle (19 > t0 = -30C; tc = + 550C. soit (20) q0 = 1000 L 49,98 -(117,96 - 99,43) 7 = 31.590 KCal./h. Par les formules (5) et (6}, , on en déduit la puissance calorifique dégagée par le condenseur C (21) q c = 31.500 + 16 x 860 = 45.400 KCal./h. Par les formules (8) et (101 ci-dessus, on en déduit les valeurs de la production spécifique de chaleur et du coefficient de performance de l'installation de la figure 3, en l'absence de l'échangeur de récupération SRR selon la présente invention : (22) n = 2.800 KCal/kWh. (23) E = 3,25 Lorsque l'échangeur thermique de récupération SRR est inséré, selon la présente invention, entre la sortie du condenseur C et le détendeur D, la relation (12) ci-dessus permet de déterminer la-puissance frigorifique qiO absorbée par l'évaporateur E (24) ql = 1000 [49,98 - (100 - 99,43) ] = 49.400 KCal/h., qui subit ainsi un accroissement de 57% environ.La puissance calorifique dégagée par le condenseur C ayant conservé la valeur indiquée par la relation (21) ci-dessus, l'échangeur de récupération transfère au courant d'air A2 une quantité de chaleur qui peut être déduite de la relation (15) ci-dessus,- soit : (25) q r = 100 (117,98 - 100) &num; 18.000 XCal/h., L'installation de la figure 3 produit une quantité totale de chaleur utile (26) qR = q' c + q r = 49.400 + 18.000 = 63.400 KCal/h. Les formules (8) et (10) ci-dessus permettent d'en déduire les valeurs de la production spécifique de chaleur (27) # = 63.400 = 3.900 KCal/h., 16 et du coefficient de performance 3.900 (28) # = 3.900 = 4,5, qui sont ainsi en augmentation d'environ 32%. Dans les conditions pratiques d'utilisation de l'installation de la figure 3, qui ont été précisées à propos de celle de la figure 1, ce pourcentage d'augmentation du coefficient de performance est légèrement diminué, sans réduire toutefois fortement l'intérêt du procédé selon la présente invention. Les performances du procédé selon la prés-ente invention dépendent évidemment du fluide frigorigène utilisé dans l'installation fonctionnant en pompe de chaleur, les propriétés physiques de ce fluide frigorigene intervenant dans les calculs ci-dessus, notamment par les paramètres CV (t0), i (tc) et i (t Comparativement aux performne.es du procédé dans le cas du fluide frigorigène R-22, mentionné précédemment, les performances obtenues avec les fluides frigowigenes R-12 et R-500 sont du même ordre de grandeur, celles obtenues avec le fluide frigorigène R-ll sont moins bonnes tandis que celles obtenues avec les fluides frigorigènes R-114, R-12.B.1 et R-500 sont supérieures. Dans la variante de l'installation de chauffage par air chaud selon la figure I, qui est illustrée sur la figure 4, les courants d'air a traiter Al et A2 résultent-respecti- vement du mélange d'air extérieur (A'1 et A12) et d'air intérieur (A"1 et A"2),c'est- -dire extrait des locaux à chauffer; l1échan- geur de récupération SRR selon la présente invention est placé dans le courant d'air extérieur A'2, par exemple à -5 C. L'installation représentée schématiquement sur la figure 5 permet de chauffer des locaux à la fois avec de l'air chaud et avec de l'eau chaude. Elle comprend deux circuits frigorifiques, munis, l'un, d'un condenseur à refroidissement par eau, C11 et l'autre d'un condenseur à refroidissement par air, C2.Un premier courant d'air, Al,formé avec de l'air extrait, par exemple à +200C, dans le local à chauffer, chauffe successivement les évaporateurs E1 et E2 des deux circuits, avant de s'échapper à l'extérieur, par exemple à -10 C. Un second courant d'air, A2, formé par exemple avec de l'air extérieur à -50C, subit tout d'abord deux étapes successives de préchauffage, par échanges thermiques avec les deux échangeurs de récupération selon la présente invention, SRR1 et SRR2, puis il est porté à la température de consigne de par exemple +30"C par échange thermique avec le condenseur C2, avant d'être introduit dans le local à chauffer. Le circuit de refroidissement du condenseur C1 est d'autre part monté en série dans llinstallation de chauffage par eau chaude du ou des locaux. Le fluide frigorifique est aspiré par le compresseur correspondant à une température de OOC dans le premier circuit frigorifique, et de -150C, dans le second; il sort du condenseur correspondant à une température de t500C dans le premier circuit frigorifique, et de +350C dans le second; il est sous-refroidi à OOC dans le premier circuit frigorifique, et à +50C dans le second. L'installation illustrée schématiquement sur la figure 6 permet de chauffer de l'eau prise à latempérature ambiante, de par exemple +150C, notamment sur une canalisation de distribution, jusqu'à une température voisine de par exemple +500C, permettant de l'employer notamment pour des usages sanitaires. A cet effet, l'échangeur thermique de récupération selon la présente invention, SRR, a son primaire monté en série entre la sortie du condenseur C et le détendeur D, tandis que son secondaire est traversé par le courant d'eau B à chauffer, qui traverse ensuite le circuit de refroidissement du condenseur C. Un courant d'air extérieur A, par exemple à -50C, entre en échange thermique avec l'évaporateur E de l'installation, pour être ensuite rejeté à l'extérieur, par exemple à -l00C. Dans l'exemple de réalisation considéré, le fluide frigorigène est aspiré par le compresseur vers -150C, il sort du condenseur C vers +y OC, et il est sous-refroidi vers +200C par l'échangeur thermique de récupération SRR. L'installation représentée schématiquement sur la figure 7 permet de produire à la fois de l'air chaud et de l'eau chaude pour le chauffage de locaux, ainsi que de l'eau refroidie, pour un usage industriel ou civil quelconque. Elle comporte un évaporateur, E, qui reçoit, par l'intermédiaire du détendeur D, du fluide frigorigène détendu, et dont le circuit de chauffage est traversé par une première circulation d'eau, B1, prise par exemple à une température de retour de +100C, et refroidie dans ledit évaporateur E, jusqu'à une température d'utilisation de par exemple +50C.Le fluide frigorigène, évaporé à une température voisine de 0 C, est aspiré par un turbocompresseur TC, qui le refoule,à une température voisine de +450C, dans un condenseur C, lequel est refroidi par une seconde circulation d'eau de chauffage, B2, à une température de par exemple +350C; après rechauffage dans le condenseur C, le courant d'eau B2 est renvoyé dans le circuit de chauffage, à une température de par exemple +40"C. Le fluide frigorigène condensé sort du condenseur C à une température de par exemple +450C, puis il est sous-refroidi jusqu'à une température de par exemple OOC, en traversant un échangeur de récupération selon la présente invention, SRR, qui est lui-même refroidi par échange thermique avec un courant d'air A, formé par de l'air extérieur, par exemple à la température de -50C, et chauffé par cet échange thermique jusqu'à une température de consigne de par exemple +200C; le courant d'air A ainsi chauffé est ensuite introduit dans les locaux comme air neuf. L'installation de la figure 8 permet de récupérer la chaleur véhiculée par une eau résiduaire ayant une origine industrielle quelconque, et une température moyenne, de par exemple +40"C (circulation d'eau B), pour produire simultanément de l'eau chaude, par exemple à +800C, et de l'eau de réfrigération, par exemple +250C. A cet effet, llevaporateur E et le condenseur C sont respectivement à chauffage et à refroidissement par eau. La circulation d'eau résiduaire B est divisée en deux circulations,B', qui traverse le circuit de chauffage de l'éva- porateur E, et B", qui traverse en série le primaire de l'échan- geur de récupération SRR et le circuit de refroidissement du condenseur C.Le fluide frigorigène est aspiré par le groupe motocompresseur M-C à une température voisine de +200C, il sort du condenseur C à une température voisine de +85QC, et il est sousrefroidi par ltéchangeur SRR, jusqu'S une température de par exemple +45QC. Dans cette réalisation, on utilise de préférence un fluide frigorigène tel que R-500 ou R-12-B-I. La présente invention n2est pas limitée aux formes de réalisation précédemment décrites. Elle englobe toutes leurs variantes, ainsi que toutes les applications du procédé selon la présente invention à des installations susceptibles de fonctionner en pompe de chaleur. Ces applications comprennent notamment des installations autonomes, complètes, pour le chauffage de locaux, ainsi que des installations, à usage industriel ou civil, pour la récupération de l'énergie Dans toutes ses applications, le procédé selon la présente invention permet d'obtenir un important accroissement du coefficient de performance des installations fonctionnant en pompe de chaleur. REVENDICATIONS 1. Procédé pour améliorer le coefficient de performance d'une installation fonctionnant en pompe de chaleur pour élever la température d'au moins un fluide utile, caractérisé en ce qu'il consiste à faire traverser par le flux du fluide utile un circuit d'un échangeur thermique dont l'autre circuit est traversé par le fluide frigorigene condensé. 2. Installation susceptible de fonctionner en pompe de chaleur, en particulier pour le conditionnement en température d'au moins un fluide utile, tel que de l'air ou de l'eaux par exemple pour la climatisation et/ou le chauffage de locaux, ou pour divers usages industriels, caractérisée en ce qu'elle comporte au moins un échangeur thermique de récupération, dont le primaire est inséré entre la sortie du condenseur de l'installation et son détendeur, le secondaire dudit échangeur thermique de récupération étant inséré dans l'un des circuits de fluide utile de l'installation.