FR 3145206 A1 20240726 FR 2300606 A 20230123 Dispositif comprenant une première machine thermodynamique à compression de vapeur d’un fluide frigorigène et une deuxième machine thermodynamique à circulation d’un fluide caloporteur. La première machine comprend un compresseur (5), un condenseur (2), un détendeur (6) et un évaporateur (7), définissant ensemble et avec le fluide frigorigène, pour la première machine, une puissance thermique d'échange avec le fluide caloporteur. La deuxième machine comprend un circulateur fluidique (1) configuré pour faire débiter le fluide caloporteur dans la deuxième machine en contact thermique avec le fluide frigorigène. Le circulateur fluidique (1) est dimensionné pour pouvoir débiter le fluide caloporteur selon un débit maximal supérieur à cent vingt pour cent du débit nominal. La première machine comprend une première conduite avec un premier renflement de section (3) entre le compresseur (5) et le condenseur (2) et un second renflement de section (4) entre le condenseur (2) et le détendeur (6). Figure pour l’abrégé : Fig.1 Amélioration de la puissance des machines thermodynamiques La présente demande concerne le domaine des machines thermodynamiques et plus particulièrement l’amélioration de la puissance calorifique ou frigorifique des machines à compression de vapeur. Arrière-plan L’art antérieur connaît des machines thermodynamiques à compression de vapeur, utilisables d’une part en pompe à chaleur pour le chauffage pour prélever de la chaleur dans une source froide et la transférer à un puits chaud (et donc l’utilité se trouve du côté puits) ou utilisables, d’autre part, en machine frigorifique pour prélever de la chaleur dans une source froide et la transférer vers un puits chaud (et donc l’utilité se trouve du côté source). Une machine thermodynamique à compression de vapeur comprend communément un compresseur, un condenseur, un détendeur et un évaporateur en série dans un circuit fluidique fermé contenant un fluide frigorigène, ou "fluide primaire". Une telle machine échange via ses échangeurs thermiques (évaporateur et condenseur) de la chaleur avec un circuit frigoporteur (la source froide) et un circuit caloporteur (le puits chaud), respectivement. Selon l’application, le fluide frigoporteur ou caloporteur, dit "fluide secondaire", peut être soit à l’état gazeux (air ou autres gaz), soit à l’état liquide (eau ou autres liquides). Dans tous les cas, le phénomène de transfert de la chaleur émise au puits chaud ou absorbée de la source froide est assuré de façon externe à la machine thermodynamique par une circulation de fluide qui est un autre circuit fluidique qui transporte un fluide secondaire en contact thermique avec un des échangeurs de la machine, au moyen d’un circulateur fluidique qui permet l’écoulement du fluide secondaire. Lorsque le fluide secondaire est en phase liquide, le circulateur fluidique est typiquement une pompe et lorsque le fluide est en phase gazeuse, le circulateur fluidique est typiquement un ventilateur. Les éléments constitutifs d'une machine, à savoir le compresseur, le condenseur, le détendeur et l'évaporateur définissent ensemble et avec le fluide frigorigène utilisé, une puissance utile ou puissance thermique nominale pour la machine thermodynamique. Cette puissance thermique nominale est la quantité de chaleur qui sera transmise au fluide secondaire par unité de temps, exprimée en kilowatt (kW), dans les conditions d'essais suivant les normes en vigueur ou les règles de l’art (allure de fonctionnement nominale). Un débit nominal est à assurer par le circulateur. Il est déduit de façon connue à partir de la puissance thermique nominale de la machine thermodynamique et de la différence (ou variation) de température ou d’enthalpie fixée aux bornes de l’échangeur. Ces différences de température sont fixées par les normes en vigueur ou les règles de l’art. Plus précisément, le débit nominal du fluide secondaire est tel que le produit du débit nominal par une variation d’enthalpie du fluide secondaire est égal à la puissance thermique nominale. Le circulateur fluidique est dimensionné pour pouvoir fournir un tel débit nominal de fluide secondaire pour une perte de charge caractéristique du circuit secondaire. Généralement, le circulateur sélectionné fonctionne dans une certaine plage de débits et peut assurer un débit maximum supérieur au débit nominal retenu. Toutefois, en pratique, ce débit maximum n'excède pas 120% du débit nominal. Ainsi dans l’art antérieur : - le débit du fluide secondaire liquide dans une circulation est assuré par une pompe dimensionnée pour un débit nominal correspondant, pour une différence de température fixée par les normes ou règles de l’art aux bornes de l’échangeur, à la puissance thermodynamique nominale de la machine ; - le débit du fluide secondaire gazeux est assuré par un ventilateur ou un système de ventilateurs dimensionnés pour un débit nominal correspondant, pour une différence de température fixée par les normes ou règles de l’art aux bornes de l’échangeur, à la puissance thermodynamique nominale de la machine. Le circulateur fluidique est donc dimensionné pour une puissance thermique nominale de machine thermodynamique. Dans les dispositifs conventionnels, l’augmentation de débit du fluide secondaire en contact avec les échangeurs de la machine thermodynamique, au mieux maintient la puissance constante et au pire entraine une perte de puissance. Il n’y a donc rien à attendre d’un surdimensionnement de la pompe d’un circuit du fluide secondaire liquide (eau ou autres) d’une machine thermodynamique ou du surdimensionnement du ventilateur d’un circuit du fluide secondaire gazeux (air ou autres) d’une machine thermodynamique en termes de rendement énergétique ou d’amélioration de la puissance thermique obtenue d’une machine thermodynamique. En outre, comme un tel surdimensionnement du circulateur fluidique représente un surcoût, un encombrement supérieur et une surconsommation, il est soigneusement évité dans l'art antérieur. Dans certaines machines thermodynamiques à compression de vapeur de l’art antérieur, non conventionnelles, sont prévus, dans le circuit fluidique contenant le fluide primaire frigorigène, des renflements de conduite ou "renflements de section intérieure d’une conduite" ou "renflements de section", qui améliorent le rendement thermique d’une machine à compression de vapeur. Des exemples de tels renflements sont décrits, par exemple, dans le document de brevet EP 3071901 B1. Ces renflements comprennent typiquement, pour une conduite de section intérieure donnée avant et après le renflement, une chambre d’entrée dans laquelle la section augmente et une chambre de sortie dans laquelle la section diminue. Ces renflements sont typiquement des renflements dans lesquels les chambres d’entrée et de sortie sont reliées fluidiquement par au moins un tube sur le circuit fluidique de la machine. Un renflement qui comprend plus d’un tube opère une division de conduite (et du débit de fluide frigorigène) en sous-conduites, nommées commodément tubulures, en parallèle sur le circuit fluidique entre les chambres d’entrée et de sortie. Ce type de renflement est commodément appelé "renflement à tubulures". Il est entendu qu'un renflement à tubulures ne comporte pas de circulation d’un fluide secondaire à la différence d’un échangeur thermique multitubulaire. Les renflements précités sont disposés usuellement en milieu gazeux ou en milieu liquide, dans une partie dite haute pression d’une machine thermodynamique, à savoir entre un compresseur et un condenseur (disposition du renflement en milieu gazeux) ou entre un condenseur et un détendeur (disposition du renflement en milieu liquide). Ces renflements améliorent la puissance et le COP d’une machine thermodynamique à compression de vapeur, lorsqu’ils sont insérés dans une telle machine. Il existe un besoin constant d'amélioration des machines thermodynamiques en termes de rendement énergétique ou de puissance thermique. Présentation générale Dans ce contexte, l’invention concerne un dispositif comprenant une première machine thermodynamique à compression de vapeur d’un fluide frigorigène et une deuxième machine thermodynamique à circulation d’un fluide caloporteur, dans lequel la première machine comprend un compresseur, un condenseur, un détendeur et un évaporateur, définissant, ensemble et avec le fluide frigorigène, pour la première machine, une puissance thermique, dans lequel la deuxième machine comprend un circulateur fluidique configuré pour débiter le fluide caloporteur dans la deuxième machine en contact thermique avec le fluide frigorigène, dans lequel la puissance thermique, échangée avec la deuxième machine, est définie par le produit d’un débit nominal par une variation d’enthalpie du fluide caloporteur, dans lequel le circulateur fluidique est dimensionné pour pouvoir débiter le fluide caloporteur selon un débit maximal supérieur à cent vingt pour cent du débit nominal, dans lequel la première machine comprend une première conduite, s’étendant en largeur selon une section intérieure et s’étendant en longueur entre le compresseur et le détendeur via le condenseur, dans lequel la première conduite comprend un premier renflement de section entre le compresseur et le condenseur, dans lequel la première conduite comprend un second renflement de section entre le condenseur et le détendeur, dans lequel le premier renflement de section comprend une première chambre d’entrée dans laquelle la section augmente, une première chambre de sortie dans laquelle la section diminue et des premiers tubes reliant fluidiquement la première chambre d’entrée à la première chambre de sortie, dans lequel le second renflement de section comprend une seconde chambre d’entrée dans laquelle la section augmente, une seconde chambre de sortie dans laquelle la section diminue et au moins un second tube reliant fluidiquement la seconde chambre d’entrée à la seconde chambre de sortie. On désigne par "machine thermodynamique à compression de vapeur", un système fonctionnant grâce à un fluide frigorigène auquel on fait subir des transformations cycliques (compression puis condensation puis détente puis évaporation) au cours desquelles il y a échange d’énergie avec deux machines thermodynamiques à circulation de fluide caloporteur. On désigne par "machine thermodynamique à circulation d’un fluide caloporteur", un circuit fluidique apte à faire circuler un fluide caloporteur et à lui faire transporter de la chaleur en provenance d’un condenseur d’une machine thermodynamique à compression de vapeur ou à destination d’un évaporateur d’une machine thermodynamique à compression de vapeur. Dans le cadre de l'invention, on désigne par "fluide caloporteur", ou "fluide secondaire", tout fluide apte à transporter de la chaleur dans une machine thermodynamique à circulation d’un fluide caloporteur. Ainsi, on désigne indistinctement sous ces termes les fluides caloporteurs et les fluides frigoporteurs. Enfin, les mots "reliant fluidiquement" ou "reliés fluidiquement’’, appliqués à deux éléments, seront entendus comme "permettant un transport d’un fluide" entre les deux éléments, sans perte de fluide dans le transport et sans dérivation de fluide entre les éléments, en instaurant ainsi un contact fluidique entre les deux éléments. Par ailleurs, le circulateur fluidique étant dimensionné pour pouvoir débiter le fluide caloporteur selon un débit maximal supérieur (i.e. supérieur ou égal) à cent vingt pour cent (120%) du débit nominal, c’est-à-dire selon un débit maximal supérieur ou égal à 1,2 fois le débit nominal, il est dit "surdimensionné" par rapport à un circulateur fluidique dimensionné pour pouvoir débiter le fluide caloporteur selon un débit maximal strictement inférieur à cent vingt pour cent du débit nominal. De même, un débit de fluide caloporteur est dit "surdimensionné" lorsqu'il est supérieur ou égale à cent vingt pour cent (120%) du débit nominal. Dans certains modes de réalisation, le dispositif présente les caractéristiques suivantes, seules ou en combinaison, lorsque cela est techniquement possible : - le second renflement de section comprend un seul second tube ; - le second renflement de section comprend plusieurs seconds tubes ; - le circulateur fluidique est dimensionné pour pouvoir débiter le fluide caloporteur selon un débit maximal supérieur à cent cinquante pour cent du débit nominal ; - le circulateur fluidique est dimensionné pour pouvoir débiter le fluide caloporteur selon un débit maximal supérieur à deux cents pour cent du débit nominal ; - le contact thermique est imposé dans le condenseur et le circulateur fluidique est une pompe ; - le contact thermique est imposé dans l’évaporateur et le circulateur fluidique est un ventilateur ; - le contact thermique est imposé dans le condenseur et le circulateur fluidique est un ventilateur ; - le contact thermique est imposé dans l’évaporateur et le circulateur fluidique est une pompe. Les caractéristiques et avantages précités, ainsi que d'autres, apparaîtront à la lecture de la description détaillée qui suit. Cette description détaillée fait référence aux dessins annexés. La est un schéma de principe d’un exemple de pompe à chaleur (PAC) Air/Eau. La est un schéma de principe d’un exemple de climatiseur (CLIM) Air/Air. Description détaillée Des modes de réalisation particuliers du dispositif proposé sont décrits en détail ci-après, en référence aux exemples représentés sur les dessins annexés. Ces modes de réalisation illustrent les caractéristiques et les avantages de l'invention. Il est toutefois rappelé que l'invention ne se limite pas à ces modes de réalisation. La est un schéma de principe d’une pompe à chaleur (PAC) Air/Eau, dans laquelle la pompe à chaleur comprend en série sur une première conduite 8 : un compresseur 5, un premier renflement à tubulures 3, un condenseur 2, un deuxième renflement 4, un détendeur 6, et un évaporateur 7. De plus sur une deuxième conduite 9 en contact thermique avec le condenseur 2 est disposé un circulateur fluidique de type pompe 1 en série sur la deuxième conduite 9. La représente le schéma de principe d’un climatiseur (CLIM) Air/Air, dans laquelle le climatiseur comprend en série sur une première conduite 8 : un compresseur 5, un premier renflement à tubulures 3, un condenseur 2, un deuxième renflement 4, un détendeur 6, un évaporateur 7. De plus sur une deuxième conduite 9 en contact thermique avec l’évaporateur 7 est disposé un circulateur fluidique de type ventilateur 10, en série sur la deuxième conduite 9. Le condenseur et l’évaporateur sont communément désignés ensemble et dans toute la demande par les "échangeurs thermiques" de la machine (PAC ou CLIM). Dans un premier mode de réalisation, en référence à la , l’invention est mise en œuvre dans une pompe à chaleur, ou PAC, Air/Eau qui puise l’énergie d’une source froide (i.e. l'air extérieur) pour l’amener à un puits chaud (i.e. l'eau). Son usage utile est l’exploitation de l’énergie délivrée au niveau du puits chaud. Une telle machine à compression de vapeur est constituée de façon connue de la première conduite 8 sur laquelle se trouvent le compresseur 5, le premier renflement à tubulures 3, le condenseur 2, le deuxième renflement 4, le détendeur 6 et l'évaporateur 7. Dans la deuxième conduite 9 en contact thermique avec la machine au niveau d’un de ses échangeurs thermiques, ici le condenseur 2, on dispose un circuit fluidique comprenant un circulateur fluidique, ici une pompe 1, configurée pour mettre en circulation un fluide caloporteur, ici de l’eau, dans la deuxième conduite 9. Il est connu de dimensionner le circulateur fluidique en fonction d’une puissance thermique, ici calorifique, souhaitée pour la pompe à chaleur, selon un calcul connu de l’art antérieur et détaillé ci-dessous. La quantité nécessaire d’énergie pour l’usage est déterminée par la puissance calorifique de la PAC et le temps de fonctionnement selon la formule où : : Energie délivrée au puit chaud (Eau) : Puissance calorifique de la PAC : Temps de fonctionnement Pour répondre au besoin calorifique, tous les composants de la PAC (le compresseur, le détendeur, l’évaporateur et surtout le condenseur) sont dimensionnés pour assurer la puissance calorifique nécessaire. Selon les lois de la thermodynamique, et pour les fluides incompressibles comme l’eau, la puissance calorifique est exprimée par la formule avec : : Puissance calorifique de la PAC : Débit du fluide caloporteur : Chaleur spécifique massique à pression constante du fluide caloporteur : Différence de température du fluide caloporteur entre l’entrée et la sortie du condenseur de la PAC . Pour une machine donnée, dans tous les modes de réalisation de la présente invention, la puissance calorifique est constante pour des conditions opératoires données (températures du puits chaud et de la source froide). Et puisque la chaleur spécifique d’un fluide caloporteur incompressible est également constante, alors toute variation du débit massique va générer un changement de la différence de température d’une manière inversement proportionnelle afin de conserver la puissance calorifique constante. Le tableau 1.1 indique les valeurs théoriques calculées pour un exemple d’une PAC Air/Eau de puissance 12 kW (ou puissance nominale pour une température de l'air extérieur de 7°C, degrés Celsius, une température de l’eau à l’entrée du condenseur de 30°C et une température de l’eau à la sortie du condenseur de 35°C), pour trois débits d'eau différents. Tableau 1.1 – Exemple théorique pour la PAC Air/Eau Cas Puissance calorifique (kW) Débit d’eau (kg/s) (K) 1 12 0,5 5,74 2 12 0,57 5 3 12 1 2,87 4 12 1,5 1,91 Dans cet exemple théorique, la différence de température diminue bien d’une manière inversement proportionnelle au débit. Par ailleurs, on comprend que dans l'exemple d'une PAC Air/Eau de puissance nominale 12 kW et pour une variation de température du fluide caloporteur aux bornes du condenseur de 5 K (selon les règles de l’art de dimensionnement, éventuellement normalisées), le débit nominal d'eau est de 0,57 kg/s. Dans l'art antérieur, dans cet exemple, le circulateur fluidique serait dimensionné pour obtenir un tel débit nominal. Pour tous les résultats expérimentaux des tableaux 1.2 et 1.3, les conditions opératoires sont identiques : la température de l'air extérieur est de 7°C et la température de l’eau à la sortie du condenseur est de 35°C. Le tableau 1.2 montre les résultats de tests effectués avec une PAC Air/Eau réelle, sans renflements, dimensionnée à 12 kW de puissance nominale fonctionnant avec un fluide frigorigène de type R454C (composition massique : 21,5%R32, 78,5%R1234yf), pour deux débits d'eau différents. Tableau 1.2 – Résultats des tests réels sur la PAC Air/Eau de 12 kW en puissance nominale Cas Puissance calorifique (kW) Débit d’eau (kg/s) (K) 1 11,4 0,51 5,35 2 10,7 0,94 2,72 On constate que la puissance calorifique mesurée ne croît pas lorsque le débit d'eau augmente. Il n’existe donc aucune incitation pour l’homme du métier à augmenter le débit de fluide caloporteur, ou fluide secondaire, dans un circulateur fluidique au-delà du débit nominal correspondant à la puissance nominale. En revanche, les inventeurs ont découvert que, pour une PAC selon l'invention fonctionnant avec des renflements et une pompe surdimensionnée, la puissance calorifique augmentait de façon inattendue en augmentant le débit circulé du fluide secondaire caloporteur, ici de l’eau. En effet, bien que la différence de température baisse lorsque le débit augmente, on observe que la différence de température ne baisse pas d’une manière inversement proportionnelle au débit : la diminution de température observée est plus faible que la diminution attendue. Le tableau 1.3 montre les résultats de tests effectués sur la PAC Air/Eau selon l'invention, dimensionnée à une puissance nominale de 12 kW fonctionnant avec un fluide frigorigène de type R454C avec un circulateur surdimensionné et des renflements, pour quatre débits d'eau différents. Tableau 1.3 – Résultats de tests réels sur la PAC Air/Eau avec renflements et circulateur surdimensionné. Cas Puissance calorifique (kW) Débit d’eau (kg/s) (K) Débit d’eau nominal (kg/s) 1 11,24 0,56 4,83 0,57 2 11,7 0,69 4,06 0,57 3 13,33 1,18 2,65 0,57 4 14,03 1,37 2,36 0,57 On notera que, dans le tableau 1.3, les cas 2, 3 et 4 correspondent à un débit surdimensionné, nettement supérieur au débit nominal, tandis que le cas 1 correspond à un débit assez proche du débit nominal. Ces résultats illustrent le fait que, de façon inattendue, pour les PAC avec renflements, on obtient une baisse non proportionnelle de la différence de température sur le fluide caloporteur pour une augmentation du débit et donc une augmentation de la puissance calorifique de la PAC. L'invention met à profit ce phénomène en surdimensionnant le circulateur fluidique de manière à obtenir un débit de fluide caloporteur nettement plus élevé que le débit nominal et, ainsi, une puissance calorifique plus élevée. Dans des variantes de ce premier mode de réalisation, la pompe à chaleur est une pompe à chaleur air/air, eau/air ou eau/eau. Dans un deuxième mode de réalisation, en référence à la , l’invention est mise en œuvre dans un climatiseur (CLIM) Air/Air qui puise l’énergie d’une source froide (Air intérieur) pour l’amener à un puits chaud (Air extérieur). Son usage utile est l’exploitation de l’énergie prélevée au niveau de la source froide. La configuration de la machine thermique est la même que dans le premier mode de réalisation. Cependant, dans ce deuxième mode de réalisation, la deuxième conduite 9 est en contact thermique avec l’autre échangeur thermique de la machine, ici l’évaporateur 7 et un circulateur fluidique, i.e. un ventilateur 10, adapté pour mettre en circulation un fluide frigoporteur, ou fluide secondaire, i.e. de l’air, dans la deuxième conduite 9 est utilisé. Il est connu de dimensionner le circulateur fluidique en fonction d’une puissance thermique nominale, ici frigorifique, souhaitée pour le climatiseur, selon le calcul ci-dessous. La quantité nécessaire d’énergie pour l’usage est déterminée par la puissance frigorifique de la machine frigorifique et le temps de fonctionnement selon la formule où : : Energie récupérée à la source froide (air) : Puissance frigorifique de la CLIM : Temps de fonctionnement Pour répondre au besoin frigorifique, tous les composants de la machine frigorifique (le compresseur, le détendeur, le condenseur et l’évaporateur) sont dimensionnés pour assurer la puissance frigorifique nécessaire. Selon les lois de la thermodynamique, et pour les fluides compressibles tel que l’air, la puissance frigorifique est exprimée par : , avec : : Puissance frigorifique de la CLIM : Débit du fluide frigoporteur : Différence d’enthalpie du fluide frigoporteur entre l’entrée et la sortie de l’évaporateur pour une constante (kJ/kg). Pour une machine donnée, dans tous les modes de réalisation de la présente invention, la puissance frigorifique est constante pour des conditions opératoires données (températures du puits chaud et de la source froide). De ce fait, la variation du débit massique va générer un changement de la différence d’enthalpie d’une manière inversement proportionnelle afin de conserver constante la puissance frigorifique . Le tableau 2.1 indique les valeurs théoriques calculées pour un exemple d’un climatiseur (CLIM) Air/Air de puissance nominale 6,9 kW (ou puissance nominale pour une température de l'air extérieur de 35°C, degrés Celsius, et une température de l’air à l’entrée de l’évaporateur de 27°C), pour cinq débits d'air différents. Tableau 2.1 – Exemple théorique pour la CLIM Air/Air Cas Puissance frigorifique (kW) Débit d’air (kg/s) (kJ/kg) 1 6,9 0,4 17,25 2 6,9 0,5 13,8 3 6,9 0,6 11,5 4 6,9 0,8 8,63 5 6,9 1,0 6,9 Dans cet exemple théorique, la différence d’enthalpie diminue bien d’une manière inversement proportionnelle au débit. Le débit nominal de fluide secondaire est défini par le constructeur en fonction de l’application dans laquelle la machine à compression de vapeur est utilisée. Typiquement, pour une application de climatisation résidentielle, le débit nominal doit assurer une différence de température aux bornes de l’évaporateur de 10 à 15 K, Kelvin. Typiquement, pour une application de réfrigération commerciale, le débit nominal doit assurer une différence de température aux bornes de l’évaporateur de 5 à 10 K. Le climatiseur utilisé pour cet exemple est un climatiseur de type résidentiel. La différence de température de 10 à 15 K correspond à une différence d’enthalpie d’environ 10 à 15 kJ/kg (cp ~ 1,005 , arrondi à 1 ) et donc à un débit nominal de 0,46 à 0,69 kg/s. Le constructeur de ce modèle indique dans la fiche technique un débit nominal de 0,5 kg/s. Pour tous les résultats expérimentaux des tableaux 2.2 et 2.3, les conditions opératoires sont identiques : la température de l'air extérieur est de 35° et la température de l’air à l’entrée de l’évaporateur de 27°C. Le tableau 2.2 montre les résultats de tests effectués avec une CLIM Air/Air réelle sans renflement, dimensionnée à 6,9 kW de puissance nominale fonctionnant avec un fluide frigorigène de type R410A (composition massique : 50%R32, 50%R125), pour deux débits d'air différents. Tableau 2.2 – Résultats des tests réels sur la CLIM Air/Air de 6,9 kW de puissance nominale Cas Puissance frigorifique (kW) Débit d’air (kg/s) (kJ/kg) 1 6,93 0,41 16,81 2 6,82 0,51 13,32 On constate que, en accord avec la théorie, la puissance frigorifique mesurée est constante dans la limite des tolérances expérimentales. Il n’existe donc aucune incitation pour l’homme du métier à augmenter le débit de fluide frigoporteur, ou fluide secondaire, dans un circulateur fluidique au-delà du débit nominal correspondant à la puissance nominale. En revanche, les inventeurs ont découvert que, pour une CLIM selon l'invention fonctionnant avec des renflements et un ventilateur surdimensionné, la puissance frigorifique augmentait de façon inattendue en augmentant le débit circulé du fluide frigoporteur, ici de l’air. En effet, bien que la différence d’enthalpie baisse lorsque le débit augmente, on observe que la différence d’enthalpie ne baisse pas d’une manière inversement proportionnelle au débit : la diminution d’enthalpie observée est plus faible que la diminution attendue. Le tableau 2.3 montre les résultats de la CLIM Air/Air selon l'invention, dimensionnée à une puissance nominale de 6,9 kW fonctionnant avec un fluide frigorigène de type R410A avec un circulateur surdimensionné et des renflements, pour quatre débits d'air différents. Tableau 2.3 – Résultats de tests réels pour la CLIM Air/Air avec renflements et ventilateur surdimensionné Cas Puissance frigorifique (kW) Débit d’air (kg/s) (kJ/kg) Débit d’air nominal (kg/s) 1 7,47 0,51 14,4 0,5 2 8,2 0,61 13,47 0,5 3 9,4 0,84 11,18 0,5 4 10,4 0,99 10,47 0,5 On notera que, dans le tableau 2.3, les cas 2, 3 et 4 correspondent à un débit surdimensionné, nettement supérieur au débit nominal, tandis que le cas 1 correspond à un débit assez proche du débit nominal. En analysant les résultats de la machine frigorifique avec l’invention, on observe une baisse étonnamment non proportionnelle de la différence d’enthalpie ΔH sur le fluide frigoporteur pour une augmentation de débit et donc une augmentation de la puissance frigorifique. L'invention met à profit ce phénomène en surdimensionnant le circulateur fluidique de manière à obtenir un débit de fluide frigoporteur nettement plus élevé que le débit nominal et, ainsi, une puissance frigorifique plus élevée. Dans des variantes de ce deuxième mode de réalisation, le climatiseur est une machine frigorifique air/eau, eau/air ou eau/eau, qui sont des types de machine frigorifique connus dans l’art antérieur. L’invention est susceptible d’application industrielle dans le domaine des machines thermodynamiques. Dans toute la présente demande, le terme " surdimensionné " pour une circulation ou un circulateur fluidique, sera entendu relativement à un dimensionnement d’une circulation ou d’un circulateur fluidique pour une machine thermodynamique à compression de vapeur sans renflements ayant une certaine puissance nominale. Typiquement, la puissance nominale est fixée par le constructeur de la machine. L’enseignement de la présente demande s’étend aussi de façon équivalente à une machine à compression de vapeur dont le compresseur serait sous-dimensionné par rapport à ses échangeurs et au circulateur fluidique ou circulateur du fluide secondaire (auquel cas le circulateur serait surdimensionné par rapport à la machine thermodynamique à compression de vapeur) et qui contiendrait les renflements décrits précédemment. Ainsi, selon l’invention, il est possible de sous-dimensionner le compresseur d’une machine thermodynamique à compression de vapeur par rapport aux échangeurs et au circulateur fluidique d’une circulation de fluide pour ladite machine thermodynamique, ou de surdimensionner le circulateur fluidique d’une circulation de fluide pour ladite machine thermodynamique par rapport au compresseur et aux échangeurs, en présence de renflements. Par exemple : - en partant d’une machine de puissance nominale connue (e.g., fixée par le constructeur), le circulateur fluidique devra être surdimensionné pour fonctionner à un débit de fluide supérieur au débit nominal. Ceci permettra, après introduction des renflements, de fonctionner avec un débit surdimensionné et d'obtenir une puissance thermique supérieure à la puissance nominale, - en partant originellement d’une machine de puissance thermique nominale donnée, à circulateur fluidique inchangé, le compresseur sera sous-dimensionné pour diminuer la puissance thermique nominale de la machine. Le débit de fluide imposé par le circulateur fluidique inchangé sera alors supérieur au débit nominal calculé avec le compresseur sous-dimensionné. Ceci permettra, après introduction des renflements, de recouvrer la puissance thermique nominale d’origine avec le circulateur fluidique d’origine mais avec un compresseur moins puissant et typiquement moins coûteux. Dans la même idée, pour un dispositif comprenant une machine thermodynamique incluant un compresseur et des renflements et une autre machine thermodynamique incluant un circulateur fluidique, après avoir enlevé les renflements, on calcule un couple théorique compresseur et circulateur fluidique bien dimensionné puis on vérifie si, compte-tenu des spécifications du compresseur et du circulateur, ceux-ci sont surdimensionnés relativement l’un par rapport à l’autre vis-à-vis du dimensionnement relatif du couple théorique. Dans l'affirmative, la machine est conforme à l'invention. L’enseignement de la présente demande s’étend à d’autres fluides frigorigènes que ceux cités (R410A et R454C), notamment au R407C (composition massique : 50%R134a, 23%R32, 25%R125). Il est entendu au sens de la présente demande qu’un renflement, sauf indication contraire, peut comprendre un seul tube aussi bien que plusieurs tubes. Dispositif comprenant une première machine thermodynamique à compression de vapeur d’un fluide frigorigène et une deuxième machine thermodynamique à circulation d’un fluide caloporteur, dans lequel la première machine comprend un compresseur (5), un condenseur (2), un détendeur (6) et un évaporateur (7), définissant, ensemble et avec le fluide frigorigène, pour la première machine, une puissance thermique, dans lequel la deuxième machine comprend un circulateur fluidique (1,10) configuré pour débiter le fluide caloporteur dans la deuxième machine en contact thermique avec le fluide frigorigène, dans lequel la puissance thermique, échangée avec la deuxième machine, est définie par le produit d’un débit nominal par une variation d’enthalpie du fluide caloporteur, dans lequel le circulateur fluidique (1,10) est dimensionné pour pouvoir débiter le fluide caloporteur selon un débit maximal supérieur à cent vingt pour cent du débit nominal, dans lequel la première machine comprend une première conduite, s’étendant en largeur selon une section intérieure et s’étendant en longueur entre le compresseur (5) et le détendeur (6) via le condenseur (2), dans lequel la première conduite comprend un premier renflement de section (3) entre le compresseur (5) et le condenseur (2), dans lequel la première conduite comprend un second renflement de section (4) entre le condenseur (2) et le détendeur (6), dans lequel le premier renflement de section (3) comprend une première chambre d’entrée dans laquelle la section augmente, une première chambre de sortie dans laquelle la section diminue et des premiers tubes reliant fluidiquement la première chambre d’entrée à la première chambre de sortie, et dans lequel le second renflement de section (4) comprend une seconde chambre d’entrée dans laquelle la section augmente, une seconde chambre de sortie dans laquelle la section diminue et au moins un second tube reliant fluidiquement la seconde chambre d’entrée à la seconde chambre de sortie. Dispositif selon la revendication 1 dans lequel le second renflement de section (4) comprend un seul second tube. Dispositif selon la revendication 1 dans lequel le second renflement de section (4) comprend plusieurs seconds tubes. Dispositif selon l’une quelconque des revendications 1 à 3 dans lequel dans lequel le circulateur fluidique (1,10) est dimensionné pour pouvoir débiter le fluide caloporteur selon un débit maximal supérieur à cent cinquante pour cent du débit nominal. Dispositif selon la revendication 4 dans lequel dans lequel le circulateur fluidique (1,10) est dimensionné pour pouvoir débiter le fluide caloporteur selon un débit maximal supérieur à deux cents pour cent du débit nominal. Dispositif selon l’une quelconque des revendications 1 à 5 dans lequel le contact thermique est imposé dans le condenseur (2) et dans lequel le circulateur fluidique est une pompe (1). Dispositif selon l’une quelconque des revendications 1 à 5 dans lequel le contact thermique est imposé dans l’évaporateur (7) et dans lequel le circulateur fluidique est un ventilateur (10). Dispositif selon l’une quelconque des revendications 1 à 5 dans lequel le contact thermique est imposé dans le condenseur (2) et dans lequel le circulateur fluidique est un ventilateur. Dispositif selon l’une quelconque des revendications 1 à 5 dans lequel le contact thermique est imposé dans l’évaporateur (7) et dans lequel le circulateur fluidique est une pompe.