FR 3082226 A1 20191213 FR 1800601 A 20180608 DESCRIPTION 1) GENERALITES : Le système décrit ci-après a pour objet la production d'électricité à partir d'un contraste thermique élevé entre deux milieux .Ce procédé connu depuis le dix-neuvième siècle a déjà vu diverses applications dont la notoire « Energie thermique des mers », cependant les applications domestiques et semi-industrielles restent rares. Dans ce procédé, un fluide à faible point bulle subit vaporisation et accroissement de pression puis surchauffe au sein d'un faisceau vaporisateur-surchauffeur, par absorption de la chaleur du milieu ambiant. Une part de l'enthalpie de cette vapeur est d'abord transformée en travail dans I' étage HP du turbogénérateur qui, pour des raisons mécaniques (érosion d'ailettages) échappe à un titre égal ou supérieur à 0,7.La vapeur saturée présente en cette sortie de premier étage (de pression environ égale à « Pression HP/2 ») est alors dirigée vers un deuxième surchauffeur (extérieur ou intégré au faisceau vaporisateur-surchauffeur selon le cas) avant d'attaquer l'étage BP de la turbine, laquelle échappe vers un condenseur, siège de la liquéfaction du fluide. Une électropompe assure le transfert du liquide du puits du condenseur vers le faisceau vaporisateur-surchauffeur.. Le fluide évolue selon le cycle de « Hirn » avec resurchauffe. La nécessité de la resurchauffe est impérative afin de maintenir un rendement global de l'installation suffisant. Dans la description qui suit, on traite le cas d'une récupération de chaleur issue d'un milieu dont la température régulée à plus ou moins 5 °C près est de 68°C. Pour exemple : Un milieu tel que celui de l'eau du circuit de réfrigération d'un moteur thermique peut être conforme à cette situation. Le choix d'exposer une installation de faible puissance a pour but de caractériser des modules amovibles et transportables aux fins d'utilisations diverses (nautisme, camping, randonnées, voitures etc...) cependant, des installations fixes et de de puissances plus élevées sont tout autant réalisables. 2) PRESENTATION GENERALE DU CYCLE : Un fluide à faible température de vaporisation évolue au sein de l'installation selon le cycle de Hirn à resurchauffe comme suivant : 1-Vaporisation et accroissement de la pression dans l'enveloppe « Evaporateur surchauffeur» par absorption de la chaleur du milieu environnant. 2 2-Surchauffe de la vapeur par absorption de chaleur de ce même milieu. 3-Détente et chute enthalpique de la vapeur au travers de l'étage HP du turbogénérateur jusqu'à un titre égal ou supérieur à 0,7. 4-Resurchauffe de la vapeur saturée dans un deuxième surchauffeur 5 5- Détente et chute enthalpique de la vapeur au travers de l'étage BP du turbogénérateur jusqu'à un titre égal ou supérieur à 0,7. 6-Liquéfaction du gaz saturé dans le condenseur. 7-Pompage du liquide vers le faisceau « Vaporisateur - surchauffeur ». NOTA : Pour un fonctionnement cohérent, sont ajoutés à ces sept étapes principales du 10 cycle, une régulation des surchauffes, une chaine de régulation de pression avec déverse au condenseur, une régulation de vitesse du turbogénérateur, un circuit de réfrigération du condenseur et une éventuelle régulation de tension. 15 Vaporisation & surchauffe Condensation Resurchauffe r ransfert liquide ^ Detente &jchute enthalpique > 250 300 i 350 400 450 500 Ho CYCLE DU R404A DE L'INSTALLATION ETUDIEE .21:4 100 150 200 40 j...+1.^ 1 1 I 1 - ^ . 30 -1 20 H to 9 9 4 ° T 6 à (9 5 4 Pression absolue [bal Enthalpie [03/691 HFC R404A H H 0 9 1 0.8 4 0.7 00 0.5 1 04j _j I 0.3 t-rm 11,1ru,lili,Ilt ,, .. 1 .i .. I., ! HM' ''Utrri"'»'"i I f - ; , - 1 '1 l- '-'1' "Ir" 100 150 200 250 300 350 400 Enthalpie massique [I(J/kg] I Sè, r-20 I- o 10 9 f- 8 0 7 f 6 5 4 3 F 2 ^-- 0 9 '6 0 8 7 1-06 1-05 f 04 ^1113-14-44-r47,-1-1- 450 500 I-4 2 -1 hop ,cimudfr.d^m.ir Sacha Petrovic sachap@club-!ntemet.fr 4 3) DESCRIPTION DU FONCTIONNEMENT: Dans la description qui suit, le fluide utilisé est un frigorigène de type R404A. Il est cependant possible d'utiliser d'autres fluides pour peu que les points de fonctionnement 5 soient également déterminés en tenant compte des contraintes qui suivent : -Valeurs adaptées du point bulle et du point de rosée. -Détermination préalable de la puissance nominale de la turbine afin d'évaluer le débit massique du fluide frigorigène dans le circuit et donc, la puissance de vaporisation nécessaire. 10 -Chaleur latente modérée (Vaporisation moins énergivore & condensation plus facile ; attention toutefois aux limites de titre à l'échappement > 0,7) -Chute enthalpique maximale à privilégier et donc, un degré de surchauffe élevé ainsi qu'un bon rapport dH/P . -Compatibilité des températures et pressions critiques du fluide (Tc=72,14°C & 15 Pc=37,35 bar pour le R404a) avec les points de fonctionnement de l'installation. -Réduction maximale du travail de la pompe alimentaire par une pression de refoulement aussi faible que possible (composante (Hr-Ha)/(ro x g) de l'equation générale des fluides de Bernouilli). -Hors cas d'utilisation d'eau glacée, établir une température du fluide réfrigérant au 20 condenseur de température de 10°C inférieure à celle du point de rosée du gaz circulant au circuit primaire. A) Eléments constituant le processus : -Fluide frigorigène R404A : Il évolue dans le circuit et subit les transformations en suivant un cycle de Hirn à resurchauffe, accroissant ainsi l'enthalpie disponible et donc le travail de la turbine (le titre à l'échappement ne pouvant être X .Pression vapeur au condenseur« .Présence tension batterie de contrôle .Circulation fluide réfrigérant en service. B) Etude d'un cycle avec emploi d'un frigorigène R404a : Pour ce bilan, les pressions, haute, intermédiaire et basse sont respectivement de 8,0 bar, 4,0 bar et 2,0 bar. La température du gaz surchauffé est de 60°C en sorties des surchauffeurs .Les calculs sont effectués successivement pour un titre à l'échappement de 0,8 puis de 0,7. Les valeurs d'enthalpie utilisées pour les calculs suivants sont issues du diagramme de « Mollier » du R404A montré ci-après: 25 HA=158Kj/Kg ; HB=212Kj/Kg ; HC=422Kj/Kg ; HD(0,8)=325Kj/Kg ;HD(0,7)=308Kj/Kg HC'=428Kj/Kg ; HD(0,8)'=310Kj/Kg ; HD'(0,7)=292Kj/Kg 1-Quantité de chaleur fournie à l'étage HP (surchauffe= 50°C) & au réchauffage liquide : Q1=HC-HA=422-158=264Kj/Kg 30 2-Travail dans l'étage HP si échappement au titre de 0,8 : W=HC-HD(0,8)=422-325=97Kj/Kg 2'-Travail dans l'étage HP si échappement au titre de 0,7 : W'=HC-HD(0,7)=422-308=114Kj/Kg 3- Resurchauffe : 35 HC'-HD( 0,8)=428-325=103K j/Kg ou HC'(0,7)=428-308=120 Kj/Kg 15 20 8 4- Travail dans l'étage BP si échappement au titre de 0,8 : W'= HC'-HD'=428-310=118 Kj/Kg 4'- Travail dans l'étage BP si échappement au titre de 0,7 : W'=HC'-HD'=428-292=136 Kj/Kg 5 5-Quantité de chaleur à évacuer au condenseur (sans sous-refroidissement) : Q2(0,8)=HD'-HA=310-158=152Kj/Kg ou Q2(0,7)=292-158=134 Kj/Kg 6-Travail à fournir au fluide pour transfert condenseur-faisceau vaporisateur : a) Hauteur manométrique et hauteur totale à débit nul : 10 Pour rappel : Puissance absorbée par le fluide=Qm x g x Ht avec .P : Puissance en watts .Qm : Débit massique en Kg/s .Ht(0) : Hauteur totale à débit nul (droite d'Euler) en mètres Sachant que la hauteur manométrique à débit nul Hm(0) =0.6 Ht(0) est une 15 constante communément admise, on estime le point de fonctionnement nominal de la pompe alimentaire à Hm=0,5 Ht(0), ce qui pour une pression de vaporisation de 8 bar équivaut à : P=ro x g x Hm= 8 bar = 8 x 10^5 Pascal = 1104 x 9,81 x Hm ou: Hm=(8.10^5)/(1104x9,81)=73,86 mètres 20 Avec .Hm: Hauteur manométrique nominale en mètres .ro: Masse volumique du R404 liquide à 8 bar =1104 Kg/m3 (Cf. table R404A liquide) .g : Accélération 9,81 m/s^2 La hauteur totale à débit nul de la pompe est par conséquent de 73,86/0,5=147,73 mètres. 25 b) Puissance absorbée par la pompe alimentaire La puissance théorique de la turbine ayant été préalablement fixée dans ce cas à 350 watts pour un titre à l'échappement de 0,8, le débit massique nominal du fluide frigorigène est calculé comme suit : Qm=P/W=0,35/( (HC-HD)+(HC'-HD'))=0,35/(97+118)=1,627 x 10^ -3 Kg/s ou 5,86 Kg/h 30 Avec : 9 P : Puissance turbine:0,35Kw W :Travail théorique turbine ou chute enthalpique turbine : 97+118=215Kj/Kg Qm : Débit massique vapeur & liquide en kg/s 5 NOTA : Pour un titre de 0,7, le débit étant supposé identique, la puissance théorique de la turbine se trouverait accrue comme suivant : P(0,7)=Qm x W=1,6267 x 101%3 x ((HC-HD)+(HC'-HD')=1,627 x 101\3 x 250=0,406 Kw soit 116% de la puissance turbine échappant au titre de 0,8. 10 La puissance à transmettre au fluide pour transfert du condenseur au faisceau vaporisateur/surchauffeur est par conséquent de : Puissance à transmettre au fluide =Qm x g x Ht(0)=1,627 x 10^-3 x 9,81 x 147,73=2,36 watts Le rendement global de transmission du fluide étant estimé à 0,45 (produit des rendements manométrique, mécanique & volumétrique), on considère la puissance absorbée par la 15 pompe comme étant de 2,36/0,45= 5,24 watts. c) Bilan provisoire et rendement hors réfrigération & contrôle: A ce stade de l'étude dans lequel la réfrigération n'est provisoirement pas prise en compte et sachant que le rendement de turbine est de 0,7, on peut estimer le rendement 20 global de l'installation selon le titre à l'échappement, à : R= ( P turbine à la poulie - P pompe)/ Puissance calorifique prélevée ou R(0,8)= ((0,35x 0,7)-5,24)/ (Qm x ((HC-HA)+(HC'-HD)))=0,239/(1,627 X 10A-3 x 367) Rendement (titre 0,8) global hors réfrigération = 0,239/((264+103)x1,627 x10^-3)= 0,4 R(0,7)= ((0,406x 0,7)-5,24)/ (Qm x ((HC-HA)+(HC'-HD)))=0,284/(1,627 X 10^-3 x 384) 25 Rendement (titre 0 ,7) global hors réfrigération = 0,279/((264+120)x1,627 x10^-3)= 0,447 7-Puissance frigorifique nécessaire à la réfrigération du condenseur et travail prélevé sur le cycle primaire aux fins de réfrigération : a) Généralités Hormis quelques cas particuliers qui permettent d'utiliser une réfrigération naturelle 30 peu énergivore (cas de condenseurs primaires immergés en zone polaire par exemple), il sera généralement nécessaire d'associer un groupe frigorifique au système générateur 10 d'électricité pour assurer la réfrigération du condenseur. Le faisceau réfrigérant du condenseur primaire constitue par conséquent 1"évaporateur du circuit frigorifique. D'autre part, on sait que pour optimiser le rendement général de l'installation il est impératif de réduire autant que possible l'énergie dissipée au condenseur et donc également 5 la puissance du compresseur (Q1=W+Q2).Toutefois, afin de permettre un fonctionnement du groupe frigorifique dans la plupart des conditions climatiques, on opte pour une température de condensation voisine de 40°C qui, en vertu du « Pincement condenseur »faible permet une température maximale du réfrigérant (air ou eau) de 32°C. La capacité du compresseur s'en trouve donc légèrement surdimensionnée au détriment du 10 rendement. A noter que la chaleur prélevée lors de la réfrigération du condenseur (Q=m x C x dT/air ou eau) peut être partiellement réutilisée pour réchauffage du fluide primaire (sortie de l'air chaud (70) ou de l'eau de réfrigération du condenseur frigorifique utilisée pour réchauffage du circuit alimentaire (17), ou condenseur frigorifique utilisé en réchauffeur 15 alimentaire par immersion au refoulement de la pompe du circuit primaire ).Ce point est développé en annexe ci-page 13. Enfin, lorsque l'environnement le permet et qu'une source de chaleur vaporisatrice importante permet de s'affranchir de la nécessité d'un réchauffage du circuit alimentaire primaire on utilisera, selon le cas, la réfrigération naturelle du condenseur dans le milieu 20 ambiant qui peut être : -La circulation naturelle de l'air liée à la vitesse ou au vent relatif d'un mobile en mouvement (bateau, avion, voiture, moto, machine mobile). -L'immersion directe du condenseur dans un grand volume d'eau disponible. b) Dimensionnement de l'installation et ponts de fonctionnement : 25 Pour dimensionner l'installation, on adopte pour le cas présent : .Une puissance de réfrigération Q2f supérieure de 10% à celle du condenseur primaire afin de pallier à une éventuelle dégradation du rendement d'échange. Sa valeur est par conséquent de Q2f=Q2+( 0,1 x Q2) ou selon le titre : -Q2f (0,8)= 152+15,2=167,2 Kj/Kg 30 -Q2f (0,7)= 134+13,4=147,4 Kj/Kg . Un taux de compression du compresseur étagé égal à 15, pour des pressions nominales de 1 ,2 bar à l'aspiration et 18 bar au refoulement. .Un rendement global du compresseur égal à 0,7 .Un fort sous refroidissement nul au condenseur secondaire 35 .Une surchauffe de 5 à 7°C 11 Les relevés effectués dans ce cadre sur le diagramme de « Mollier » montrent ainsi les valeurs suivantes : HB(0,8)=178Kj/Kg ; HB(0,7)=198Kj/Kg ;HC=400Kj/Kg ;HD=346Kj/Kg 5 1-Quantité de chaleur prélevée au condenseur frigorifique pour un titre à échappement turbine de 0,8 puis 0,7: Q1f (0 ,8)=HC-HB=400-178=222Kj/Kg Q1f (0 ,7)=HC-HB=400-198=202Kj/Kg 2-Travail du compresseur : 10 Wf= H C'-H D'=400-346=54Kj/Kg 3-Quantité de chaleur à évacuer au condenseur primaire (rendement transmission=0,9 ou Q'2=Q2+ (0,1 x Q2)) : Q2f (0,8)=HD'-HA1=346-178,8=167,2Kj/Kg Q2f (0,7)=HD-HA)=346-198,6=147,4Kj/Kg 15 b) Puissance absorbée par le compresseur : La puissance frigorifique ayant été fixée 110% de la puissance à évacuer au condenseur primaire par accroissement d'enthalpie, on considère les débits nominaux identiques aux circuits primaire et secondaire ou 1,627 x 10A -3 Kg/s ou 5,86 Kg/h. La puissance théorique du compresseur est par conséquent de : 20 P=Qm X Wf=1,627x 10A-3 x 54=0,0878 Kw Le rendement global du compresseur étant estimé à 0,7, la puissance absorbée par celui-ci est de 0,0878/0,7=0,125 Kw c) Puissance absorbée par la réfrigération du condenseur frigorifique : Les puissances thermiques à évacuer au condenseur secondaire étant pour des titres 25 à l'échappement turbine de 0,8 et 0,7 : P(0,8)= (400-178) x (1,627 x 10A-3)=0,361 Kw P(0,7)=(400-198) x (1,627 x 10A-3)=0,328 Kw On devra, dans le cas d'une réfrigération par ventilation au cours de laquelle l'air se réchauffe de 20°C (élévation de température d'air recherchée afin d'utiliser cette chaleur à la 30 vaporisation au circuit primaire) établir les débits nécessaires comme suit : P= Qm x W = Qm x C x dT avec chaleur massique de l'air =1,004 Kj/Kg.K 12 Qm (0,8)=0,361/(1,004 x 20) = 0,0179 Kg/s Qm(0,7)=0,328/ (1,004 x 20)=0,0163 Kg/s La masse volumique de l'air étant à la température de 35°C de 0,986 kg/m3, les débits volumiques sont de : 5 Qv(0,8)=Qm/0,986=0,01815 m3/s ou 65 m3/h Qv(0,7)=Qm/0,986=0,0165 m3/s ou 59,5 m3/h Or, on sait que pour que des débits volumiques de cet ordre, la puissance absorbée par un ventilateur est comprise entre 5 et 10 watts (selon sa hauteur de refoulement).D'autre part, l'écart entre les débits précédemment calculés étant négligeable, on retiendra la valeur 10 commune de 10 watts absorbés pour la ventilation du condenseur frigorifique (un même calcul effectué avec une réfrigération à l'eau montre une puissance d'électropompe équivalente).A noter qu'il est également possible, tel qu'indiqué précédemment, d'utiliser un réchauffeur alimentaire intégrant le condenseur frigorifique, ce qui augmente considérablement le rendement d'échange et permet de s'affranchir de l'utilisation d'une 15 pompe (Voir annexe finale). Enfin, la puissance utilisée par les chaines de sécurités et de régulation est estimée à 5 watts. d) Bilans du cycle étudié : Rendement global de l'installation : 20 (Puissance effective turbogénérateur-Puissance pompe alimentaire- Puissance compresseur-Puissance pompe ou ventilation condenseur frigorifique-Puissance consommée par régulation & chaine de sécurités)/ Puissance calorifique de circuit primaire. Les valeurs estimées ici sont toutes transposables en pourcentages de puissances prélevées sur des installations de capacités différentes. 25 -Rendement global avec titre échappement de 0,8 : Puissance restituée(0,8)=((350 X 0,7)-5,24-125-10-5=99,76 watts Rendement global (0,8)=0,09976/((264+103) x (1,627 x10^-3))=0,167 -Rendement global avec titre échappement de 0,7 : Puissance restituée(0,7)=((400 X 0,7)-5,24-125-10-5=134,76 watts 30 Rendement global (0,7)=0,13476/((264+120) x (1,627 x10^-3))=0,215 Nota : En considérant que 50% de la chaleur utilisée à la réfrigération du condenseur secondaire est réutilisée pour le réchauffage qui précède la vaporisation du liquide caloporteur au circuit primaire, on relève les rendements précédemment calculés aux valeurs suivantes : 13 10 20 -Rendement global avec titre de 0,8 et récupération de 50% de Qf1 : R(0,8)=0,09976/(((264+103)-(222/2)) x (1,627 x10^-3))= 0,239 -Rendement global avec titre de 0,7 et récupération de 50% de Qf1 : R(0,7)=0,13476/(((264+120)-(222/2)) x (1,627 x10^-3))= 0,303 Annexe : Calcul du rendement global de l'installation au (titre échappement d 0,7) avec insertion d'un réchauffeur alimentaire intégrant le condenseur frigorifique, le rendement d'échange étant estimé à 0,75 : 1) Calcul de la puissance utile hors pompe ou ventilateur de réfrigération condenseur : Puissance restituée(0,7)= ((400 X 0,7)-5,24-125-5=144,76 watts 2) Chaleur transmise au réchauffeur alimentaire : Q= (400-198) x 0,75= 202 x 0,75=151,5 Kj/Kg 3) Rendement global de l'installation : R(0,7 )= 0,14476/(((264+120)-(202 x 0,75) x (1,627 x10^-3)) R(0,7) = 0,14476/(( 384-151,5) x( 1,627 x 10"-3)) R(0,7) = 0,14476/ (232,5 x 1,627 x 10"-3) R (0,7) = 0,378 L'extrait de diagramme ci-dessous montre que la seule utilisation d'un réchauffeur de ce type permet au fluide primaire d'atteindre un titre en vapeur saturé de 0,62, ce qui en réduisant notablement l'apport calorifique extérieur nécessaire à la vaporisation accroit grandement le rendement global de l'installation. 5 15 aaa R404A I; _). Flibrelfalf êt.19V 25 0_4 200 rr,T7 1-1-7 rri-rrr-r-Fr-rrrr, 'Tn rr- 0_3 500 t 1 r-rrr 100 150 250 300 Enthalpie massique [k..iikgj 500 0 1 0 9 0.8 - 0 0 0.5 CYCLE FRIGORIFIQUE DE REFRIGERATION DU CONDENSEUR PRIMAIRE 1 Sacha Petn5vie 1 sachaptler.iub4n1emet.tr Preàsion absoiue rtrari Enthatpe ficerepl HFC R404A 150 250 300 05G 15 4) CONCLUSION On constate, au vu de l'exemple traité ci-dessus, qu'afin d'accroitre le rendement 5 global de l'installation, il est impératif de favoriser un échappement de turbine en vapeur aussi saturée que possible. Pour ce, les matériaux à faibles coefficients de dilatation et peu érosifs sont à privilégier dans la fabrication de la turbine. Il est par ailleurs évident que les calories prélevées à la réfrigération du condenseur secondaire sont à réutiliser pour le réchauffage et la vaporisation du fluide primaire. 10 Enfin, bien que les rendements globaux puissent être considérés comme faibles et qu'il soit nécessaire de dédier une partie importante de la puissance produite à la réfrigération condenseur (ici proche de 50%), ce système conserve un bilan extrêmement positif (40% à 50% de la puissance mécanique produite restituée sur le réseau électrique) qui permet, à partir d'éléments faisant l'objet des revendications qui suivent, la 15 transformation d'une énergie calorifique disponible et gratuite en énergie électrique de coût dérisoire. 20 16 Nomenclature Figurel/2 « Circuit vapeur et turbo-alternateur » : 5 1 Electro-pompe alimentaire 2 Clapet de non-retour 3 Régulateur de température de surchauffe 4 Faisceau vaporisateur/ surchauffeurs 10 5 Capteurs de températures de surchauffe 6 Régulateur de vitesse de turbine 7 Turbo-alternateur ou turbo-générateur courant continu 8 Capteur tachymètrique 9 Soupape de déverse au condenseur 15 10 Condenseur 11 Générateur 12 Enveloppe hermétique 13 Vanne & circuit d'équilibrage automatique de pressions 14 Manomètre circuit vapeur surchauffée HP 20 15 Manomètre circuit vapeur surchauffée B.P 16 Re-surchauffeur étage BP 17 Réchauffeur circuit alimentaire (par récupération de chaleur issue du condenseur frigorifique) 20 Entrée réfrigération condenseur primaire 30 Sortie réfrigération condenseur primaire 25 70 Sortie d'air chaud de réfrigération condenseur frigorifique 17 Nomenclature Figure 2/2 « Circuit de réfrigération du condenseur primaire » : 5 20 Entrée réfrigération condenseur primaire 21 Compresseur 22 Moteur électrique du compresseur 10 23 Manomètre HP 24 Condenseur 25 Détendeur thermostatique 26 Evaporateur réfrigérant du condenseur primaire 27 Mano BP 15 28 Mesure de température 29 Electro-ventilateur du condenseur 30 Sortie réfrigération condenseur primaire 40 Entrée vapeur saturée au condenseur primaire 50 Sortie liquide condensé du condenseur primaire 20 60 Entrée d'air réfrigérant au condenseur 70 Sortie d'air réfrigérant du condenseur (vers REVENDICATIONS1. Dispositif turbo-générateur mobile et autonome de faible ou moyenne puissance fonctionnant selon le cycle de Hirn à re-surchauffe et utilisant un fluide à basse température de vaporisation, dont le faisceau vaporisateur-surchauffeur déployable capte la chaleur du milieu ambiant ;un groupe frigorifique intégré à ce dispositif assure la réfrigération du condenseur primaire. 2. Dispositif turbo-générateur tel que décrit dans la revendication 1 caractérisé par le fait que vaporisation & surchauffes, lorsqu'elles sont dues au rayonnement solaire, ont lieu au sein d'un échangeur déployable de puissance modulée par une amplification du rayonnement réglable. Le niveau de cette amplification obtenue par un montage de type « four solaire »( ou combinaison de miroirs réfléchissants et loupes orientée vers le faisceau vaporisateur-surchauffeurs), est réglé par variation de la surface réfléchissante déployée ou par réglage de l'incidence des rayons projetés vers l'echangeur. 3. Dispositif turbo-générateur fixe et autonome de faible ou moyenne puissance fonctionnant selon le cycle de Hirn à re-surchauffe et utilisant un fluide à basse température de vaporisation, dont le faisceau vaporisateur-surchauffeur immergé capte la chaleur du fluide assurant la réfrigération de moteurs thermiques, moteurs électriques, transformateurs ou compresseurs ; un groupe frigorifique intégré à ce dispositif assure la réfrigération du condenseur primaire. 4. Dispositif turbo-générateur autonome embarqué destiné à la charge des batteries de propulsion sur des véhicules hybrides fonctionnant selon le cycle de Hirn à re-surchauffe et utilisant un fluide à basse température de vaporisation, dont le faisceau vaporisateur-surchauffeur ventilé et monté en parallèle du radiateur suffit, à l'exclusion de régimes de charges thermiques ponctuellement élevées, à assurer à lui seul la réfrigération du moteur thermique ; un groupe frigorifique intégré à ce dispositif assure la réfrigération du condenseur primaire. 5. Dispositif turbo-générateur autonome embarqué destiné à la charge des batteries de propulsion sur des véhicules hybrides fonctionnant selon le cycle de Hirn à re-surchauffe et utilisant un fluide à basse température de vaporisation, dont le faisceau vaporisateur- surchauffeur inséré dans l'échappement du moteur thermique complémente le dispositif décrit dans la revendication 4 ; un groupe frigorifique intégré à ce dispositif assure la réfrigération du condenseur primaire. 19/19 6. Dispositif turbo-générateur tel que décrit dans la revendication 1, caractérisé par le fait que vaporisation et surchauffes prennent effet au sein d'un échangeur en forme de spirale plate, qui monté sur un aéro-réfrigérant, capte la chaleur de l'air réchauffé. 5 7. Dispositif turbo-générateur fixe et autonome de faible ou moyenne puissance fonctionnant selon le cycle de Hirn à re-surchauffe et utilisant un fluide à basse température de vaporisation, dont les faisceaux vaporisateurs-surchauffeurs sont insérés dans les aspirations de climatisations de salles abritant des processus électriques , électroniques 10 ou informatiques à forts rayonnements thermiques ; un groupe frigorifique intégré à ce dispositif assure la réfrigération du condenseur primaire. 8. Dispositif turbo-générateur fixe et autonome de faible ou moyenne puissance fonctionnant selon le cycle de Hirn à re-surchauffe et utilisant un fluide à basse température de 15 vaporisation, dont les faisceaux vaporisateurs-surchauffeurs en forme d'épingles installés sous les couvertures de bâtiments en ardoises, zinc, tuiles ou lauze, utilisent la chaleur acquise par rayonnement solaire ; un groupe frigorifique intégré à ce dispositif assure la réfrigération du condenseur primaire. 20 9. Dispositif turbo-générateur fixe et autonome de faible ou moyenne puissance fonctionnant selon le cycle de Hirn à re-surchauffe et utilisant un fluide à basse température de vaporisation, dont les faisceaux vaporisateurs-surchauffeurs en forme d'épingles ou spirales plates sont installés sous ponts ou roofs métalliques de navires , utilisent la chaleur acquise par rayonnement solaire ; un groupe frigorifique intégré à ce 25 dispositif assure la réfrigération du condenseur primaire.